皮带输送机液压调心怎么安？

皮带输送机液压调心怎么安？

安装前的准备工作

首先，要熟悉图纸。通过看图纸，了解设备的结构，安装形式、零部件的组成及数量、性能参数等重要信息。然后再熟悉图纸上重要的安装尺寸，技术要求等。如果无特殊安装要求，皮带机的通用技术要求为：

（1）机架中心线与输送机纵向中心线应重合，其偏差不大于2mm。

（2）机架中心线的直线度偏差在任意25米长度内不应大于5mm。

（3）机架支腿对地面的垂直度偏差不应大于2/1000。

（4）中间架的间距允许偏差为正负1.5mm，高低差不应大于间距的2/1000。

（5）滚筒横向中心线与输送机纵向中心线应重合，其偏差不大于2mm。

（6）滚筒轴线与输送机纵向中心线的垂直度偏差不应大于2/1000，水平度偏差不应大于1/1000。

设备倒运工作

由于在上工程期间，外购的大量设备不可能放在施工现场。这就要求把需要安装的设备挑出来，做好标记，以备吊装。倒运前，尽量把要安装使用的设备全部找出，一次倒运到位，既节省了汽车的台班费用，又提高了工作效率。设备倒运、吊装到位后，还要勘察安装现场，消除影响设备安装的不利因素。

2、设备的安装

一条皮带机能否达到设计、安装要求并能正常平稳运转，主要取决于驱动装置、滚筒以及尾轮的安装精度，皮带机支架的中心是否和驱动装置及尾轮的中心线重合，所以安装时的放线尤为重要。

（1）放线

我们可用经纬仪在机头（驱动装置）和机尾（尾轮）之间打出标记，再用墨斗逐点弹线，使机头和机尾之间的中心线连成一条直线，用此方法放线能保证较高的安装精度。

（2）驱动装置的安装

驱动装置主要由电机、减速机、驱动滚筒、支架等几部分组成。

首先，我们把驱动滚筒和支架组装、放置到预埋板上，在预埋板与支架之间放置钢垫板，用水平仪找平，保证支架的四个点之间的水平度小于等于0.5mm。

然后，找出驱动滚筒的中分线，把线坠放置在中分线上，调整驱动滚筒纵向和横向中分线与基础中心线重合。

在调整驱动滚筒标高时，还要考虑为电机、减速机标高的调整预留一定的余量。由于电机与减速机的连接在设备制造时已经在支架上调整完毕，所以我们的任务是找正、找平，并保证减速机与驱动滚筒之间的同轴度。

调整时，以驱动滚筒为基准，由于减速机与驱动滚筒的连接为尼龙棒弹性连接，同轴度的精度可适当放宽，调整至径向小于等于0.2mm，端面不大于2/1000。

（3）尾轮的安装

尾轮由支架和滚筒两部分组成，其调整步骤与驱动滚筒相同。

（4）支腿、中间架、托辊支架、托辊的安装

皮带机支腿大部分形状为H型，其长度和宽度根据皮带长度和宽度、皮带运输量等的不同而不同。

下面，我们以宽度为1500mm支腿为例，具体操作方法如下：

① 先量出宽度方向的中心线，做出标记。

② 把支腿放在基础上的预埋板上，用线坠垂线，使支腿宽度方向的中心线与基础中心线重合。

③ 在基础中心线上任意一点（一般以1000mm以内为宜）做一标记，以此标记为基点，用盒尺分别测得此点到两支腿的距离，根据等腰三角形原理可知，当两尺寸相等时，支腿即找正。

④ 焊牢支腿，即可装中间架，它是由10或12号槽钢制作而成，在槽钢宽度方向上钻有直径12或16mm的排孔，是连接托辊支架用的。中间架与支腿的连接形式为焊接，安装时应用水平仪测量，以保证中间架的水平度和平行度，平行度方向上的两槽钢，上面的排孔要采用对角线测量法进行对称度的找正，以保证托辊支架、上调心支架的顺利安装。

⑤ 把托辊支架装在中间架上，用螺栓连接，把托辊装在托辊支架上。需注意的是，在落料口的下方的托辊为四组橡胶托辊，起缓冲、减震作用。

⑥ 把下平行托辊和下调心托辊装上。

3、附件、安全装置的安装

附件的安装必须在支架上放上皮带后才可进行。附件包括导料槽、空段清扫器、头部清扫器、防跑偏开关、溜槽、皮带拉紧装置等。

（1）溜槽和导料槽

溜槽装在落料口上，下面与导料槽连接，导料槽装在机尾皮带的上面。矿料由落料口进入溜槽，再由溜槽进入导料槽，导料槽把矿料均布在皮带的中心方向，防止矿料迸溅。

（2）清扫器

空段清扫器装在机尾下皮带，起清扫下皮带矿料的作用。

头部清扫器装在机头滚筒的下部，起清扫上皮带矿料的作用。

（3）拉紧装置

拉紧装置分螺旋拉紧、垂直拉紧、水平车式拉紧等。螺旋拉紧与机尾支架为一体，由螺母和丝杠组成，一般用于短皮带。垂直拉紧和车式拉紧用于较长皮带。

（4）安装装置

安全装置包括头部护罩、尾部护罩、拉绳开关等。安全装置装在皮带机的转动部位，起保护作用。

经过以上方法和步骤的操作，并保证一定的精度范围，通过空负荷和负荷试车，并对皮带跑偏进行调整，即可平稳安全的运转。

设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果

一， 设计任务书

设计题目：传送设备的传动装置

（一）方案设计要求：

具有过载保护性能（有带传动）

含有二级展开式圆柱齿轮减速器

传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行

（二）工作机原始数据：

传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s

传送带主动轴所需扭矩T为___N.m

使用年限___年，___班制

工作载荷（平稳，微振，冲击）

（三）数据：

鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m

带速V 0.98m/s，年限 9年

班制 2 ，载荷 微振

二.电机的选择计算

1. 选择电机的转速：

a. 计算传动滚筒的转速

nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min

b.计算工作机功率

pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw

2. 工作机的有效功率

a. 传动装置的总效率

带传动的效率η1= 0.96

弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速

nw=67.326 r/min

工作机功率

pw=1.748Kw

计算内容 计算结果

滚动轴承的效率 η3=0.99

滚筒效率 η4=0.96

齿轮啮合效率 η5=0.97

总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=

0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816

c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw

3. 选择电动机的型号：

查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1

方案

号 电机

型号 电机

质量

(Kg) 额定

功率

(Kw) 同步

转速(r/min) 满载

转速

(r/min) 总传

动比

1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091

2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962

根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。

三.运动和动力参数的计算

1. 分配传动比取i带=2.5

总传动比 i=13.962

i减=i/i带=13.962/2.5=5.585

减速器高速级传动比i1= =2.746

减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034

2. 运动和动力参数计算:

总效率

η=0.816

电动机输出功率

Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6

p=2.2 kw

n=940r/min

中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962

i12=2.746

i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果

0轴(电动机轴):

p0=pr=2.142Kw

n0=940r/min

T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m

Ⅰ轴(减速器高速轴):

p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw

n1= n0/i01=940/2.5=376

T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m

Ⅱ轴(减速器中间轴):

p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99

=1.954 Kw

n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min

T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ轴(减速器低速轴):

p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw

n3= n2/i23=67.319 r/min

T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m

Ⅳ轴(鼓轮轴):

p4=p3η34=1.839 Kw

n4= n3=67.319 r/min

T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m

四.传动零件的设计计算

(一)减速器以外的传动零件

1.普通V带的设计计算

(1) 工况系数取KA=1.2

确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min

T0=21.762N.m

p1=2.035Kw

n1=376r/min

T1=51.687N.m

p2=1.954Kw

n2=136.926 r/min

T2=136.283 N.m

p3=1.876Kw

n3=67.319 r/min

T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw

n4=67.319r/min

T4=260.884 N.m

小带轮转速n1= n0=940 r/min

选取A型V带 取dd1=118mm

dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm

取标准值dd2=315mm

实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669

所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)

重取 dd1=125mm,

dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm

取标准值dd2=315mm

实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52

n2= n1/i=940/2.52=373.016

(误差为8% 允许)

所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14

125940/(601000)=6.152m/s

在5 ~25m/s之间 所选V带符合

(2)确定中心距

①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm

②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0

=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559

③取标准值:Ld=1800mm

④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果

=546.221mm

取a=547mm,a的调整范围为:

amax=a+0.03 Ld=601mm

amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:

α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。

(3)确定根数:z≥pc/p0’

p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)

Kα=1.25(1- )=0.948

对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,

c3=9.610-15,c4=4.6510-5

L0=1700mm

ω1= = =98.437rad/s

p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]

=12598.437[3.7810-4- -9.6

10-15 (12598.437)²- 4.6510-5

lg(12598.437)]=1.327

Δp1= c4dd1ω1 =0.148

Δp2=c4dd1ω1 =0.0142

p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

确定根数：z≥ ≤Zmax

z= = 取z=2

（4）确定初拉力F0

F0=500 =500×

=175.633KN

（5）带对轴的压力Q

Q=2 F0zsin =2 =690.768KN

（二）减速器以内的零件的设计计算

1．齿轮传动设计

（1）高速级用斜齿轮

① 选择材料

小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS

应力循环次数N：

N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108

N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108

查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）

由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92

按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa

许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR

=459.540 Mpa

因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa

②按接触强度确定中心距

初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989

初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4

端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°

基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°

ZH= = =2.450

计算中心距a:

计算内容 计算结果

a≥

=

=111.178mm

取中心距 a=112mm

估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=

0.784~2.24

取标准模数mn=2

小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内

修正螺旋角β=

10°50′39〃

与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。

齿轮分度圆直径

圆周速度

由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级

③验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25

由文献[2]图5-4（b），按8级精度和

取KV=1.023

齿宽 ，取标准b=45mm

由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051

由文献[2]表5-4，Kα=1.2

载荷系数K= KAKVKβKα=

计算重合度：

齿顶圆直径

端面压力角：

齿轮基圆直径： mm

mm

端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：

mn=2

z1=30, z2=80

β=

10°50′39〃

mt= mn/cosβ=2.036mm

d1=61.091mm

d2=162.909mm

da1=65.091mm

da2=166.909mm

df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm

df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm

中心距a=1/2(d1+d2)=112mm

齿宽b2=b=

45mm

b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力

安全

④验算齿根弯曲疲劳强度

由文献[2]图5-18（b）得：

由文献[2]图5-19得：

由文献[2]式5-23：

取

计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：

由文献[2]图5-15得：

由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。

⑵低速级直齿轮的设计

①选择材料

小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250―280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162―185HBS

计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108

N2= N1/i1=0.858×108

计算内容

计算结果

查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14

按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa

由文献[2]式5-28计算许用接触应力：

[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR

=461.472 Mpa

因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa

②按接触强度确定中心距

小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m

初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥

=145.294mm

取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=

1．05~3

取标准模数m=2

小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm

mm

圆周速度

由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级

按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25

按8级精度和 取KV=1.02

齿宽 b= ,取标准b=53mm

由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03

由文献[2]表5-4，Kα=1.1

载荷系数K= KAKVKβKα=

计算端面重合度：

安全。

③校核齿根弯曲疲劳强度

按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22

由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。

Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666

由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp

由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。

取YST=2.0，SFmin=1.4。

计算许用弯曲应力：

[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp

[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp

计算齿根弯曲应力：

σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]

σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]

均安全。

五．轴的结构设计和轴承的选择

a1=112mm, a2=150mm,

bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm

bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm

(h----高速轴，l----低速轴)

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：

计算内容

低速级直齿轮主要参数：

m=2

z1=50, z1=50 z2=100

u=2.034

d1=100mm

d2=200mm

da1=104mm

da2=204mm

df1=

d1-2(ha*+ c*) m=95mm

df2=

d2-2(ha*+ c*) m=195mm

a=1/2(d2+ d1)=150mm

齿宽b2 =b=53mm

b1=b2+

(5~10)=60mm

计算结果

l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm

l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm

l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm

(2)高速轴的设计：

①选择轴的材料及热处理

由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，

②轴的受力分析：

如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,

lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm

lBC= lAB- lAC=170-50=120mm

(a) 计算齿轮啮合力：

Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N

Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N

Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N

(b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N

RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N

RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×

61.091/2)/170=500.888N

RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N

(c) 支承反力

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm

MC2= RB lBC=61612.32N.mm

转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm

计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计

按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100

则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，

d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。

初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。

（2）中间轴（2轴）的设计：

①选择轴的材料及热处理

选用45号纲调质处理。

②轴的受力分析：

如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

lAB=l2=172mm,

lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm

lBC= lAB- lAC=172-51=121mm

lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm

(a) 计算齿轮啮合力：

Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N

Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N

Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N

Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N

Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N

(b)求水平面内和垂直面内的支反力

RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N

RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N

RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N

RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=

计算内容

计算结果

181.656N

RA=2073.191N, RB=2341.392N

③轴的结构设计

按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110

则d≥110 ，取开键槽处d=35mm

根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。

初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。

（3）低速轴（3轴）的设计：

①选择轴的材料及热处理

选用45号纲调质处理。

②轴的受力分析：

如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：

d≥A0 =110

联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm

轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准

计算内容 计算结果

50mm

初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18

轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核

a、 低速级轴的强度校核

①按弯扭合成强度校核：

转矩按脉动循环变化，α≈0.6

Mca1= Mc=106962.324N.mm

Mca2=

Mca3=αT=159679.800N.mm

计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。

Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp

Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp

对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得

[σb] -1=59

Mp，σca<[σb] -1,安全。

②精确校核低速轴的疲劳强度

a、 判断危险截面：

各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。

计算内容

计算结果

b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引

起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54

Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面

Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：

τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,

τa=τm =τmax /2=15.52Mp

绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92

Ⅱ剖面安全系数为：

S=Sτ=

取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。

b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：

Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51

Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43

Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起

计算内容

计算结果

的应力集中系数来验算Ⅵ剖面

MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm

Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：

σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp

σa=σmax=8.366 σm=0

Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：

τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³

绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ

=0.78

表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92

Ⅵ剖面的安全系数：

Sσ =

Sτ=

S=

取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。

六．各个轴上键的选择及校核

1．高速轴上键的选择：

初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上

选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm

中间轴

选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果

2．中间轴键的选择：

A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp

σp= 满足要求;

B处：初选A型10×45 GB1095-79：

b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp

σp= 满足要求.

3. 低速轴上键的选择：

a.联轴器处选A型普通平键

初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp

σp= 满足要求.

b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp

σp= 满足要求.

七．联轴器的选择

根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。

查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5

计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。

低速轴

联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm

低速轴

齿轮处初选A型14×40GB1096-79：

b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85

参考资料：机械课程设计，理论力学

你手的是什么,我咋看不懂呢???你的问题快到期了,我想也不会有人来回答了吧,你就把分数给我吧,谢谢,再次请求,,OK?????????????????

不会啊

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