機械設(shè)計課程設(shè)計-帶式傳輸機的傳動裝置設(shè)計(存儲版)
【正文】 據(jù)準備 圓周速度 v = =齒寬 b =1 = 計算實際載荷系數(shù) 由表 102查得使用系數(shù) = 根據(jù) v=、 7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)= 齒輪的圓周力 =2 ／= =1 ／ =／ mm 查表 103得齒間載荷分配系數(shù) = 由表 104用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù) 。 =143 = y=1 △ y= 由圖 1021a 可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪 強度，但重合度有所下降 Ⅱ 分配變位系數(shù) ， 。 取失效概率為 1%、安全系數(shù) S=1，由式（ 1014）得 [ ]= = 600=564MPa [ ]= = 550=528MPa 取兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 [ ]= [ ] =528MPa 試算小齒輪分段圓直徑 所以 = 2）調(diào)整小齒輪分段圓直徑 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度 v = =齒寬 b =1 = 計算實際載荷系數(shù) [ ] =564MPa [ ] =528MPa [ ] =528MPa = 由表 102查得使用系數(shù) = 根據(jù) v=、 7 級精度，由圖 108 查得動載荷系數(shù)= 齒輪的圓周力 =2 ／= =1 ／ =／ mm 查表 103得齒間載荷分配系數(shù) = 由表 104用插 值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù) 。 =143 = y=1 △ y= 由圖 1021a 可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降 Ⅱ 分配變位系數(shù) ， 。 1）軸的材料取 45號鋼 2）初步確定軸的最小直徑 =112 = =36mm =50mm 因為中間軸的最小直徑與滾動軸承配合，所以先確定滾動軸承型號，根據(jù)軸的最小直徑， 查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第三版選取 6010 深溝球 軸承， 其尺寸為 d D B=50 80 16。 m 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T50142020，選用 LX6 Y 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 6300 N 裝 V 帶的軸段需要設(shè)計鍵，查鍵標鍵長 50mm 中間軸小齒輪 b h=16 10 鍵長 70mm 低速軸大齒輪 b h=25 14 鍵長 63mm 準，由軸的直徑為 40mm 查出鍵的寬度為 12mm，由軸長 70mm確定鍵長為 63mm，而 63mm 為標準鍵長，選用定位好的 A型鍵：鍵 12 63GB/T10962020。裝 大 齒輪的軸段需要設(shè)計鍵，查鍵標準，由軸的直徑為 60mm 查出鍵的寬度為 18mm，由軸長 57mm確定鍵長為 50mm，而 50mm 為標準鍵長，選用定位好的 A型鍵：鍵 18 50GB/T10962020。 裝 大 齒輪的軸段需要設(shè)計鍵，查鍵標準，由軸的直徑為90mm查出鍵的寬度為 25mm，由軸長 72mm 確定鍵長為 63mm，而 63mm 為標準鍵長，選用定位好的 A型鍵：鍵 2563GB/T10962020。因為是一般減速器，選取圓柱滾子球 軸承，型號為 NJ211E。 Ⅲ 軸鍵連接的擠壓強度滿足要求，因鍵長較長，因此鍵的抗剪強度足夠，一般不必驗算。 Ⅱ 軸鍵連接的擠壓強度滿足要求，因鍵長較長，因此鍵的抗剪強度足夠，一般不必驗算。 Ⅰ 軸鍵連接的擠壓強度滿足要求，因鍵長較長，因此鍵的抗剪強度足夠，一般不必驗算。 因滾動軸承是成對使用的， 但考慮到 擋油環(huán)的安裝 ，所以 所以 =42mm， =77mm。 =77mm 高速軸 V帶 b h=12 8 鍵長 63mm 高速軸小齒輪 b h=16 10 鍵長 56mm 中間軸大 齒輪 b h=18 11 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 ,查表 141確定 =，所以， = 2211N 左端軸承采用軸肩進行定位，軸肩的高度 h=（ 2~3）R=5mm，長度 90mm， =50mm以及 10mm， =58mm。 圓整中心距后的強度校核 1）計算變位系數(shù)和 Ⅰ .計算嚙合角、齒數(shù)角、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù) 和齒頂高降低系數(shù)。 m Ⅲ 由表 107選取齒寬系數(shù) =1 Ⅳ 由圖 1020查得區(qū)域系數(shù) = Ⅴ 由表 105查得材料的彈性影響系數(shù) = Ⅵ 由式（ 109） 得 = Ⅶ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由圖 1025d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 600MPa， =550MPa。 圓整中心距后的強度校核 1）計算變位系數(shù)和 Ⅰ .計算嚙合角、齒數(shù)角、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 m Ⅲ 由表 107選取齒寬系數(shù) =1 Ⅳ 由圖 1020查得區(qū)域系數(shù) = Ⅴ 由表 105查得材料的彈性影響系數(shù) = Ⅵ 由式（ 109） 得 = Ⅶ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由圖 1025d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為600MPa， =550MPa。 所以 =176。 m 、 Ⅳ 軸（滾筒軸）輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 = = T=9550 m 、 Ⅰ 軸（高速軸）輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 = = =970/3==9550 ╱ =工作年限為 10 年。 m = = m = 計算功率 是根據(jù)傳遞的功率 P和帶的工作條件而確定的 根據(jù)表 88 可查得 ，所以 = = 選擇 V 帶的帶型 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉(zhuǎn)速 =970r/min，根據(jù)圖 811選用 B 型 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速 v 根據(jù) V 帶的帶型，參考表 87 和表 89確定小帶輪的基準直徑 ，應(yīng)使 ，所以取小帶輪的基準直徑=140mm。 5）
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