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1、重庆工商大学2009届毕业“论文”设计题 目： B650带式输送机驱动装置 子 题 目： 轴系设计计算 专 业： 机械设计及自动化 姓 名： 班 级： 指导教师： 王 永 安 起止日期： 2012年1月18日至2012年5月18日 I目 录1 设计题目12 工况条件13 减速器类型14动力参数15 轴系的设计计算25.1 高速轴的设计计算25.2中间轴的设计计算45.3低速轴的设计计算55.4轴承的设计75.5键的设计计算106 轴工作图127 参考文献12I1. 设计题目1.1 主标题：B650带式输送机驱动装置设计。1.2副标题：轴系设计计算2. 工况条件：B650带式输送机由电动机驱动，
2、传动滚筒驱动合力F=6500N，输送机带速=2.5m/s，输送机传动滚筒直径D=500mm（包胶），输送机工作寿命10年（每天工作8小时，每年工作300天），单向运转，有粉尘，室内工作。3. 减速器类型采用锥-斜齿轮直角轴两级齿轮减速器。4. 动力参数4.1驱动装置所需的动力参数列于下表：轴编号电动机减速器传动滚筒O轴轴轴轴轴转速r/minn0=970n1=970n2=381.89n3=95.49n4=95.49功率kWP0=20.2P1=20.06P2=18.86P3=17.38P4=17.09转矩NmT0=60.23T1=59.78T2=338.82T3=1378.2T4=1709.2两轴
3、连接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比ii01=1i12=2.54i23=4i34=1传动效率0=0.991=0.942=0.963=0.984.2齿轮受力情况列于下表：齿轮位置轴轴轴z1=19z2=66z3=21z4=84圆周力Ft / NFt1=1592.5Ft2=1592.5Ft3=7879.5Ft4=7879.5径向力Fr / NFr1 =539.3Fr2 =539.3Fr3 =2936.2Fr4 =2936.2轴向力Fa / NFa1=212.4Fa2=212.4Fa3=1729.5Fa4=1729.5法向力Fn / NFn1=1694.7Fn2=1694.7Fn3=8584.8Fn4=85
4、84.85. 轴系的设计计算5.1高速轴的设计计算1）已知条件高速轴（轴I）传递功率P1=20.06kW，n1=970r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=91mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5R）d1=75.075mm，齿轮宽度b=60mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d1 = A = 115=31.56mm式中：T1高速轴传递的扭矩，T1=59.78N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径31.56+31.565%
5、=33.14mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215MPaM= =63115Nmm= =19.95MPa -1符合设计要求4）支承点的载荷计算根据轴的支点布置，可取轴承1和轴承2的跨度L1=80mm，轴承2与齿轮宽度中点距离L2=120mm。则Fr1=Ft =1592.54=637NFr2=Ft =1592.54=956N5.2 中间轴的设计计算1）已知条件中间轴（轴II）传递功率P2=18.86kW，n2=381.89r/m
6、in，传递转矩T2=338.82N.m，小齿轮分度圆直径d3=86mm，齿轮宽度60mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d2 = A = 115=42.19mm式中：T2中间轴传递的扭矩，T2=338.82N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径42.19+42.195%=44.3mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm
7、-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215MPaM= =361578Nmm= =47.7MPa -1符合设计要求4）支承点的载荷计算根据轴的支点布置，可取轴承1和锥齿轮的距离L1=100mm，锥齿轮和小斜齿轮的跨距L2=150mm，小斜齿轮与轴承2的跨度L3=100mm。则Fr3=Ft =7879.5=2251NFr4=Ft =7879.5=5628N5.3 低速轴的设计计算1）已知条件低速轴（轴）传递功率P3=17.38kW，n3=95.49r/min，传递转矩T3=1378.2N.m，齿轮分度圆直径d4=344mm，齿轮宽度95mm。2）轴的材料选择选用45号钢，调制处理，热
8、处理硬度HB217255。3）轴的强度计算轴的强度计算均按照实心轴进行计算（1）按扭转强度计算 d3 = A = 115=65.17mm式中：T3低速轴传递的扭矩，T3=1378.2N.m； 许用切应力，查表5-1-7得=35MPa，A=115按照表5-1-8，该轴增大后的直径65.17+65.175%=68.43mm（2）按弯矩合成强度计算校核 = -1d = 式中：轴截面的工作应力，MPaM轴截面的合成弯矩，N.mm脉动循环系数，=0.6T轴截面的转矩，N.mm-1许用弯曲应力，MPa，查表5-1-1得，-1=215MPaM= =1446312Nmm= =52MPa S2所以： Fa1=S
9、1=199N Fa2= S1+ Fa1=413.4N3）当量载荷轴承=0.31e=0.37，因此，由表6-1-20查得X2=0.4，Y2=1.5P2= fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5（0.4956+1.5413.4）=1504N4）轴承寿命由于P120000h满足要求。5.4.2 轴轴承的设计校核1）初选轴承型号：按照轴的轴径和工作条件，初选轴承型号为30209，由表6-1-54查得，Cr=64.2kN，C0r=47.8kN，e=0.4，Y=1.5。2）计算两轴承所受的轴向力S3、S4和轴向载荷Fa3和Fa4由表6-1-21： S3=662N S4=1876N因为： S3+Fa3=66
10、2+1729.5=2391.5S4所以： Fa3=S3=662N Fa4= S3+ Fa4=2391.5N3）当量载荷轴承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得X4=0.4，Y4=1.5P4= fp(X4Fr4+Y4Fa4)=1.5（0.45628+1.52391.5）=8758N4）轴承寿命由于P320000h满足要求。5.4.3 轴轴承的设计校核1）初选轴承型号：按照轴的轴径和工作条件，初选轴承型号为30314，由表6-1-54查得，Cr=208kN，C0r=162kN，e=0.35，Y=1.7。2）计算两轴承所受的轴向力S5、S6和轴向载荷Fa5和Fa6由表6-1-21： S5
11、=719N S6=1805N因为： S5+Fa5=719+1729.5=2448.5S4所以： Fa5=S5=719N Fa6= S5+ Fa5=2448.5N3）当量载荷轴承=0.29e=0.4，因此，由表6-1-20查得X6=0.4，Y6=1.5P6= f6(X6Fr6+Y6Fa6)=1.5（0.46136+1.52448.5）=8758N4）轴承寿命由于P320000h满足要求。5.5 键的设计计算5.5.1 轴上键的初选 键的材料的抗拉强度应不小于600MPa轴键的尺寸：128，工作长度L=50轴键的尺寸：锥齿轮149，工作长度L=50，小斜齿轮149，工作长度L=80轴键的尺寸：20
12、12，工作长度L=805.5.2 校核计算公式 p = p = 式中：T转矩，N.mm d 轴的直径，mml 键的工作长度，mmh 键的高度，mmk 键与轮毂的接触高度，mm，平键kh/2b 键的宽度，mmp键连接的许用挤压应力，MPa 键连接的许用剪切应力，MPa 查表3-3-3，p=110MPa，= 90MPa5.5.3 计算结果 1）轴键p1 = =14.95MPa 110MPa 1 =5MPa 90MPa2）轴键锥齿轮：p2 = =60.23MPa 110MPa 2 =19.36MPa 90MPa小斜齿轮：p3 = =30.8MPa 110MPa 3 =9.63MPa 90MPa3）轴键p4 = =76.57MPa 110MPa 4 =22.97MPa 90MPa根据以上计算校核，所选键均符合要求。6. 轴工作图6.1高速轴工作图6.2中间轴工作图6.4低速轴工作图7 参考文献 1）机械设计实用手册第二版，吴宗泽主编，化学工业出版社。2）新编机械设计实用手册，蔡春源主编，学苑出版社。3）机械零件设计手册，杨黎明、黄凯、李恩至、陈仕贤编，国防工业出版社。4）机械设计手册，第二版（修订），机械设计手册联合编写组编，化学工业出版社。12