设计说明书

西安交通大学机械设计基础课程设计带传动设计计算说明书学院：机械工程学院指导教师：蒋克俭日期：2017年12月16日设计任务书一、设计任务书设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。设定参数物料：原煤输送量Q=500t/h带速v=2.5m/s带长l=100m原煤堆积密度ρ=900kg/m³上托辊间距1m下托辊间距2.5m原煤的堆积角20°输送机的工作倾角δ=0°3、工作条件两班制工作，空载启动，载荷平稳，常温下连续单项运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。设计计算二、传动系统 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定布置方式：水平布置三、总体设计计算过程1.带宽确定带式输送机的最大运输能力计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 为式中：——输送量（；——带速（；——物料堆积密度（）；在运行的输送带上物料的最大堆积面积,K----输送机的倾斜系数倾斜系数k选用表倾角(°)2468101214161820k1.000.990.980.970.950.930.910.890.850.81输送机的工作倾角=0°，得k=1S=Q/(3.6vρ)=500/（3.6×900×2.5）=0.0617㎡槽形托辊物料断面面积A槽角λ带宽B=500mm带宽B=650mm带宽B=800mm带宽B=1000mm动堆积角ρ20°动堆积角ρ30°动堆积角ρ20°动堆积角ρ30°动堆积角ρ20°动堆积角ρ30°动堆积角ρ20°动堆积角ρ30°30°0.02220.02660.04060.04840.06380.07630.10400.124035°0.02360.02780.04330.05070.06780.07980.11100.129040°0.02470.02870.04530.05230.07100.08220.11600.134045°0.02560.02930.04690.05340.07360.08400.12000.1360输送机的承载托辊槽角35°，物料的堆积角为20°时，带宽为800mm的输送带上允许物料堆积的横断面积为0.0678，此值大于计算所需要的堆积横断面积,据此选用宽度为800mm的输送带能满足要求。带宽B=800mm槽角λ=35°经如上计算,确定选用带宽B=800mm,680S型煤矿用阻燃输送带。680S型煤矿用阻燃输送带的技术规格：纵向拉伸强度750N/mm；带厚8.5mm;输送带质量9.2Kg/m.输送带宽度的核算：输送大块散状物料的输送机，需要按（3.2-2）式核算，再查表2-3式中——最大粒度，mm。表2-3不同带宽推荐的输送物料的最大粒度mm带宽B500650800100012001400粒度筛分后100130180250300350未筛分150200300400500600计算：故，输送带宽满足输送要求。带宽:B=800mm2、确定输送带DX型钢绳芯带式输送机通用系列设计，属于高强度带式输送机，适用于散状物料大运量和长距离的输送,可输送松散密度的物料。输送距离长，单机长度可达数公里；输送能力大，输送量Q=400-9600m3/h输送带伸长率小，为普通带的1/5左右。使用寿命较普通带长2-3倍。可用于露天场合，但尽可能采用带式输送机走廊或加防护罩。所以根据如上特点，选用DX型钢绳芯输送带。选型：ST-1000所以每米钢绳芯输送带质量qB=19.7kg/m2输送带选型：ST-1000输送带每米长质量：qB=19.7kg/m23、确定滚筒直径由表可知，选用传动滚筒直径为D=800mm改向滚筒直径D1=800mm传动滚筒直径为D=800mm改向滚筒直径D1=800mm4、确定托辊1.上托辊分槽形和平形二种。输送散状物料一般均采用槽形托辊，其槽角为30°，用于手选输送机及输送成件物品时采用平形托辊。我们选用槽形托辊。间距lo=1200mm2.下托辊均为平形托辊。间距可取3m3.在受料处，为了减少物料对输送带的冲击，应选用缓冲托辊。受料处托辊间距视物料容重及块度而定，一般取为上托辊间距的1/2~1/3。所以缓冲托辊间距为600mm所以槽形托辊的高度H=240mm上托辊间距lo=1200mm下托辊间距3m缓冲托辊间距为600mm槽形托辊的高度H=240mm5、确定拉紧装置（1）拉紧装置分螺旋式、车式、垂直式三种。（2）螺旋式拉紧装置适用于长度较短（<80米）、功率较小的输送机上，按机长的1%选取拉紧行程。其拉紧行程有500毫米、800毫米两种。螺旋式拉紧装置的适用功率范围和许用张紧力（即上下二条输送带张力之和）（3）车式拉紧装置适用于输送机长度较长，功率较大的情况，由于结构简单可靠，因此应优先选用。（4）垂直式拉紧装置适用于输送机在采用车式拉紧装置有困难的场合。它的优点是利用了输送机走廊的空间位置，便于布置。缺点是改向滚筒多，而且物料容易掉入输送带与拉紧滚筒之间而损坏输送带，特别是输送潮湿或粘性较大的物料时，由于清扫不净，这种现象更为严重。所以选用车式拉紧装置。选用车式拉紧装置6、清扫器1.头尾各一个清扫器，总共两个头部清扫器2.空段清扫器装于尾部滚筒前的下分支，用以清扫输送带非工作面的物料。设计每十米一个空段清扫器。总共十个空段清扫器两个头部清扫器十个空段清扫器7、计算圆周驱动力C=1.78(1).求FHf=0.040此处选择L=250时的值，旋转部分质量为qRO=2.58*3=7.66kg/mqRu=4.64*3=13.92kg/mqG=Q/v=((500*10^3)/3600)/2.5=55.56kg/mFH=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ]=4661.6N(2).求FS1不考虑前倾的摩擦阻力所以=0b1=0.495mA=0.012㎡取=0.5=svk=0.15425㎡/sL=1m所以Fs1=68.59N(3).求Fs2式中——清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器；A——一个清扫器和输送带接触面积——清扫器和输送带间的压力，N/，一般取为3N/；——清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.5~0.7；——刮板系数，一般取为1500N/m。取n3=17(头尾各1个头部清扫器，中段有10个空段清扫器，一个空段清扫器相当于1.5个清扫器)K2=1500N/mP=5*10^4N/㎡=0.5求得Fs2=4600N(4).求Fst因为是水平输送，所以H=0Fst=0传动滚筒上所需圆周驱动力为所有阻力之和Fu=FH+FS1+FS2+FST=12.8KNT=0.4*12.8=5.12KN*MFH=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ]=4661.6NFs1=68.59NFs2=4600NFst=0Fu=FH+FS1+FS2+FST=12.8KNT=0.4*12.8=5.12KN*M8、传送带张力计算单传动滚筒包角φ=210°。传动滚筒趋入点的张力S1最大，传动滚筒奔离点的张力S2最小。在上分支中最小张力为S4。FU=F1+F2=S1-S2先确定S2化简得S1=S2+FUS3=S4=S2+F2计算得，S1=68.95KNS2=56.15KNS3=S4=62.45KN均小于输送带承受的最大张力值。S1=68.95KNS2=56.15KNS3=S4=62.45KN9、电机的选择（1）传递效率和电机效率确定设定：η5W——输送机滚筒轴至输送带间传递效率ηc——联轴器效率，取0.99（书上附表B-10）；ηz——闭式圆锥-圆柱齿轮传动效率，取0.97（书上附表B-10）；ηg——闭式圆柱齿轮传动效率，取0.97（书上附表B10）；ηg’——开式圆柱齿轮传动效率，取0.95（书上附B-10）；ηb——对滚动轴承效率，取0.99（书上附表B-10）；ηcy——输送机滚筒效率，取0.96（书上附表B-10）。因此，估算传动系统总效率：η=η01*η12*η23*η34*η45*η5W式中：η01=ηc=0.99；η12=ηb*ηz=0.99*0.97=0.9603；η23=ηb*ηg=0.99*0.97=0.9603；η34=ηb*ηc=0.99*0.99=0.9801；η45=ηb*ηg’=0.99*0.9=0.9405;η5w=ηb*ηc=0.99*0.96=0.9504.所以估算传动系统总效率：η=η01*η12*η23*η34*η45*η5W=0.7998工作机所需电动机功率Pr=Pw/η=32/0.7998=40.01kw查国标JB/T10391-2008选择225M电机，电机参数如下所选电机参数型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比Y225M-4451500148024．95轴的转速、功率和转矩轴号电动机圆柱齿轮减速器开式齿轮工作机0轴1轴2轴3轴4轴5轴转速n/(r/min)1480148051923723759.25功率P/kW40.0139.6138.0435.0435.8033.67转矩T/(N*m)258.17255.59699.511441.831441.835424.16两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器齿轮传动比i12.852.1914传动效率η0.990.96030.96030.98010.9405各级效率：η01=0.99η12=0.9603η23=0.9603η34=0.9801η45=0.9405η5W=0.9504总效率：0.7998所需功率：40.01kw四、减速器的计算1、高速齿轮的设计与计算（1）齿轮材料的选择小齿轮用40Cr淬火处理60HRC（600HB）大齿轮用40Cr淬火处理60HRC（600HB）（2）以齿根弯曲疲劳强度设计计算以及确定主要的参数计算内容计算过程计算结果尺寸系数许用弯曲应力[]使用系数齿形系数应力修正系数螺旋角系数重合度系数查机械设计基础课本得KA=27查机械设计基础课本得由文献[1]图12.22查得=2.050.49=1.661.00[]=518MPa[]=523MPa1.252.622.251.561.760.740.70计算内容计算过程计算结果计算齿宽b小齿轮直径动载荷系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数载荷系数k验算模数初取2mm=49.68mm49.68mm查机械设计基础课本得查机械设计基础课本得b（A=1.17，B=0.16，C=0.61）b/h=35/2.25*1.25=12.44）K==1.25*1.13*1.40*1.40取50mm取50mm1.131.301.451.40K=2.57计算内容计算过程计算结果校核许用弯曲应力确定主要参数中心距a修正齿宽b齿轮直径=1.92504MPa488MPa49.54mm49.54mm142.45取2，满足，满足取96mm14.36°取b1=50mmb2=48mm取d1=50mmd2=142mm2、按高速齿面接触强度校核计算内容计算过程计算结果接触疲劳强度极限接触最小安全系数接触寿命系数许用接触应力螺旋角系数弹性系数节点区域系数重合度系数验算查机械设计基础得查机械设计基础得查机械设计基础得查机械设计基础得查机械设计基础得1.38aH=ZHZE22KTuV+10.85bdV13uV≤aHaH=987MP≤1140MP1550MPa1550MPa1.250.920.951140MPa1178MPa0.902.14，满足3、低速齿轮的设计与计算（1）齿轮材料的选择小齿轮用40Cr淬火处理52HRC（550HB）大齿轮用45钢淬火处理50HRC(500HB)（2）以齿根弯曲疲劳强度设计计算以及确定主要的参数计算内容计算过程计算结果初步计算转矩齿宽系数初取15°弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环系数弯曲寿命系数尺寸系数初取=0.6查机械设计基础得NL3=NL2=7.47*108查机械设计基础得取=0.60取720MPa700MPa1.61.00计算内容计算过程计算结果小齿轮直径动载荷系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数载荷系数k验算模数103mm2.79m/s查机械设计基础得查机械设计基础得b（A=1.17，B=0.16，C=0.61）查机械设计基础得=1.00*1.16*1.40*1.08=1.75405MPa403MPa1.002.452.211.641.760.810.70b=61.5mm取62mm计算内容计算过程计算结果校核许用弯曲应力确定主要参数中心距a修正齿宽b齿轮直径=2.81287MPa278MPamm102.79mm226.74mm取3，满足取165mm取取4、按低速齿面接触强度校核计算内容计算过程计算结果接触疲劳强度极限接触最小安全系数接触寿命系数许用接触应力螺旋角系数弹性系数节点区域系数验算查机械设计基础得查机械设计基础得aH=ZHZE22KTuV+10.85bdV13uV≤aHaH=795MP≤1158MP1.000.990.960.982.43，满足5、减速器轴的计算考虑到此系统轴主要承受扭矩，承受转矩不大，因此根据得（材料选取45钢。A取118~107），对于1轴，d1≥27.1mm;对于2轴，d2≥42.3mm;对于3轴，d3≥50.0mm同时，考虑到轴上键的分布对于轴强度的影响，轴上有一个键槽时，直径扩大3~5%；有两个键槽时，直径扩大7~10%。因此，完善后的尺寸分别为：d1≥29mm;d2≥45mm;d3≥54mm取这些尺寸为轴颈基本尺寸，即配合轴承内径大小；对于齿轮轮毂直径，取在直径范围内即可。5.1、对于1轴，即为输入轴。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力有公式：求得，设计草图如图所示：首先，确定个段直径A段：=30mm选用弹性注销联轴器（LT5），轴孔直径为30mm；B段：=33mm；C段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30209）配合，取轴承内径；D段：=42mm；E段：=50mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，全高为49.58取50mm；F段：=42mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm；G段，=35mm,与轴承（圆锥滚子轴承30209）配合，取轴承内径；其次，确定各段轴的长度A段：=62mm；B段：=40mm；C段：=28mm,与轴承（圆锥滚子轴承33207）配合；D段：=78mm；E段：L5=50mm；F段：L6=17mm；G段：=28mm,与轴承（圆锥滚子轴承33207）配合；5.2、对于2轴设计草图如图所示：首先，确定各段的直径：A段：=45mm，与轴承（圆锥滚子轴承32209）配合,同时加轴套限位；B段：=52mm,非定位轴肩，与齿轮配合；C段：=58mm；D段：=48mm,定位轴肩，然后确定各段距离E段：=45mm，非定位轴肩，与齿轮配合；确定轴段长度：A段：=38mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承32209）宽度与挡油盘的长度；B段：=60mm，齿轮的齿宽62mm；C段：=11mm；D段：L4=46mm，与齿轮配合；E段：L5=39mm，考虑了轴承(圆锥滚子轴承32209)长度；5.3、对于3轴设计草图如图所示：首先，确定各轴段直径A段:=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承32211）配合；B段:=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段:=70mm,定位轴肩。D段:=64mm,非定位轴肩。E段:=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承32211）配合F段:=50mm，非定位轴肩G段:=45mm,弹性注销联轴器联轴器（LT7）的孔径然后，确定各段轴的长度A段：=39mm,与轴承（圆锥滚子轴承32211）配合，带轴套；B段：=58mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段：=12mm,轴环宽度，取圆整值D段：=61mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段：=27mm,由轴承长度，轴套确定；F段：=40mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到；G段：=112mm,联轴器孔长度5.4轴1——高速轴的受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 与校核计算齿轮啮合力Ft1=2000T1d1=2000×255.5950=10223NFr1=Ft1tanαcosβ=10223×tan20°cos15°=3852NFa1=Ft1tanβ=2739N求水平面内的支反力，作水平面内的受力简图如图所示：l1=45.5mml2=127.5mmRAH=Ft1l2l1+l2=10223×127.5173=7534NRBH=Ft1-RAH=10223-75344=2689NMCH=RAHl1=RBHl2=342797N.mm轴在水平面内的弯矩图如图所示：求垂直面的支承反力，作垂直面内的受力简图如图所示：RAV=Fr1l2+Fa1d1/2l1+l2=3235NRBV=Fr1l1-Fa1d1/2l1+l2=617NMAV=MBV=0MCV1=RAVl1=147193NMCV2=RBVl2=78667N轴在垂直面内的矩图如图所示：M=MCV12+MCH2=462261N.mmFt1=10223NFr1=3852NFa1=2739Nl1=45.5mml2=127.5mm轴1的校核轴的危险截面及受到弯矩最大的截面d≥310M2+(αT)2[σ]=3104622612+(0.6×255.59)290=39.3mm因为dmin=45>39.3mm所以符合要求。轴承的使用寿命：轴承1（选择一对轴承中受力较大的轴承进行校核）Lh=10660n(ftCP)ε=10660×1480×(1×82.5×1038167.6)103=36894h=4.2年—轴承寿命，h；—温度系数，取；—轴承的基本额定动载荷，kw；—轴的转速，；—载荷，N；—因为选择圆锥棍子轴承,为10/3；故轴承寿命满足使用要求。5.5、轴2——中间轴的受力分析与校核轴2存在两个危险截面（即两个连接齿轮的面）危险截面1：计算齿轮啮合力Ft21=2000T1d2=2000×699.51142=9852NFr21=Ft21tanαcosβ=9852×tan20°cos15°=3712NFa21=Ft21tanβ=2639Nl1=45.5mml2=129.5mmRAH=Ft21l2l1+l2=9852×129.5175=7290NRBH=Ft1-RAH=9852-7290=2562NMCH=RAHl1=RBHl2=331725N.mmRAV=Fr21l2+Fa21d1/2l1+l2=3817NRBV=Fr21l1-Fa21d1/2l1+l2=-105NMAV=MBV=0MCV1=RAVl1=173716NMCV2=RBVl2=-13597NM=MCV12+MCH2=374458N.mmd≥310M2+(αT)2[σ]=36.1mm因为dmin=52>36.1mm所以符合要求。危险截面2计算齿轮啮合力Ft22=2000T1d2=2000×699.51103=113582NFr22=Ft22tanαcosβ=13582×tan20°cos15°=5118NFa22=Ft22tanβ=3639Nl1=129.5mml2=45.5mmRAH=Ft22l2l1+l2=113582×45.5175=4074NRBH=Ft1-RAH=113582-4074=9508NMCH=RAHl1=RBHl2=499164N.mmRAV=Fr22l2+Fa22d1/2l1+l2=464NRBV=Fr22l1-Fa22d1/2l1+l2=4653NMAV=MBV=0MCV1=RAVl1=56900NMCV2=RBVl2=244309NM=MCV22+MCH2=555745N.mmd≥310M2+(αT)2[σ]=41.2mm因为dmin=52>41.2mm所以符合要求。轴承的使用寿命：轴承2（选择一对轴承中受力较大的轴承进行校核）Lh=10660n(ftCP)ε=10660×519×(1×80.8×10310203)103=36492h=4.16年—因为选择圆锥棍子轴承,为10/3；故轴承寿命满足使用要求。Ft21=9852NFr21=3712NFa21=2639Nl1=45.5mml2=129.5mmFt22=113582NFr22=5118NFa22=3639Nl1=129.5mml2=45.5mm5.6、轴3——低速轴的受力分析与校核计算齿轮啮合力Ft3=2000T3d4=2000×1441.83227=12703.0NFr3=Ft3tanαcosβ=12703×tan20°cos15°=4786.6NFa3=Ft3tanβ=3297.6Nl1=55.5mml2=120.5mmRAH=Ft3l2l1+l2=12073×120.5176=8265.9NRBH=Ft3-RAH=12703-8265.9=4437.1NMCH=RAHl1=RBHl2=458757.4N.mmRAV=Fr3l2+Fa3d4/2l1+l2=4786.6×120.5+3297.6×227/2176=3857.4NRBV=Fr3l1-Fa3d4/2l1+l2=4786.6×55.5-3297.6×227/2176=-617.2NMAV=MBV=0MCV1=RAVl1=214085NMCV2=RBVl2=-23328NM=MCV12+MCH2=581924N.mmd≥310M2+(αT)2[σ]=3105819242+(0.6×1441.8)290=40.1mm因为dmin=45>40mm所以符合要求。轴承的使用寿命：轴承3（选择一对轴承中受力较大的轴承进行校核）Lh=10660n(ftCP)ε=10660×237×(1×108×1039121.6)103=266037.5h≈30.4年—因为选择圆锥棍子轴承,为10/3；故轴承寿命满足使用要求。Ft3=12703.0NFr3=4786.6NFa3=3297.6Nl1=55.5mml2=120.5mm五、传动滚筒设计：1、筒体尺寸选择由经验确定，滚筒体长度一般比输送带带宽大50至100mm,所以我们确认滚筒体长度L=900mm2、滚筒体厚度的计算选Q235A钢板用作滚筒体材料，并取。对于Q235A钢，=235N/，则=58.75N/。式中p——功率，kw;——带速，m/s;l——筒长，mm,R=;--许用应力，N/。t=86.71×322.512×4002×0.0388×9002+0.1875×8002=2.72mm取滚筒体厚度t=30mm3、滚筒筒体强度的校核F1=2Fu=25.6KNF2=Fu=12.8KN平均张力F=F1+F22K0=12.8+25.62×1.05=20.05KN—滚筒上紧边张力，KN；—滚筒上松边张力，KN；—允许过载系数，通常取；M3=FUD2=12800×0.82=5120N.m--为滚筒所受转矩；设输送带平均张力F沿滚筒长度L均匀地分布在滚筒上，则滚筒单位长度上受的力q=Fl所以，Mmax=F2×l4=20050×0.98=2255.62N.m正应力：σ=MW=5.093MR2t=5.093×2255.623852×30=2.58N/mm2τ=M32W=2.547M3R2t=2.54751203852×30=2.93N/mm2式中R—壳（滚筒）的平均半径，mm;t—壳(滚筒)的厚度，mm;根据第四强度理论，合成弯矩可以写成：　　σh=σ2+3τ2=2.582+3×2.932=5.69N/mm2<[σ]计算强度校核符合。4、传动滚筒轴的设计计算轴的材料的选择轴的材料主要是碳素钢和合金钢。而较大的轴，其尺寸受限制，并要求重量轻，耐磨性高，用于高温或低温和要求耐腐蚀时，应采用合金钢。采用热处理如调质、高频退火、渗碳、淡化等和表明强化处理，对提高轴的强度有显著效果。在一般工作温度下，和金刚的弹性模量与碳素钢相近，所以单独考虑提高轴的刚度而采用合金钢是不合理的。在传动滚筒中，轴的材料主要是碳钢和合金钢，由于碳钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性较低，同时亦可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳轻度，故采用碳钢制造轴尤为广泛。其中最常用的是45号钢。根据结构情况轴承受较大的扭转剪切应力，故选择45号钢调质处理。因为其是用于载荷较大且用于高、低温及强腐蚀条件下工作环境的。（根据表6—1《机械零件课程设计》）。（1）求轴上的功率开式齿轮传动部分：P=35.8KWn=237r/minT=1441.83N.m则轴的转速nw=ni=2374=59.25≈60r/min（2）轴的最小直径的确定d≥AO3Pn=112335.8×260=118mmP-轴传递功率，单位为kW；n-轴的转速，单位为r/min；轴的材料材料为45钢，所以AO=112所以取最小轴径为d=120mm（3）确定幅板厚度Q=0.182255.622210×t3≤0.067t≥1.00mm所以，取幅板厚度t=30mm（4）确定轮毂外径轮毂外径式中DN≥210√310.5+81×1310.55-81×1=274.3mm所以，取轮毂外径DN=276mm5、轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。按估算的轴径通常作为阶梯轴的最小断面处的轴径；阶梯的直径和长度应综合考虑轴上的零件的固定，轴上零件的装配，轴的加工工艺性等因素进行设计。为了加工方便，在同一轴上直径相差不大的轴段的键槽应尽可能采用同一规格剖面尺寸，且应设计在同一加工轴线上，在轴向固定时，常采用轴肩与轴环，套筒、圆螺母、弹性挡圈、卡圈、圆锥面、轴圈挡圈等形式。因中间安装滚筒体，两端安装轴承支座，外伸断安装联轴器，故轴的结构设计为中间大，两端小的阶梯轴，外伸直径最小，向内逐渐增大，参见零件图所示。(3)轴的强度校核选取、d、t、h为设计变量。在满足强度要求的情况下：—滚筒体、接盘的旋转部分的质量，单位为KN；—轴的重力，作用在轴的长度中心处，单位为KN；—刚的密度，单位为；—滚筒的宽度，单位为cm；—滚筒轴承支点到接盘中点的距离，单位为cm。h-壳体厚度，单位为mm有与滚筒轴和接盘存在台阶，而在优化设计计算时精确尺寸还难以确定，故接盘和滚筒轴的实体体积分别增加10%和20%，作为实体的近似值。G=7.85×9.8×[π×8002×30+1.1π2（800-2×30）2×30]=6824.0NG0=1.2π2×1400×1202×7.85×9.8=2923.4N、为A、E在切向分力沿水平方向的支座反力，单位为KN；、为其在垂直方向的支座反力，单位为KN。水平方向上：Fax=Fex=F2=10025NFey=Fay=12(6824+2923.4)=4873.7N危险截面为滚筒的中心处=4873.7×0.25+0.45-68242×0.45=1827.4N.mMHV=Fay×L2=4873.7×0.25=1218.4N.m该截面的合成弯矩为：MC=MCV2+MHV2=1827.42+1218.42=2196.3N.m当量弯矩为：Mca=MC2+（αT）2=2196.32+(0.6×1441.8)2=2360.5N.m强度校核：σca=Mca0.1d3=2360.50.1×1203×1000=13.7MPa<τt=35-55MPa故轴的强度足够。6、胀套的选择和校核(1)胀套的使用条件要是传递的载荷在需用的范围内，亦既满足下列条件：传递扭矩传递轴向力传递联合作用的转矩和轴向力时，则合成载荷应满足：式中：T—胀套传递的扭矩，单位为；[T]—一个胀套的额定转矩，单位为；—传递的轴向力，单位为N；[]—一个胀套的额定轴向力，单位为N；d—胀套的内径，单位为mm；(2)胀套的校核先初步选定Z2型号的胀套，额定Ft=350KNMt=28.0KN.m由于传动滚筒的左右两侧分别需要一个胀套，又由于传动滚筒的结构是对称的，所以两个胀套型号一样，故只校核一个即可。其中：—轴所传递的扭矩；f—胀套传递的摩擦系数，一般取1.2=M3f=51201.2=6144[Mt]=28.0既满足使用要求。又因为传递的轴向力：Fa=F2×f=20050×1.22=12030N 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 件，通常实现轴与轮毂之间的轴向固定以传递扭矩，有时还能实现轴和轴上零件之间的轴向固定或轴向滑动的导向。常用的有平键联接，半圆键联接，锲键联接，切向键联接。键连接的选择键连接的选择包括类型选择和尺寸选择。键的类型应根据键连接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般为键宽b键高h）与尺寸L。为截面尺寸按轴的直径由标准中选定。键的长度一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或稍短与轮毂的长度。键的主要类型有：平键连接、半圆键联接、锲键联接和切向键联接。普通平键按结构分有圆头、平头及单圆头三种。平键的两侧是工作面，上表面与毂槽的地面不接触，为非工作面，这中间具有装拆方便，易于制造，不影响与轴向零件的对中等优点，常用与传动精度要求较高的情况。能做轴向移动并起导向作用的平键称为导向平键。本次毕业设计的课题中键就是起导向作用，轴的转动通过键来传递给离合器且传递精度要求较高。故选择普通平键。3.7.2联接的强度计算平键联接的主要失效方式是工作面的压溃，除非有严重过载，一般不会出现键的剪断，故平键联接主要校核键的挤压强度。式中：T—扭矩，单位为k—键与轮毂的接触高度，，单位为mm；—许用挤压应力，单位为；l—键的工作长度，单位为mm；圆头平键l=Lb，b为键宽；d—轴的直径，单位为mm；由《机械设计》查得普通平键的型号为：b×h=32×18已知，选取L=160mml=L-b=160-32=128mm钢的代入公式计算得：σp=2×6144×1000120×182×(160-32)=129.3MPa>[σp]=100-120MPa故该键满足使用要求。 心得体会 决胜全面小康心得体会学党史心得下载党史学习心得下载军训心得免费下载党史学习心得下载 ：带式输送机在工业中有着广泛的应用，它是工业生产中实现连续化、规模化、自动化、现代化必不可少的设备。本次课程设计我们对带式输送机的整体结构进行了设计，确定了带式输送机总体的一些计算参数，并确定给出了该输送机主要零部件结构参数及其计算方法，进行了主要零部件的强度校核。根据给定的参数设计并计算选用可带式输送机的标准零部件构成输送机的整机。本次课程设计，我们主要对带式输送机的传动部分进行了设计，通过查找国内外文献以及参考一些设计说明书完成了设计计算。这个过程不仅培养了我们的交流合作能力，团队协作精神，还让我们更加清楚了设计一项东西的流程，提高了设计的意识，通过不断反复的校核，也培养了我们的工程严谨意识。A0装配图的绘制，提高了我们的动手能力，考验了我们的耐心和意志力。