帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計機械課程設計說明書-文庫吧資料
2025-08-09 04:04本頁面
【正文】 器機構3）確定軸的各端直徑 外端直徑d1=30mm 按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取穿過軸承蓋周段的軸徑為d2=d1+2h=d1+2= ，由于該處安裝墊圈，故取標準直徑d2=36mm考慮到軸承的內孔標準。該軸的外端安裝V帶輪，為了補償軸的偏差，選用腹板式帶輪，最后取軸的最小直徑為d1=30mm。主動軸的設計選取材料和熱處理的方法，并確定軸材料的許用應力根據設計要求，普通用途，中小功率，單向運轉，選用45鋼正火處理。mm db≥ =31mm考慮鍵槽后，由于db=31=d4=63mm，故b截面安全。mm校核軸的強度根據總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結構草圖的判斷a、b截面為危險截面，下面分別進行校核：1）校核a截面 da≥=40mm 考慮鍵槽后，由于da=40=42mmd1=45mm，故a截面安全。mm4 繪制扭矩圖見圖82(e) T=587921NL4比B2長1~3mm）L1=58mm（HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1 比B1短1~3mm）L7=23mm( 軸承寬度為B3=22mm , 擋油環(huán)厚1mm)L5=8mm（軸環(huán)寬度為b≥）根據減速器結構設計的要求，初步確定Δ2=10~15mm l2=5~10mmL6=Δ2＋12﹣L3=11mmL3=B3＋l2＋Δ2＋(1~3)=42mmL2=55mm(根據減速器箱體結構等尺寸初步確定為（55~65mm）兩軸承之間的跨距：L=B3＋2I2＋2Δ2＋B2=23＋2(5~10mm)＋2（10~15mm）＋82=135mm從動齒輪的受力計算 分度圓直徑d1=mz=381=243mm轉矩 T=106P／n=587921N（3）確定軸的各段直徑： 外伸端直徑d1=45mm按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d2=d1＋2h=d1＋2=，故取標準直徑d2=56mm考慮軸承的內孔標準，取d3=d7=60,初選軸承型號6212。（2）直齒輪在工作中不會產生軸向力，故兩端采用深溝球軸承。軸的定位則由兩端的軸承端蓋軸向固定軸承的外套圈來實現(xiàn)。查手冊表選用柱銷聯(lián)軸器，其型號為為HL3，最小直徑d1=45mm軸的設計計算并繪制結構草圖：（1）確定軸上零件的布置方案和固定方法： 參考一般減速器結構，將齒輪布置在軸的中部，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸環(huán)和軸套作軸向固定，用平鍵和過盈配合（H7/r6）作軸向固定。查表151得σb=600Mpa，查表155得[σb]1=55 Mpa估算軸的最小直徑：由表152查得A=110，根據公式（151）得:d1≥A= 考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，=。故 d1≥ =幾何尺寸計算 齒數 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數的推薦值是20～40，取Z1=27，則Z2= 81 模數 m=d1/Z1= 由表52，將m轉換為標準模數，取m=3mm 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm 齒寬 b2=Ψdd1=1=，取整b2=76mm b 1= 76+（5~10）mm，取b 1=80mm校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式（535） δF=YFYs 查表510，兩齒輪的齒形系數，應力校正系數分別是（YF2 ,Ys2 由線性插值法求出） Z1 =27時 YF1 = Ys1=Z2 =81時 YF2 = Ys2 =查表511，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 δf lim1 =190+(HBS1135)=209 Mpa δf lim2 =190+(HBS2135)=201 Mpa查表512，彎曲疲勞強度的最小安全系數為sF lim1 =兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為[δF1]= δh lim1/ sh lim1 =209 Mpa[δF2]= δh lim2/ sh lim2 =201 Mpa將上述參數分別代入校核公式（535），可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為 δF1=YF1Ys＜[δF1]=209 Mpa δF2=YF2Ys2＜[δF2]=201 Mpa所以兩齒輪的齒根
物理相關推薦
鄂ICP備17016276號-1