膠帶輸送機的傳動裝置設計書-閱讀頁
2025-05-29 03:40本頁面
【正文】 及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。 八．低速軸的計算 選取45鋼，調制處理，參數(shù)如下: 硬度為HBS＝220 抗拉強度極限σB＝650MPa 屈服強度極限σs＝360MPa 彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa 剪切疲勞極限τ－1＝155MPa 許用彎應力[σ－1]=60MPa 2. 初步估計軸的最小直徑 208。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表141，考慮到轉矩變化小，故取Ka=，半聯(lián)軸器孔的直徑d1=36mm,長度L＝62mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=42,3. 擬定軸的裝配方案 4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度選取d1=36,L1=104mm,因III軸右端需要制出一個 定位軸肩，故取 d2=45mm,初選滾動軸承。取33215型軸承 的定位軸肩高度h=2mm,因此，取d3==14mm,d5==14mm因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應該相重合，所以取做成齒輪處的軸段的直徑d4＝65mm； L4=48mm,。 參考課本表15－2，取軸端倒角為145176。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝，軸的計算應力 得σ= MPa 已由前面查得許用彎應力[σ－1]=60Mpa,故安全。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。 9. 軸承強度的校核 壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷P==797n X=1 Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷= =1 =3===10881201預期壽命為：8年，兩班制L=830016=38400軸承壽命合格十．鍵的選擇計算及校核（一）從動軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝故選鍵1040 GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力=100MPa====則強度足夠，合格（2） 與齒輪聯(lián)接處d=48mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵1452 GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應力=100MPa====則強度足夠，合格十一．減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇 在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤 32 滑。 輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。 所以用氈圈油封。在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設計手冊了。 十三：參考資料 1.《機械原理》 孫桓、陳作模、葛文杰主編高等教育出版社 2006年 2.《機械設計》 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 2001年 3.《機械設計手冊》 吳宗澤﹑ 羅圣田主編 高等教育出版社 1993年 4.《機械設計課程設計》 劉俊龍 ﹑ 何在洲主編 機械工業(yè)出版社 1992年 5.《機械設計課程設計》 盧頌峰﹑ 王大康主編 北京工業(yè)大學出版社 1993年 6.《機械設計課程設計》蔡廣新 主編 機械工業(yè)出版社2002年 7.《中國機械設計大典》第六卷 中國機械工程學會、中國機械 設計大典編 25
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