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I 畢 業(yè) 設 計 論 文 畢業(yè)設計題目 帶式輸送機設計 傳動裝置 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 II 摘 要 首先對輸送機作了簡單的概述 接著分析了輸送機的選型原則及計算方法 然后 根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計 接著對所選擇的 輸送機各主要零部件進行了校核 普通型帶式輸送機由六個主要部件組成 傳動裝置 機尾或?qū)Щ匮b置 中部機架 拉緊裝置以及尾部組件 最后簡單的說明了輸送機的安 裝與維護 目前 輸送機正朝著長距離 高速度 低摩擦的方向發(fā)展 近年來出現(xiàn)的 氣墊式輸送機就是其中的一個 在輸送機的設計 制造以及應用方面 目前我國與國外 先進水平相比仍有較大差距 國內(nèi)在設計制造帶式輸送機過程中存在著很多不足 關鍵詞 帶式輸送機 可調(diào)節(jié)系統(tǒng) III Abstract At first it is introduction about the belt conveyor then analyzed the selection principle and the calculation method of the belt conveyor and then according to these design criteria and selection calculation method according to the givenparameters selection design then check on the choice of conveyor main parts Consists of six main parts the ordinary belt conveyor tail drive or back to the device the middle frame tension device and tail assembly Finally a simple description of the installation and maintenance of conveyor At present the conveyor is moving in a long distance high speed low friction direction in recent years the air cushion belt conveyor is one of them In the design of the conveyor the manufacture and the application at present our country compared with foreign advanced level there are still large gaps in the domestic in the design and manufacture of belt conveyor in the process there are a lot of defects Keywords belt conveyor adjustable system IV 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第 1 章 緒論 1 1 1 帶式輸送機的工作原理 1 1 2 帶式輸送機的分析 比較 1 1 2 1 機頭傳動裝置 1 1 2 2 貯帶裝置 2 1 2 3 裝置 3 1 2 4 機身部 3 1 2 5 機尾 3 第 2 章 帶式輸送機的設計計算 4 2 1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 4 2 2 計算步驟 5 2 3 1 帶速的選擇 5 2 3 2 帶寬的選擇 5 2 2 2 輸送帶寬度的核算 8 2 3 圓周驅(qū)動力 9 2 3 1 計算公式 9 2 3 2 主要阻力計算 10 2 3 3 主要特種阻力計算 12 2 3 4 附加特種阻力計算 12 2 3 5 傾斜阻力計算 13 2 4 傳動功率計算 14 2 4 1 傳動軸功率計算 14 2 4 2 電動機功率計算 14 V 2 5 輸送帶張力計算 15 2 5 1 輸送帶不打滑條件校核 15 2 6 傳動滾筒 改向滾筒合張力計算 16 2 6 1 改向滾筒合張力計算 16 2 6 2 傳動滾筒合張力計算 17 2 7 傳動滾筒最大扭矩計算 17 2 8 拉緊力和拉緊行程計算 17 2 9 繩芯輸送帶強度校核計算 18 第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計 20 3 1 電機的選用 20 3 2 減速器的選用 21 3 3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 21 3 4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 27 3 5 斜齒輪設計參數(shù)表 32 第 4 章 軸的設計計算 32 4 1 軸的結(jié)構(gòu)設計 32 4 2 軸的結(jié)構(gòu)設計 35 4 3 軸的結(jié)構(gòu)設計 37 4 4 校核 軸的強度 39 第 5 章 帶式輸送機部件的選用 45 5 1 輸送帶 45 5 1 1 輸送帶的分類 45 5 1 2 輸送帶的連接 47 5 2 傳動滾筒 48 5 2 1 傳動滾筒的作用及類型 48 5 2 2 傳動滾筒的選型及設計 48 5 2 3 傳動滾筒結(jié)構(gòu) 49 5 2 4 傳動滾筒的直徑驗算 50 5 3 托輥 51 VI 5 3 1 托輥的作用與類型 51 5 3 2 托輥的選型 54 5 3 3 托輥的校核 58 第 6 章 防偏裝置的設計 61 第 7 章 機架的設計 62 結(jié)論 65 參考文獻 66 致 謝 68 1 第 1 章 緒論 1 1 帶式輸送機的工作原理 在綜合機械化采煤工作中 在綜合機械化采煤 快速 向前移動的速度輸送設備 更大比例的槽消除頻率偏移 以總生產(chǎn)時間 也影響了煤炭生產(chǎn)能力 運輸設備可以 在槽沿伸長或縮短順槽帶式輸送機是更靈活的 運輸設備 SP cial la 采煤工作面輸送 機 輸送機橋梁拆除輸送帶沿槽 對煤的充電站或倉運輸槽 帶式輸送機的體長度可根據(jù)需要繼續(xù)探索的工作或是逐漸降低的 電機的額定功 率的延伸率不應超過最低限額允許的最大長度 縮短 能降低人體不能合同到目前為 止 隨著處理電壓儲存裝置 為了工作和皮帶傳動輥摩擦 可伸縮帶式輸送機的存儲 設備和收縮的多帶回來 當電壓裝置 皮帶輪四類活動對尾膠帶的方向 在尾部 和 牽引絞車在時間的縮短 載體 相反 則使整個輸送機伸長 1 2 帶式輸送機的分析 比較 帶式輸送機包括一個噴頭裝置 包括傳送帶裝置 機身和尾翼 機身和尾部分的啟 動子是不固定的 其余的都是固定在軀干部分 是輸送機 1 2 1 機頭傳動裝置 機頭傳動裝置主要由動力機 變速箱 主液壓離合器 齒輪和驅(qū)動齒輪 并在副主 人 鼓是由兩個異步防爆電機通過離合器和變速箱的液壓驅(qū)動 液壓離合器兩端法蘭 防護罩的汽車生產(chǎn)軸的結(jié)束 在外殼和減少輸入軸端的外殼也是一個相應的法蘭 法 蘭通過螺釘打三 是緊密聯(lián)系在一起的 一個傳送帶驅(qū)動 它是一個緊湊 易于安裝 和運輸 特別是相互的方向搜索提高安裝質(zhì)量 輸送機運行 整個驅(qū)動裝置通過減少 套管用螺栓固定在頭的兩側(cè)板 兩個齒輪與斜齒輪 滾筒的結(jié)構(gòu) 主軸和螺栓 并通過雙連接一側(cè)的滾筒 在滾筒 與車輪裝配后與輪輻焊接應力的情況 也用于加載和卸載 使磁帶 以鼓在周圍的角 雙輥帶式輸送機兩輥驅(qū)動電機驅(qū)動 可以單獨 也可以由兩臺電動機驅(qū)動 當一個電 2 機驅(qū)動 在其他情況下 必須直立安裝 主 副 一對同樣大小的齒輪齒數(shù)相等的當 電機啟動時 通過液壓離合器 變速器和主減速器和副驅(qū)動磁帶運行 當兩臺電動機 分別驅(qū)動 副滾筒 通常不在齒輪箱中的齒輪箱 但是 這兩個與發(fā)動機和變速箱 是針對事實上 機身縮短到一定程度 需要的功率 發(fā)動機將提供 你可以把一系列 的齒輪 轉(zhuǎn)變成一個單一的電機驅(qū)動電機 唯一的優(yōu)點是 該裝置制造簡單 維修和 操作的電子控制設備少的缺點是傳輸距離縮短 大馬汽車 電機功率因數(shù)降低 滾筒是帶式輸送機的牽引帶 它運行的重要部件 表面光滑 形成鼓和石膏 不高 不分 在潮濕條件下的權(quán)力 可以平滑的鼓 在潮濕的環(huán)境和功率大 易打滑失控的 條件下提高輸送機的滾筒表面 滾筒的牽引 石膏厚度磨損 應盡可能的條件下 可 以在一個圓柱體的鼓的形式 也可以在中間的兩個小和兩個大蠟燭 錐形 通常后者 以 1 100 防止磁帶 他們是最大的端頭部分 從框架和安裝在框架上的延伸輥軸安裝卸載 卸載的位置 可以調(diào)整 以防止在運輸機器的頭后部的盈余也與一個鼓結(jié)束修改輸送帶運行方向 頭部清掃器 清掃器清掃車和犁在兩錘 凈化前后輸送煤 1 2 2 貯帶裝置 由貯帶轉(zhuǎn)向架 貯帶倉架 支承小車和車等組成 1 與轉(zhuǎn)向架軸承支架 通過螺栓連接 在兩個轉(zhuǎn)向架框架的磁帶設備帶 W 的 108320 和 320 兩個 hrend 車鼓和一個 108 輸送帶的方向 在框架的底部 并分別與槽 型托輥 輸送帶 鐵路軸承框架下的幫助 支持汽車和摩托車比賽 2 支持的汽車車架和車輪 和磁帶的存儲的支持作用不太高 以 H ngen zwei 原則上支持帶的車和一個轉(zhuǎn)向架的車輛之間的距離相同的分布 如果你需要支持移動 調(diào)整車的位置 3 車輛包括車架 車輪 滑動和滾筒通過滑輪的鋼絲繩 weiter winde 牽引車 在賽道上 發(fā)表在儲存和運輸?shù)淖饔?提供適當?shù)?包括一個滑輪組 和四輪 通過 銷或框架 可以在四輪牽引力 汽車中心銷 以防止在滾筒輸送機有較好的療效 以 防止軌道車 車上有四個鉤 調(diào)整滾筒的軸位置 帶式輸送機 在刮煤輥的每一個變化 輥面煤刮板 3 1 2 3 裝置 由框架 滑輪 滑輪和固定 液壓系統(tǒng)的一種自動輸送裝置在工作過 程中的一些要求 根據(jù)張力自動調(diào)節(jié)裝置 現(xiàn)代化 最常使用的帶式 輸送機輸送帶 可以有合理的張力自動補償式輸送機 彈性變形和塑性變形 是一種理想的自動裝置 和自動裝置的自動液壓絞車 絞車 的初始張力帶技術 必須保證足夠的適應能力 以防止在初始張力帶傳動滾筒表面光滑 但初張力太大 造成不必要的輸送帶最小強 度增加 也不容易 1 2 4 機身部 由 H 型支架 鋼管上下托輥組成 是輸送機的部分 鋼管作為可拆卸部分搭在 H 型支架的管座中 用彈簧銷固定 下托輥搭蒼型支架上 上托輥為槽形托輥 通過抓 爪支承在鋼管上 1 2 5 機尾 由支座 導軌 滾筒座 緩沖托輥 清掃器等組成 由五部分組成的固定邊 尾 架 彼此通過圓柱銷連接為一個整體 轉(zhuǎn)載機可以在安裝在一個座位 座位軸是可調(diào) 的 并配備了碳可以安裝之前和之后的移動隊列尾部滑輪 移動 移動的雜草后部的 牽引 1 第 2 章 帶式輸送機的設計計算 2 1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 原始參數(shù)和工作條件 題目來源 來源于珠海市三金機械有限公司 一車間生產(chǎn)設備合理化改造 原始數(shù)據(jù)資料 1 相關數(shù)據(jù)等 類型 自動生產(chǎn)線 ZA 140 2 裝置的設計方案 采用機電傳動 3 相關實際生產(chǎn)數(shù)據(jù) 載重量 20 500kg 速度 0 001 0 01m s 帶式輸送機的設計計算 應具有下列原始數(shù)據(jù)及工作條件資料 1 物料的名稱和輸送能力 2 物料的性質(zhì) 1 粒度大小 最大粒度和粗度組成情況 1 堆積密度 2 動堆積角 靜堆積角 溫度 濕度 粒度和磨損性等 3 工作環(huán)境 露天 室內(nèi) 干燥 潮濕和灰塵多少等 4 卸料方式和卸料裝置形式 5 給料點數(shù)目和位置 6 輸送機布置形式和尺寸 即輸送機系統(tǒng) 單機或多機 綜合布置形式 地形 條件和供電情況 輸送距離 上運或下運 提升高度 最大傾角等 7 裝置布置形式 是否需要設置制動器 2 圖 2 1 傳動系統(tǒng)圖 2 2 計算步驟 2 3 1 帶速的選擇 1 輸送量大 輸送帶較寬時 應選擇較高的帶速 2 輸送距離越短 帶速應越低 較長的水平輸送機 應選較高的帶速 3 物料易滾動 粒度大 磨琢性強的 或易揚塵的以及環(huán)境衛(wèi)生條件要求高的 宜選用較低 的帶速 4 一般用于給料或輸送粉塵量大的物料時 帶速可取 0 8 1m s 或根據(jù)物料特性和工藝要求 決定 5 人工配料稱重時帶速不應大于 1 25 m s 6 有計量稱時 帶速應安自動計量稱的要求而定 7 輸送成件物品時 帶速一般小于 1 25 m s 根據(jù)本設計特點 應選用帶速速度 0 001 0 01m s 根據(jù)任務書 2 3 2 帶寬的選擇 帶式輸送機使用的輸送帶有橡膠帶 塑料帶 鋼帶 金屬網(wǎng)帶等 最常見的是橡膠帶 橡膠 輸送帶有棉織芯 合成纖維芯 鋼絲繩芯等多種 塑料輸送帶有層芯和整芯之分 各種芯材和不同 的覆蓋膠可組成各種類型的光面或花紋輸送帶 根據(jù)運送成品的形狀 尺寸 此處帶寬選為 B 500mm 帶速與帶寬 輸送能力 物料性質(zhì) 塊度和輸送機的線路傾角有關 當輸送機向上 運輸時 傾角大 帶速應低 下運時 帶速更應低 水平運輸時 可選擇高帶速 帶速 的確定還應考慮輸送機卸料裝置類型 當采用犁式卸料車時 帶速不宜超過 3 15m s 表 2 1 傾斜系數(shù) k 選用表 傾角 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 3 k 1 00 0 99 0 98 0 97 0 95 0 93 0 91 0 89 0 85 0 81 輸送機的工作傾角 0 查 DT 帶式輸送機選用手冊或本設計 表 2 1 此后凡未注明均為該書 得 k 1 按給定的工作條件 取原煤的堆積角為 20 原煤的堆積密度為 1300kg 3m 考慮山上的工作條件取帶速為 2 0m s 將個參數(shù)值代入上式 可得到為保證給定的運輸能力 帶上必須具有的的截面積 A A 247 01236 4 3mvkQ 圖 2 2 槽形托輥的帶上物料堆積截面 表 2 2 槽形托輥物料斷面面積 A 槽角 o 帶寬 mm 堆積角 o 20 25 30 35 40 45 500 0 10 20 30 0 0098 0 0142 0 0187 0 0234 0 0120 0 0162 0 0206 0 0252 0 0130 0 0180 0 0222 0 0266 0 0157 0 0196 0 0236 0 0278 0 0173 0 0210 0 0247 0 0287 0 0186 0 0220 0 0256 0 0293 4 650 0 10 20 30 0 0184 0 0262 0 0342 0 0427 0 0224 0 0299 0 0377 0 0459 0 0260 0 0332 0 0406 0 0484 0 0294 0 0362 0 0433 0 0507 0 0322 0 0386 0 0453 0 0523 0 0347 0 0407 0 0469 0 0534 500 0 10 20 30 0 0279 0 0405 0 0536 0 0671 0 0344 0 0466 0 0591 0 0722 0 0402 0 0518 0 0638 0 0763 0 0454 0 0564 0 0672 0 0793 0 0500 0 0603 0 0710 0 0822 0 0540 0 0636 0 0736 0 0840 1000 0 10 20 30 0 0478 0 0674 0 0876 0 1090 0 0582 0 0771 0 0966 0 1170 0 0677 0 0857 0 1040 0 1240 0 0763 0 0933 0 1110 0 1290 0 0838 0 0998 0 1160 0 1340 0 0898 0 1050 0 1200 0 1360 查表 2 2 或 礦井運輸提升 表 3 17 輸送機的承載托輥槽角 35 物料的堆 積角為 0 時 帶寬為 500 mm 的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為 0 0427 此2m 值大于計算所需要的堆積橫斷面積 據(jù)此選用寬度為 500mm 的輸送帶能滿足要求 經(jīng)如上計算 確定選用帶寬 B 500mm 初選輸送帶 NN 100 輸送帶層數(shù)為 6 層 查 表 1 6 得 輸送帶各參數(shù)如下 NN 100 型煤礦用輸送帶的技術規(guī)格 扯斷強度 100 N mm 層 每層帶厚 1mm 輸送帶第層質(zhì)量等于 1 02kg m2 上膠厚 3mm1 5 下膠厚 1 5mm2 每毫米膠料質(zhì)量為 1 19kg m2 膠帶每米質(zhì)量 布層數(shù) 每層質(zhì)量 kg m 上膠厚 mm 下膠厚 mm Bq2 第層膠帶質(zhì)量 kg m 帶寬 mm 2 6 1 02 3 0 1 5 1 19 0 8Bq 9 18 kg m 輸送帶質(zhì)量 帶長 m qB 9 18 600 5508kg 輸送帶厚度可按下式計算或查 運輸機械設計選用手冊 表 1 6 輸送帶度 mm 布層數(shù) 每層厚度 mm 上膠厚 mm 下膠厚 mm 6 1 3 1 5 10 5mm 2 2 2 輸送帶寬度的核算 輸送大塊散狀物料的輸送機 需要按 2 2 式核算 再查表 3 3 20B 2 2 式中 最大粒度 mm 表 2 3 不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度 mm 帶寬 B 500 650 500 1000 1200 1400 篩分后 100 130 180 250 300 350粒度 未篩分 150 200 300 400 500 600 6 故 輸送帶寬滿足輸送要求 2 3 圓周驅(qū)動力 2 3 1 計算公式 1 所有長度 包括 L 80m 傳動滾筒上所需圓周驅(qū)動力 為輸送機所有阻力之和 可用式 2 3 計算 UF 2 3 12UHNSStF 式中 主要阻力 N 附加阻力 N N 特種主要阻力 N 1SF 特種附加阻力 N 2 傾斜阻力 N St 五種阻力中 是所有輸送機都有的 其他三類阻力 根據(jù)輸送機側(cè)型及附HF 件裝設情況定 由設計者選擇 2 80Lm 對機長大于 80m 的帶式輸送機 附加阻力 明顯的小于主要阻力 可用簡便的方NF 式進行計算 不會出現(xiàn)嚴重錯誤 為此引入系數(shù) C 作簡化計算 則公式變?yōu)橄旅娴男?式 CNFH 2 5 12USStF 式中 C 與輸送機長度有關的系數(shù) 在機長大于 80m 時 可按式 2 6 計算 或從 表查取 2 6 0L 7 式中 附加長度 一般在 70m 到 100m 之間 0L C 系數(shù) 不小于 1 02 C 查 DT A 型帶式輸送機設計手冊 表 3 5 既本說明書表 2 4 取 C 為 1 12 表 2 4 附加阻力系數(shù) C L m 80 100 150 200 300 400 500 600 C 1 92 1 78 1 58 1 45 1 31 1 25 1 20 1 17 L m 700 500 900 1000 1500 2000 2500 5000 C 1 14 1 12 1 10 1 09 1 06 1 05 1 04 1 03 2 3 2 主要阻力計算 輸送機的主要阻力 是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生HF 阻力的總和 可用式 2 7 計算 2 7 2 cos HROUBGFfLgqq 式中 模擬摩擦系數(shù) 根據(jù)工作條件及制造安裝水平?jīng)Q定 一般可按表查取 查 表 2 30 輸送機長度 頭尾滾筒中心距 m L 重力加速度 g 初步選定托輥為槽形托輥 DT 03c121 查表 2 42 上托輥間距 1 2m 下托0a 輥間距 m 上托輥槽角 35 下托輥槽角 直徑 D 89mm 長度ua L 315mm 軸承為 4G204 承載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分重量 kg m 用式 2 8 計算ROq 8 2 8 10ROGqa 其中 承載分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分重量 kg 1 承載分支托輥間距 m 0a 托輥已經(jīng)選好 知 124 3Gkg 計算 20 25 kg m0ROqa 回程分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量 kg m 用式 2 9 計算 U 2 9 2RGqa 其中 回程分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量2 回程分支托輥間距 m Ua 查 運輸機械設計選用手冊 表 2 50 選擇平行托輥 直徑 D 89mm 托輥長 L 950mm kg215 8G 計算 5 267 kg mRUqa3 每米長度輸送物料質(zhì)量G3 6mIQq 55 6kg m2 40 每米長度輸送帶質(zhì)量 kg m 9 18kg mBq Bq cos HROUBGFfLgq 0 045 600 9 18 20 25 5 267 2 9 18 55 6 cos35 22783N 9 運行阻力系數(shù)f值應根據(jù)表2 5選取 取 0 045 f 表2 5 阻力系數(shù)f 輸送機工況 f 工作條件和設備質(zhì)量良好 帶速低 物料內(nèi)摩擦較小 0 02 0 023 工作條件和設備質(zhì)量一般 帶速較高 物料內(nèi)摩擦較大 0 025 0 030 工作條件惡劣 多塵低溫 濕度大 設備質(zhì)量較差 托輥成槽 角大于35 0 035 0 045 2 3 3 主要特種阻力計算 主要特種阻力 包括托輥前傾的摩擦阻力 和被輸送物料與導料槽攔板間的摩擦1SFF 阻力 兩部分 按式 2 10 計算 gl 2 10 Sl gl 按式 2 11 或式 2 12 計算 F 1 三個等長輥子的前傾上托輥時 2 11 0 cosinBGCLqg 2 二輥式前傾下托輥時 2 12 0csiBF 本輸送機沒有主要特種阻力 即 01SF1S 2 3 4 附加特種阻力計算 附加特種阻力 包括輸送帶清掃器摩擦阻力 和卸料器摩擦阻力 等部分 按2S rFaF 下式計算 2 13 23SraFn 10 2 14 3rFAP 2 15 2aBk 式中 清掃器個數(shù) 包括頭部清掃器和空段清掃器 3n A 一個清掃器和輸送帶接觸面積 見表2m 清掃器和輸送帶間的壓力 N 一般取為 3 N P 4410 2m 清掃器和輸送帶間的摩擦系數(shù) 一般取為 0 5 0 7 3 刮板系數(shù) 一般取為 1500 N m 2k 表 2 6 導料槽欄板內(nèi)寬 刮板與輸送帶接觸面積 刮板與輸送帶接觸面積 A m2 帶寬 B mm 導料欄板內(nèi)寬 m1b 頭部清掃器 空段清掃器 500 0 315 0 005 0 008 650 0 400 0 007 0 01 500 0 495 0 008 0 012 1000 0 610 0 01 0 015 1200 0 730 0 012 0 018 1400 0 850 0 014 0 021 查表 2 6 得 A 0 008m 取 10 N m 取 0 6 將數(shù)據(jù)帶入式 2 14 2p410 23 則 A P rF3 0 008 10 0 6 480 N410 擬設計的總圖中有兩個清掃器和一個空段清掃器 一個空段清掃器相當于 1 5 個 11 清掃器 0aF 由式 2 13 則 3 5 480 1680 N2SF 2 3 5 傾斜阻力計算 傾斜阻力按下式計算 St 2 14 StGFqgH 式中 因為是本輸送機水平運輸 所有 H 0 0StG 由式 2 4 2 得傳動滾筒上所需圓周驅(qū)動力 為uF12UHSStFCF 1 12 22783 0 1680 0 27197N 2 4 傳動功率計算 2 4 1 傳動軸功率計算 傳動滾筒軸功率 按式 2 15 計算 AP 2 15 10UAFP 54 39kw279 2 4 2 電動機功率計算 電動機功率 按式 2 16 計算 MP 2 16 A 12 式中 傳動效率 一般在 0 85 0 95 之間選取 聯(lián)軸器效率 1 每個機械式聯(lián)軸器效率 0 981 液力耦合器器 0 96 1 減速器傳動效率 按每級齒輪傳動效率 為 0 98 計算 2 二級減速機 0 98 0 98 0 962 電壓降系數(shù) 一般取 0 90 0 95 多電機功率不平衡系數(shù) 一般取 單驅(qū)動時 0 9 5 1 根據(jù)計算出的 值 查電動機型譜 按就大不就小原則選定電動機功率 MP 由式 2 15 54390WA10279 由式 2 16 得電動機功率 MP 2MP95 0 98 0 98 0543 65300W 65 3KW 選電動機型號為 YB255S 4 額定功率 P 37 KW 數(shù)量 1 臺 2 5 輸送帶張力計算 輸送帶張力在整個長度上是變化的 影響因素很多 為保證輸送機上午正常 運行 輸送帶張力必須滿足以下兩個條件 1 在任何負載情況下 作用在輸送帶上的張力應使得全部傳動滾筒上的圓 周力是通過摩擦傳遞到輸送帶上 而輸送帶與滾筒間應保證不打滑 2 作用在輸送帶上的張力應足夠大 使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一 定值 13 2 5 1 輸送帶不打滑條件校核 圓周驅(qū)動力 通過摩擦傳遞到輸送帶上 見圖 2 3 UF 圖 2 3 作用于輸送帶的張力 如圖4所示 輸送帶在傳動滾簡松邊的最小張力應滿足式 28 的要求 minaxLSCF 傳動滾筒傳遞的最大圓周力 動載荷系數(shù) 1 2 1 7 對慣性小 maxFK aK 起制動平穩(wěn)的輸送機可取較小值 否則 就應取較大值 取 1 5 傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù) 見表2 7 表 2 7 傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù) 摩擦系數(shù) 工作條件 光面滾筒 膠面滾筒 清潔干燥 0 25 0 03 0 40 環(huán)境潮濕 0 10 0 15 0 25 0 35 潮濕粘污 0 05 0 20 取 1 5 由式 1 5 27197 40795 5NaK maxUF 14 對常用 C 0 0831e 1804 3205 o 該設計取 0 035 420 0 083 40795 5 3386NminaxLSF 2 6 傳動滾筒 改向滾筒合張力計算 2 6 1 改向滾筒合張力計算 根據(jù)計算出的各特性點張力 計算各滾筒合張力 頭部 180 改向滾筒的合張力 29522 30998 60520 N F改 112S 尾部 180 改向滾筒的合張力 9069 9523 18592 N改 210 2 6 2 傳動滾筒合張力計算 根據(jù)各特性點的張力計算傳動滾筒的合張力 動滾筒合張力 4943 31015 35958N1421SF 2 7 傳動滾筒最大扭矩計算 單驅(qū)動時 傳動滾筒的最大扭矩 按式 2 32 計算 maxM 2 32 max20UFDM 式中 D 傳動滾筒的直徑 mm 雙驅(qū)動時 傳動滾筒的最大扭矩 按式 2 33 計算 maxM 2 33 12maxmax 0UFDM 初選傳動滾筒直徑為 500mm 則傳動滾筒的最大扭矩為 15 31015 4943 35958 N12max UF1SY 8 98KN m 5 0974 3ax M 2 8 拉緊力和拉緊行程計算 1 拉緊裝置拉緊力 按式 2 34 計算0F 2 34 01iiFS 式中 拉緊滾筒趨入點張力 N i 拉緊滾筒奔離點張力 N 1iS 由式 2 34 5000 5250 5593 5873 21716 N 21 71KN023F 76S 查 煤礦機械設計手冊 初步選定鋼繩絞車式拉緊裝置 2 拉緊行程 L L1 0 01 0 001 600 6 6m 式中 輸送帶彈性伸長率和永久伸長率 由輸送廠家給出 通常帆布帶為 0 01 0 015 拉緊后托輥間允許的垂度 一般取 0 0012 L 輸送機長度 2 9 繩芯輸送帶強度校核計算 繩芯要求的縱向拉伸強度 按式 2 35 計算 XG 2 35 max1XFnGB 16 式中 靜安全系數(shù) 一般 7 10 運行條件好 傾角好 強度低取小值 1n1n 反之 取大值 在此 選為 7 輸送帶的最工作張力 Smax N nZBS max 68571N71068 式中 B 帶寬 mm 輸送帶縱向扯斷強度 N mm 層 見 運輸機械設計選用手冊 表 1 6 100 N mm 層 由式 2 35 得 599 9 N mm80751 XG 可選輸送帶為 NN 100 N mm 層 6 層的即 600N mm 大于 可滿足要求 XG 17 第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計 帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉(zhuǎn)矩負載 而且不可避免地要帶負荷起動和制 動 電動機的起動特性與負載的起動要求不相適應在帶式輸送機上比較突出 一方面 為了保證必要的起動力矩 電機起動時的電流要比額定運行時的電流大 6 7 倍 要保 證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞 電網(wǎng)不因大電流使電壓過分降低 這就要求電 動機的起動要盡量快 即提高轉(zhuǎn)子的加速度 使起動過程不超過 3 5s 驅(qū)動裝置是整 個皮帶輸送機的動力來源 它由電動機 偶合器 減速器 聯(lián)軸器 傳動滾筒組成 驅(qū)動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯(lián)軸器 減速器 和鏈式聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩給傳 動滾筒 減速器有二級 三級及多級齒輪減速器 第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動 第二 三級為斜齒和直圓柱齒輪降速傳動 聯(lián)接電機和減速器的連軸器有兩種 一是彈性聯(lián) 軸器 一種是液力聯(lián)軸器 為此 減速器的錐齒輪也有兩種 用彈性聯(lián)軸器時 用第 一種錐齒輪 軸頭為平鍵連接 用液力偶合器時 用第二種錐齒輪 軸頭為花鍵齒輪 聯(lián)接 傳動滾筒采用焊接結(jié)構(gòu) 主軸承采用調(diào)心軸承 傳動滾筒的機架與電機 減速器 的機架均安裝在固定大底座上面 電動機可安裝在機頭任一側(cè) 根據(jù)情況而定 18 3 1 電機的選用 電動機額定轉(zhuǎn)速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定 一般情況下電動機的轉(zhuǎn)速不低 500r min 因為功率一定時 電動機的轉(zhuǎn)速低 其尺寸愈大 價格愈貴 而效率低 若電機的轉(zhuǎn)速高 則極對數(shù)少 尺寸和重量小 價格也低 本設計皮帶機所采用的電 動機的總功率為 65 3kw 所以需選用功率為 37kw 的電機兩臺 擬采用 YB225S 4 型電動機 該型電機轉(zhuǎn)矩大 性能良好 可以滿足要求 查 機械設計實用手冊 第二版 它的主要性能參數(shù)如下表 表 3 1 YB225S 型電動機主要性能參數(shù) 滿載 電動機型 號 額定功率 kw 轉(zhuǎn)速 r min 電流 A 效率 功率因數(shù) cos YB225S 4 37 1480 69 8 91 8 0 87 起動電流 額定電流 起動轉(zhuǎn)矩 額 定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定 轉(zhuǎn)矩 重量 kg 7 0 1 9 2 2 360 3 2 減速器的選用 已知輸送帶寬為 500 查 運輸機械選用設計手冊 表 2 77 選取傳動滾筒的m 直徑 D 為 500 則工作轉(zhuǎn)速為 76 39r min60 1 5wvn 19 已知電機轉(zhuǎn)速為 1480 r min mn 則電機與滾筒之間的總傳動比為 19 3739 761480 wmni 3 3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 一 高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算 或選擇 依據(jù) 計算過程 單 位 計算 或確 定 結(jié)果 1 選齒輪 精度等級 查 1 表 10 8 選用 7 級精度 級 7 2 材料選 擇 查 1 表 10 1 小齒輪選用 45 號鋼 調(diào)質(zhì)處 理 硬度為 250HBS 大齒輪選用 45 號鋼 調(diào)質(zhì)處 理 硬度為 220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3 選擇齒 數(shù) Z 40 2 1 iZ1U241 Z取 8357 9 2 取 4 U 個 12Z 91 3 458U 4 選取螺 旋角 20 8 取 14 度 14 5 按齒面接觸強度設計 1 試選 Kt 7 1 3 t 取 1 6 tK1 6 tK 2 區(qū)域系數(shù) ZH 由 1 圖 10 30 43 2 HZ 43 2 HZ 3 a 由 1 圖 10 26 查得 a1 0 77 a2 0 87 1 64 21 1 64 20 4 計算小 齒輪傳遞的 轉(zhuǎn)矩 T1 查表 1 4108 9 TNmm 4108 9 T 5 齒寬系數(shù) d 由 1 表 10 7 5 7d 1 0d 6 材料的 彈性影響系 數(shù) ZE 由 1 表 10 6 8 19 EZ21MPa8 9 EZ 7 齒輪接 觸疲勞強度 極限 limH 由 1 圖 10 21c 由 1 圖 10 21 550 1limH 5402li Pa 551limH 0 54 2li 0 8 應力 循環(huán)次數(shù) N 由 1 式 10 13 8 1057 9 63 36 hLjnN812 U8157 9 N2 9 接觸 疲勞強度壽 命系數(shù) KHN 由 1 圖 10 19 KHN1 1 05 KHN2 1 12 KHN1 1 05 KHN2 1 12 10 計算 接觸疲勞強 度許用應力 H 取失效概率為 安全系數(shù) 為 S 1 由 1 式 10 12 得 5 7105 1lim1 SHNH 8 604152 2lim2 SKHNH MPa 577 H 5 604 8 591 15 11 試算 小齒輪分度 圓直徑 td1按 1 式 10 21 試算 3211 2HEdtt ZuTk mm 53 03td1 21 03 5 198 4 2 59 3160 324 12 計算 圓周速度 v 106 ndt 54 1068 14 1 ndvt m s 1 54 v 13 計算 齒寬 B 3 5 1 tdbB1 60 B2 55 mm B1 60 B2 55 14 模數(shù)ntm14 2cos0 31 Z tnt h 2 25m nt 2 25 2 14 4 815 b h 53 03 4 815 11 01 度 mnt 2 14 h 4 815 b h 11 01 15 計算 縱向重合度 0 318 dz1tan 903 14tan218 1 903 16 計算 載荷系數(shù) K 由 1 表 10 2 查得使用系數(shù) AK 根據(jù) v 1 54 m s 級精度 由 1 圖 查 得動載荷系數(shù) 1 08V 由 1 表 查得 KH 1 12 0 18 1 0 6 d2 d2 0 23 10 3b 1 420 由 1 圖 查得 KF 1 33 假定 由 1 表 查得mNdFtA 10 1 4 FH 故載荷系數(shù) K KAKVKH KH 1 1 08 1 4 1 42 2 15 K 2 15 22 17 按實 際的載荷系 數(shù)校正分度 圓直徑 由 1 式 10 10 52 86 1 203 3 3 ttKdm58 52 1d 18 計算 模數(shù) nm1coszdn 37 24cos nmmm 2 37 n 6 按齒根彎曲強度設計 1 計算 載荷系數(shù) K K KAKVKF KF K 1 1 08 1 4 1 33 2 01 K 2 01 2 螺旋 角影響系數(shù) Y 根據(jù)縱向重合度 1 903 從 1 圖 10 28 0 88 Y 0 88 Y 3 計算 當量齒數(shù) ZV 3coszv 30 2614cos331 zv 9 s8332 zv 26 301vz 90 942 4 齒形 系數(shù) YFa 由 1 表 YFa1 2 591Y Fa2 2 198 YFa1 2 591 YFa2 2 198 5 應力 校正系數(shù) YSa 由 1 表 YSa1 1 597 YSa2 1 781 YSa1 1 597 YSa2 1 781 6 齒輪 的彎曲疲勞 強度極限 FE 由 1 圖 10 20b 由 1 圖 10 20c 400 1FE 3502 MPa400 1FE 3502 7 彎曲 由 1 圖 10 18 0 90 1FNK0 90 1FNK 23 疲勞強度壽 命系數(shù) 1FNK利用插值法可得 0 95 2FNK0 95 2FNK 8 計算彎曲 疲勞許用應力 F 取彎曲疲勞安全 系數(shù) S 1 3 由 式 10 12 得 92 763 1409 11 SFENF 5 5 2 KFEF MPa92 76 1 F 52 9 計算 大小齒輪的 并加 FSaY 以比較 015 92 761 FSaY 3 82 結(jié)論 大齒輪的 系數(shù) FSaY 較大 以大齒輪的計算 0 0 FSaY 153 10 齒根 彎曲強度設 計計算 由 1 式 10 17 1 743213cos FSndKTYmZ mm 1 743 nm 結(jié)論 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲n 勞強度計算的法面模數(shù) 取 2 mm 已可滿足彎曲強度 但為了同時滿足接觸n 疲勞強度 須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 58 52 mm 來計算應有的齒數(shù) 于是由 取 29 則 Z2 Z1 i 齒 1 29 3 59 104 11 39 8214cos5 8cos1 nmdz 1z 取 Z2 104 3 幾何尺寸計算 1 計算 中心距 a cos2 1nmz 137 1 14cos2 09 a 將中心距圓整為 137 mm a 137 2 按圓 整后的中心 距修正螺旋 azn rs21 因8 37 rs 值改變不多 故參數(shù) 等不必修正 KHZ度 13 88 24 角 3 計算 齒輪的分度 圓直徑 d cos nzm 74 598 13cos2 d6 02 mm 59 74 1d 214 262 4 計算 齒輪的齒根 圓直徑 df 2 5fndm 由 74 5 91 nfmd26 0 12nf mm 54 74 1fd 209 26f 5 計算 齒輪寬度 B b dd1 b 1 0 59 74 59 74 圓整后取 B1 65 B2 60 mm B1 65B 2 60 6 驗算 NdTFt 6 38474 590821 mmNbKtA 10 9 63 所以合適 3 4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算 或選擇 依 據(jù) 計算過程 單位 計算 或確 定 結(jié)果 1 選齒輪精 度等級 查 1 表 10 8 選用 7 級精度 級 7 2 材料選擇 查 1 表 10 1 小齒輪選用 45 號鋼 調(diào) 質(zhì)處理 硬度為 250HBS 大齒輪選用 45 號鋼 調(diào) 質(zhì)處理 硬度為 220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3 選擇齒數(shù) Z 40 2 3 4i 253 Z70 697 4取 個 253 Z704 25 34ZU 8 2570 UU 2 8 4 選取螺旋 角 20 8 取 14 度 14 5 按齒面接觸強度設計 1 試選 Kt 1 t 取 1 6 tK1 6 tK 2 區(qū)域系數(shù) ZH 由 1 圖 10 30 43 2 HZ43 2 HZ 3 由 1 圖 10 26 查得 30 78a a4 0 88 0 78 0 88 1 66 1 66 4 計算小齒 輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T 查表 1 51042 3 TNmm 51042 3 T 5 齒寬系數(shù) d 由 1 表 10 7 5 7d 1 0d 6 材料的彈 性影響系數(shù) ZE 由 1 表 10 6 8 19 EZMPa 1 2 8 19 EZ 7 齒輪接觸 疲勞強度極限 limH 由 1 圖 10 21c由 1 圖 10 21 5501limH 540 2li MPa5501limH 540 2li 8 應力循 環(huán)次數(shù) N 由 1 式 10 13 831067 hLjnN7245 9 齒i 831067 N745 9 9 接觸疲 勞強度壽命系 數(shù) KHN 由 1 圖 10 19 KHN1 1 08 KHN2 1 14 KHN1 1 08 KHN2 1 14 10 計算接 觸疲勞強度許 取失效概率為 安全系數(shù)為 H 3 3limHNS MPa 604 8 H 26 用應力 H S 1 由 1 式 得 594 6 154lim4 SKHNH 8 6042 94 43 11 試算小 齒輪分度圓直 徑 td3按 1 式 10 21 試算 53 80 1232 HEdtt ZuTk mm 80 53td3 12 計算圓 周速度 v 106 23 nt 65 1028 54 vm s 0 65v 13 計算齒 寬 B 83 db B3 85 B4 80 mm B3 85 B4 80 14 模數(shù)ntm13 cos3 Ztnt h 2 25mnt 2 25 3 13 7 04 b h 80 53 7 04 11 44 度 3 13ntm h 7 04 b h 11 44 15 計算縱 向重合度 0 318 dz3tan 0 318 1 0 25an14 1 98 1 98 16 計算載 荷系數(shù) K 由 1 表 10 2 查得使用系數(shù) 1 AK 根據(jù) v 0 65s 級精度 由 1 圖 查 得動載荷系數(shù) 1 1V 由 1 表 查得 KH 1 12 0 18 1 0 6 d2 d2 0 23 10 3b 1 43 由 1 圖 查得 KF 1 35 假定 由 1 表 查mNdFtA 10 K 2 20 27 得 1 4 FHK 故載荷系數(shù) K KAKVKH KH 1 1 1 1 4 1 43 2 20 17 按實際 的載荷系數(shù)校 正分度圓直徑 d3 由 1 式 10 10 5 896 120 3 33 ttKdm 89 55 3d 18 計算模 數(shù) nm3coszdn 3 483coszdmn mm 3 48n 6 按齒根彎曲強度設計 1 計算載 荷系數(shù) K K KAKVKF KF K 1 0 1 1 1 4 1 35 2 079 K 2 079 2 螺旋角 影響系數(shù) Y根據(jù)縱向重合度 1 981 圖 10 28 0 88 Y0 88 Y 3 計算當 量齒數(shù) ZV 3cos zv 37 2cos3zv6 34 v 27 373vz 76 63 4 4 齒形系 數(shù) YFa 由 1 表 YFa3 2 563Y Fa4 2 227 YFa3 2 563 YFa4 2 227 5 應力校 正系數(shù) YSa 由 1 表 YSa3 1 604Y Sa4 1 763 YSa3 1 604 YSa4 1 763 6 齒輪的 彎曲疲勞強度 極限 FE 由 1 圖 b由 1 圖 400 3FE 3504 MPa400 3FE 3504 7 彎曲疲 勞強度壽命系 由 1 圖 0 92 3FNK 0 964 0 92 3FNK 0 964 28 數(shù) FNK 8 計算彎曲疲 勞許用應力 F 取彎曲疲勞安全系 數(shù) S 1 3 由式 得 36814092 3 SKFENF 361509 44 SFENF MPa 3 F 368 4 336 9 計算大 小齒輪的 并加以 FSaY 比較 012 84 2 3FSaY 結(jié)7 6 4 Sa 論 大齒輪的 系數(shù) FSaY 較大 以大齒輪的計算 FSaY 0 0117 10 齒根彎 曲強度設計計 算 由 1 式 37 2 cos232 FSdnYZKTm 2 37nm 結(jié)論 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲n 勞強度計算的法面模數(shù) 取 2 5 已可滿足彎曲強度 但為了同時滿足接觸疲勞n 強度 須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3 89 55 應有的齒數(shù) 于是由76 345 21cos89cos3 nmdZ 取 35 則 Z4 Z3 i 齒 2 35 2 8 98 取 Z4 98z 3 幾何尺寸計算 1 計算中 心距 a cos2 43nmz 3 17cos25 983 a 將中心距圓整為 171 mm 171a 2 按圓整 后的中心距修 正螺旋角 azn2 rcs43 因 5 1317 2 ars 值改變不多 故參數(shù) 等不必修 KHZ度 54 13 29 正 3 計算齒 輪的分度圓直 徑 d cos nzmd 0 914cos52 3 d 84 mm 90 00 3d 252 004 4 計算齒 輪的齒根圓直 徑 df 2fndm 75 83 2 0 93 nfmd 4 24f mm 83 75 3fd 245 754f 5 計算齒 輪寬度 B b dd3 1 0 90 00 90 00 圓整后取 B3 95 B4 90 mm B3 95B 4 90 6 驗算 NdTFt 760 91 2532 mmbKtA 10 4 8 0 76 故合適 3 5 斜齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒 輪 2nm 91Z042mm137 amm651 Bm02 8 13 低速級 斜齒圓柱齒 輪 5 n 3984Za17 953 04B 54 13 第 4 章 軸的設計計算 4 1 軸的結(jié)構(gòu)設計 1 選擇軸 的材料及 熱處理方法 30 查 1 表 15 1 選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼 45 根據(jù)齒輪直徑 熱處理方法m10 為正火 2 確定軸的最小直 徑 查 1 的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式 370P mm 39 2 785 369 10 2 2 15931036 nPAd 再查 1 表 15 3 0 考慮鍵 因為鍵槽對軸的強度有削弱作用 開有一個鍵槽 所以軸的軸徑要相應增大 7 5 mm 3 20 9 d 3 確定各軸 段直徑并填于下表 內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果1d mm 73 2 0 9 d 且由前面的帶輪的設 計可得 帶輪的孔徑為 30 mm 73 2 0 9 d 301 m 301d2d34 230 1 7 0 d 查 2 表 7 12 35 2m35 2d3d 因為 處裝軸承 所以只要3d 即可 選取 7 類軸承 2 查 2 表 6 6 選取 7208AC 故 403dm 403d4dd48 6 53 1 07 24 46 4d 31 5d由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑 md74 59 mmd74 59 6 4036 406 4 選擇軸 承 潤滑方式 確定 與軸長有關的參數(shù) 查 2 2 潤滑方式 及說明書 12 計算齒輪圓周速度 0P vv 1 54 故選用脂潤滑 sm 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果 箱體壁厚 查 2 表 11 1158P302 a m 8 地腳螺栓直 徑 及數(shù)目fd n 查 2 表 11 1158 6 0126 43fd 查 2 表 3 13 取 20 fd 50 na故 16fd4 n 軸承旁聯(lián)接 螺栓直徑 1d查 2 表 11 1158P1267 0 f 查 2 表 3 9 取 16dm 121d 軸承旁聯(lián)接 螺栓扳手空 間 1C2查 2 表 11 1158P6 20minin1 C 1620 C 軸承蓋聯(lián)接 螺釘直徑 3d查 2 表 11 258df5 8 4 查 2 表 11 10 得當取 3701 D 當 時 m38d 軸承蓋厚度e查 2 表 11 10 時當 10 7D 32 96 98 2 1 10 73 ed eD時當 9 e 小齒輪端面 距箱體內(nèi)壁 距離 2 查 2 204P m 102 軸承內(nèi)端面 至箱體內(nèi)壁 距離 3 查 2 因為選用脂潤滑 所以208 12 83 103 軸承支點距 軸承寬邊端 面距離 a 查 2 表 6 6 選取 7208AC 軸承 故 23 m23 a 5 計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果1l 由于與大帶輪配合 則 ml 63 2 651 m 63 1l2l 由公式 52816208 5 2 取CL 918057042 eBlA 562l3l 由公式 mBlAC 321082472083 32 3l4l 由公式 5102 60510234 l 輪 轂 110 54l5l 齒輪 1 輪轂寬度 mBl15 輪 轂 655l 33 6l由公式672084218024AClBm 406l L 總長 lllL5 3654321 365 5L 支點距l(xiāng) 離 m al 1972 06 0 543 197 5l 4 2 軸的結(jié)構(gòu)設計 1 選擇軸 的材料及 熱處理方法 查 1 表 15 1 選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼 45 根據(jù)齒輪直徑 熱處理方法10 為正火回火 2 確定軸的最小直 徑 查 1 的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式 370P 126 103 303 62 159 nPAd m 94 3 52 1 8 43 再查 1 表 15 3 02 1 3 確定各軸 段直徑并填于下表 內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果1d 由于和軸承配合 取標準軸徑為 md451 m 451d2 由于和齒輪配合 取 d502 查 2 表 1 6 取 502 5023d 60 1 7 0 43 d 查 2 表 1 6 取 603 m 603d4 與高速級大齒輪配合 取 d524 m524 34 5d 455d1 m 455d 4 選擇軸 承 潤滑方式 確定 與軸長有關的參數(shù) 查 2 二 滾動軸承的潤滑 及說明書 六 計算齒輪速度 故選vsm 2 用脂潤滑 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果 軸承支點距軸承 寬邊端面距離 a 選用 7209AC 軸承 查 2 表 6 6 得 m7 24 m ma7 24 5 計