【正文】 a a≈ a0+(Ld+L0)/2=500+()/2= 由于 amin=== amax=a+ Ld=+= 所以實際中心距的變化范圍是 ~ （ 7）驗算小帶輪包角 ≈(dd2dd1)/a=≥ 1200，合適。 電動機軸： = =960 r/min Ⅰ軸： = / =（ 960/3） r/min =320 r/min Ⅱ軸： = / =(320/) r/min= r/min Ⅲ軸： = = r/min 驗算帶速 : V 工作帶 = 筒 nⅢ /60x1000=誤差 : △ V=（ ） /=% 5%≤ ≤5% ，合適。 ②帶 V帶傳動比范圍是 2~4； ③總傳動比范圍 =6~20。 2 確定電動機功率 （ 1）根據(jù)帶式運輸機 工作類型，選取工作機效率為 = 工作機所需功率 = =()= （ 2）查機參考文獻(xiàn) [2]表 17 可以確定各部分效率： ① 聯(lián)軸器效率： =； ②滾動軸承傳動效率： =； ③閉式直齒圓柱齒輪傳動效率： 查參考文獻(xiàn) [2]表 162，選取齒輪精度等級為 8 級，傳動效率 不低于 （包括軸承不低于 ） 故取 =； ④滾筒傳動效率： 一般選取 =； ⑤ V 帶傳動效率： 查參考文獻(xiàn) [2]表 3 確定選用普通 V 帶傳動，一般選取 =； ⑥由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率： = = = = = = = = 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 5％； ，小批量生產(chǎn)； 7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力 F中了。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。 減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用 HT200 灰鑄鐵鑄造而成。 因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點，采用方案Ⅱ，即選定電動機型號為：Y132M6，其主要性能是：額定功率： 4kw 滿載轉(zhuǎn)速： 960r/min。 ③計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=i 帶 dd1=3x125=375mm，查參考文獻(xiàn) [2]表 88，圓整為 dd2=375mm ④驗算彈性功率 ，很小，滿足要求。 （ 10）計 算軸上壓力 ①確定單根 V帶的出拉力的最小值 查參考文獻(xiàn) [2]表 83得 A型帶單位長度質(zhì)量 q=,所以有：=500( kα ) Pca/ kα zv+qv2= 應(yīng)使實際初拉力 ②計算軸上壓力 壓軸力最小值： (Fp)min=2z(F0)sin= （ 11）計算結(jié)果 查參考文獻(xiàn) [2]，選用 3 根 V 帶 = (Fp)min= 第四章 傳動零件的設(shè)計計算 齒輪傳動的設(shè)計計算（內(nèi)傳動） （ 1）選擇齒輪類型，材料 及精度等級 ①根據(jù)傳動方案及設(shè)計要求可初選為直齒圓柱齒輪 ②根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]表 619 因為載荷小，且要求 ，所以可以選用 8 級精度。 查參考文獻(xiàn) [1]圖 1013，根據(jù) b/h=， 得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 載荷系數(shù) K= Kv 1 1 = ⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，查參考文獻(xiàn) [2]得 d1=d1== ⑦計算模數(shù) m=d1/z1=(3)按齒根彎曲強度設(shè)計 查參考文獻(xiàn) [1]得彎曲強度的設(shè)計公式為： ① 定公式內(nèi)的各計算值 查參考文獻(xiàn) [1]圖 1020c 得小齒輪彎曲疲勞強度極限 ； 大齒輪彎曲疲勞強度極限 。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 徑向力 Fr=Ft 因為軸肩 ， 為非定位軸肩，軸肩高度可以任意取，現(xiàn)取，則 =42mm。因為 ,故還需要綜合考慮 ，同時確定。 表 8 鍵的數(shù)據(jù)如下表 軸 鍵 鍵槽 公稱直徑d 公稱尺寸 b h 寬度 深度 公稱尺寸 b 軸 t 公稱尺寸 轂 t1 公稱尺寸 30 8 7 8 因為 =58mm，則 查參考文獻(xiàn) [1] 表 1211 中鍵的長度系列，選取=50mm 鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖 4 圖 4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝 =50mm ②軸段Ⅱ的長度 因為 = （ ：右軸承端蓋的寬度； ：大帶輪輪轂到右軸承端蓋的距離） 軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。因此，此齒輪軸較簡單，無其他危險截面。 ⑤驗算軸承 6406 軸承的壽命，根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]得 可見 ,所以軸承 6406 合格。 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1）軸的零件定位，固定和裝配 ①固定單級減速器中大齒輪也應(yīng)該安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩 d2=316mm Ft= Fr = Fn= dmin= 和軸端擋圈固定。查參考文獻(xiàn) [1]，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，左端蓋采用透蓋，右端蓋采用悶蓋，左端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻(xiàn) [2]表 712 得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表 13： LⅦ =82mm 表 13 油毛氈密封尺寸 軸徑 氈圈 槽 d D d1 B1 D d b 55 74 53 8 72 56 7 故取 =55mm，在（ ~） mm 范圍內(nèi)，合適。 ⑨軸段 軸肩 為定位軸肩， 故 = +2 =（ ~） =（ ~） mm,取 =74mm； 為滿足齒輪相對兩軸承對稱分布，應(yīng)該使 = + ，所以 = +2=127+2=7mm. ⑩選取右軸承端蓋 右軸承端蓋的部分尺寸與左軸承端蓋一樣，但右軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。 從應(yīng)力集中對疲勞強度的影響來看，截面 — 和截面 Ⅲ 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重； 從受載的情況看，截面 B 雖然應(yīng)力最大。 可見低速軸也完全符合要求。 （ 2）軸段 上的鍵 ①根 據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段 的直徑=48mm，查參考文獻(xiàn) [2]表 41 選用鍵 14 70 GB109620xx,其中 bh=14 9 ③ 連接的強度校核 根據(jù)工作件查參考文獻(xiàn) [2]表 62 的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力 ，對于鍵 14 70 GB109620xx 有： 鍵與輪轂的接觸高度： k== 9= 鍵的工作長度： l=Lb=7014=56 鍵的擠壓應(yīng)力： 2 481300/(48 56 )= 可見 ,故安全。 ④根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]，求軸承應(yīng)該有的基本額定動載荷值： fp= Fa/Fr=0＜ e 。 fp= P1= P2= 38400h ② 由條件知道工作時間為 8 年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為 =38400h ③ 根據(jù)參考文獻(xiàn) [1]，求軸承應(yīng)該有的基本額定動載荷值 : = 則按照參考文獻(xiàn) [2] 表 61，較充裕地選擇 C=29500 的深溝球軸承 6208。 第八章 聯(lián)軸器的選擇 按扭矩初步確定軸的最小直徑 按參考文獻(xiàn) [1]初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為 45 號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 217~255HBS，選取 240HBS。這樣結(jié)構(gòu)簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?,要加設(shè)輸油溝。 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 ，查 參考文獻(xiàn) [1]表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，工作機為運輸機，故取工作情況系數(shù) 則計算轉(zhuǎn)矩： = 481300= 半聯(lián)軸器的選擇： 按照計算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查參考文獻(xiàn) [2]表 87，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=，半聯(lián)軸器的孔徑 =48mm，故取 =48mm，半聯(lián)軸器的長度 L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=84mm 查參考文獻(xiàn) [1]可以確定軸段 的軸伸長度為 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面 型號 公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 m 許勇轉(zhuǎn)速 r/min 軸孔直徑 mm Y型L mm L mm L1 mm D mm D1 mm B mm s mm 轉(zhuǎn)動慣量kg.m2 質(zhì)量 kg LX3 1250 4700 48 112 84 112 160 75 36 26 8 ,安全 第九章 減速器潤滑與密封 潤滑的選擇確定 潤滑方式 V＜ 12 m/s，選用浸油 潤滑 ,因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。 (2)鍵連接的強度校核 根據(jù)工作件查參考文獻(xiàn) [2]表 62 的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力 ，對于鍵 850GB109620xx 有： =50mm k= l=42mm σ p= ,安全 鍵與輪轂的接觸高度： k== 7= 鍵的工作長度： l=Lb=508=42mm 鍵的擠壓應(yīng)力：σ p=2T 帶輪 /d1lk=2 104800/(30 42 ) = 可見 ,故安全。 查參考文獻(xiàn) [2]表 61，選取滾動軸承 6212，其數(shù)據(jù)如表 14： 表 14 滾動軸承 6212 的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6212 d D B 60 110 22 69 101 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉(zhuǎn)速 Cr/KN /KN 脂潤滑 8000 低速軸軸承的選擇與校核 （ 1）根據(jù)前面設(shè)計，選取左右軸承都為深溝球軸承 6212，查本設(shè)計任務(wù)書表 8 得：基本額定動載荷 Cr=, 查參考文獻(xiàn) [1]表 136 得輕 微沖擊時的載荷系數(shù) fp 的范圍是 ~，取 fp=。 （ 2）軸上受力分析 前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)： 軸上傳遞的扭矩： 齒輪圓周力： 齒輪徑向力： 軸上的垂直支撐反力： 軸上的水平支撐反力： ； 計算合力： （ 3）計算當(dāng)量動載荷 ①求比值 軸承 1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以 Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻(xiàn) [2]表 135 得深溝球軸承的最小半段系數(shù) e 值為，可見比值 :Fa/Fr＜ e ②計算當(dāng)量動載荷 P 查參考文獻(xiàn) [2]表 135 得：徑向動載荷系數(shù) X=1。 根據(jù)參考文獻(xiàn) [1]得 P= P2=P1==（ 1 +0） =。由參考文獻(xiàn) [2]第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因