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文檔簡介
1、<p><b> 機 械 設(shè) 計</b></p><p><b> 設(shè)計說明書</b></p><p> 起止日期: 2011 年 12月 25 日 至 2012 年 1 月 3 日</p><p><b> 目 錄</b></p><p>
2、 設(shè)計任務(wù)..............................第2頁</p><p> 傳動方案分析..........................第3頁</p><p> 原動件的選擇與傳動比的分配............第4頁</p><p> 3.1原動件的選擇........................第4頁</p>&
3、lt;p> 3.2計算總傳動比和分配傳動比.............第6頁</p><p> 傳動零件的設(shè)計計算.................第8頁 </p><p> 4.1傳動帶的計算 ......................第8頁</p><p> 4.2齒輪的計算.........................第10頁</p&g
4、t;<p> 4.3減速器低速級的齒輪傳動............. 第14頁</p><p> 第五章 軸的設(shè)計及計算........................第18頁</p><p> 5.1傳動軸的設(shè)計....................... 第18頁</p><p> 5.2軸承壽命的校核................
5、..... 第24頁</p><p> 第六章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計..............第26頁 </p><p> 6.1箱體的設(shè)計......................... 第26頁</p><p> 6.2箱體附件設(shè)計....................... 第26頁</p><p> 設(shè)計小結(jié).
6、.............................第28頁</p><p> 參考文獻..............................第29頁</p><p><b> 第一章 設(shè)計任務(wù)</b></p><p> 設(shè)計任務(wù)如圖1.1所示,為用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn);空載
7、起動,工作載荷有輕微沖擊;輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%;二班制(每班工作8h),要求減速器設(shè)計壽命為8年,大修期為2~3年,中批量生產(chǎn);三相交流電源的電壓為380/220V。</p><p><b> 已知數(shù)據(jù):</b></p><p> 圖1.1帶式傳動系統(tǒng)示意圖</p><p> 1.電機 2.V帶傳動 3.兩級圓
8、柱齒輪減速器 4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.輸送帶</p><p> 第二章.傳動方案分析</p><p> 合理的傳動方案,首先應(yīng)滿足工作機的性能要求,其次應(yīng)滿足工作可靠,轉(zhuǎn)動效率高,結(jié)構(gòu)簡單,結(jié)構(gòu)緊湊,成本低廉,工藝性好,使用和維護方便等要求。任何一個方案,要滿足上述所有要求是十分困難的,要多方面來擬定和評比各種傳動方案,統(tǒng)籌兼顧,滿足最主要和最基本的要求,然后加以確認。&l
9、t;/p><p> 本傳動裝置傳動比不大,采用二級傳動,帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用,故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺兩級直齒圓柱齒輪減速器,</p><p> 軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。</p><p> 圖1.2帶式傳動系統(tǒng)示意圖</p><p> 1.電機 2.V帶傳動 3.兩級圓柱齒輪減速器
10、 4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.輸送帶</p><p> 第三章.原動件的選擇與傳動比的分配</p><p><b> 3.1原動件的選擇</b></p><p> (1)電動機類型的選擇</p><p> 根據(jù)動力源和工作條件,并參照第12章選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機,臥式封閉結(jié)構(gòu),電源的電壓為
11、380V。</p><p> 圖3-3 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖</p><p> 1—電動機;2一聯(lián)軸器;3—兩級圓柱齒輪減速器;4—聯(lián)軸器;</p><p> 5—開式圓柱齒輪傳動;6—滾筒;7—輸送帶</p><p> ?。?)電動機容量的選擇</p><p> 根據(jù)已知條件,工作機所需要的有效功率為&l
12、t;/p><p> =7000х0.5/1000=3.5kW</p><p> 設(shè):—— 輸送機滾筒軸(5軸)至輸送帶間的傳動效率;</p><p> —— 聯(lián)軸器效率,=0.99;</p><p> —— 閉式圓柱齒輪傳動效率(設(shè)齒輪精度為8級),=0.97;</p><p> —— 開式圓柱齒輪傳動效率,=0
13、.95;</p><p> —— 一對滾動軸承效率,=0.99;</p><p> —— 輸送機滾筒效率,=0.96。</p><p> 估算傳動系統(tǒng)總效率為</p><p> 式中, =0.99</p><p> 則傳動系統(tǒng)的總效率為</p><p> =
14、0.99×0.9603×0.9603×0.9801×0.9405×0.9504=0.7998</p><p> 工作時,電動機所需的功率為</p><p> =3.5/0.7998=4.376kW</p><p> 由表12-1可知,滿足P≥P條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率P應(yīng)取為5.5kW。</
15、p><p> ?。?)電動機轉(zhuǎn)速的選擇</p><p> 根據(jù)已知條件,可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速為</p><p> =60000х0.5/(3.14х450)=21.23r/min</p><p> 通過對上述兩種方案比較可以看出:方案I選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低,總傳動比為58.78,這對兩級減速傳動而言不算大,故選方案I較為合
16、理 </p><p> Y132S-4型三相異步電動機的額定功率P=5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min。由表12-2查得電動機中心高H=132mm,軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=38mm和E=80mm </p><p>
17、; 3.2計算總傳動比和分配傳動比</p><p> 3.2.1、計算總傳動比</p><p> 根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機所需轉(zhuǎn)速,按下式計算機械傳動系統(tǒng)的總傳動比:</p><p> =1440/21.23 = 67.8 (3-5)</p><p> 在另一方面,由機械設(shè)計課程可知,機械傳
18、動系統(tǒng)的總傳動比應(yīng)等于各級傳動比的連乘積,即</p><p><b> …</b></p><p> 由傳動系統(tǒng)方案(見圖3-3)知:</p><p><b> 1 ;1</b></p><p> 按表3-4查取開式圓柱齒輪傳動的傳動比為</p><p><b&
19、gt; 4</b></p><p> 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比=67.8/(1х1х4)=16.96</p><p> 3.2.2、傳動比的分配</p><p> 在設(shè)計多級傳動的傳動系統(tǒng)時,分配傳動比是設(shè)計中的一個重要問題。傳動比分配得不合理,會造成結(jié)構(gòu)尺寸大、相互尺寸不協(xié)調(diào)、成本高、制造和安裝不方便等。因此,分配傳動比時,應(yīng)考慮
20、下列幾點原則:</p><p> 各種傳動的每級傳動比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)</p><p> 各級傳動比應(yīng)使傳動系統(tǒng)尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象。例如,V帶傳動的傳動比選得過大,將使大帶輪外圓半徑大于減速器中心高H</p><p> ?。?)設(shè)計雙級圓柱齒輪減速器時,應(yīng)盡量使高速級和低速級的齒輪強度接近相等,即按等強度原則分配傳動比。</p>
21、<p> (4)當減速器內(nèi)的齒輪采用油池浸油潤滑時,為了使各級大齒輪浸油深度合理,各級大齒輪直徑應(yīng)相差不大,以避免低速級大齒輪浸油過深,而增加攪油損失</p><p> 展開式雙級圓柱齒輪減速器,考慮各級齒輪傳動的潤滑合理,應(yīng)使兩大齒輪直徑相近,推薦取=(1.3~1.4)或=~,其中、分別為高速級和低速級的傳動比,為減速器的總傳動比。對于同軸式雙級圓柱齒輪減速器,一般取==。</p>
22、<p><b> 各級傳動比分別為;</b></p><p> i01=1; i12=4.69; i23=3.62; i34=1; i45=4</p><p> 3.2.3.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算</p><p> 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下:</p><p>&l
23、t;b> 0軸(電動機軸):</b></p><p> =1 440r/min</p><p><b> 4.376kW</b></p><p> T0=9550*P0/n0=9550х4.376/1440=29.02N·m</p><p> 1軸(減速器高速軸):</p>
24、;<p> =1 440r/min</p><p> 4.376×0.99=4.332kW</p><p> T1=9550х4.332/1440=28.73N·m</p><p> 2軸(減速器中間軸):</p><p> n2=n1/i12=1440/4.69=307r/min</p>
25、;<p> 4.376×0.9603=4.202kW</p><p> T2=9550х4.202/307=130.71N·m</p><p> 3軸(減速器低速軸):</p><p> n3=307/3.62=84.81r/min</p><p> 4.202*0.9603=4.035kW<
26、/p><p> T3=454.36N·m</p><p> 4軸(開式圓柱齒輪傳動高速軸):</p><p> n4=n3/1=84.81r/min</p><p> 4.035×0.9801=3.955kW</p><p> T4=9550х3.955/84.81=445.35N·
27、m</p><p> 5軸(開式圓柱齒輪傳動低速軸、即輸送機滾筒軸):</p><p> n5=n4/4=84.81/4=21.20r/min</p><p> 3.955×0.9405=3.720kW</p><p> T5=9550х3.720/21.20=1675.75N·m</p><p
28、> 表3-1 各軸的運動與動力參數(shù)</p><p> 第四章 傳動零件的設(shè)計計算</p><p><b> 4.1傳動帶的計算</b></p><p> 4.1.1計算設(shè)計功率</p><p> ——計算功率,KW;</p><p> —— 工作情況系數(shù),見表8-7;<
29、;/p><p> ——所需傳遞的額定功率,KW。</p><p> 由上述可知電動機的功率為,V帶輪轉(zhuǎn)速為n1=1440r/min,V帶傳動比,每天工作16小時。</p><p> 由【1】表8-7查的工作情況系數(shù),所以</p><p> 4.1.2選擇V帶的型號</p><p> 根據(jù)、由圖8-11選用A型&l
30、t;/p><p> 初選小帶輪基準直徑。由【1】表8-6和8-8,取小帶輪的基準直徑=140mm.</p><p> 驗算帶速。按【1】式(8-13)驗算帶的速度:</p><p><b> m/s</b></p><p> 因為<<,故帶速符合。</p><p> 計算大帶輪的
31、基準直徑。根據(jù)【1】式(8-15a),計算大帶輪的基準直徑:</p><p> dd2=idd1=3×90=270mm</p><p> 根據(jù)【1】表8-8,取為dd2=280mm</p><p> 4.1.4確定中心距a,并選擇V帶的基準長度</p><p> ?。?)由參考書[1]式8-20可知:</p>&
32、lt;p> 0.7(dd1+dd2)≤a 0≤ 2(dd1+dd2)</p><p> 初步確定中心距a0=500mm</p><p> ?。?)由參考書[1]式8-22可知:</p><p> Ld0 = =</p><p><b> =1599mm</b></p
33、><p> 由表8-2選取Ld=1600mm</p><p> 4.1.5計算中心距a及其變動范圍</p><p> 由參考書[1]P158式8-23得:</p><p><b> 由式8-24得:</b></p><p> amin=a-0.015Ld=500.5-0.015×1
34、600=476.50mm</p><p> amax=a+0.03Ld=500+0.03×1600=548.50mm</p><p> 4.1.6驗算小帶輪上的包角</p><p> 由參考書[1]式8-25得:</p><p><b> =</b></p><p> ∴ 主動
35、輪上的包角合適</p><p> 4.1.7計算V帶的根數(shù)Z</p><p> 由參考書[1]P158 式8-26得:</p><p> P0 —— 基本額定功率得P0=1.07</p><p> P0——額定功率的增量P0=0.17</p><p> ——包角修正系數(shù)得Kα=0.93</p>
36、<p> ——長度系數(shù)得KL=1.02</p><p><b> ∴=2.56</b></p><p><b> ∴取3根</b></p><p> 4.1.8計算單根V帶的初拉力的最小值</p><p> 由【1】表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量,所以</p>&
37、lt;p><b> 應(yīng)使帶的實際初拉力</b></p><p> 4.1.9計算壓軸力</p><p><b> 壓軸力的最小值為:</b></p><p> 4.2高速級齒輪的計算</p><p> 4.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p&g
38、t; 1、按圖1.1所示的傳動方案,為提高傳動平穩(wěn)性及強度,選用斜齒圓柱齒輪;</p><p> 2、 因為運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度;</p><p> 3 、材料選擇。為簡化齒輪加工工藝,選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?,由參考書[1]表10-1選擇小齒輪材料為:40Cr(調(diào)質(zhì) ),硬度為 HBS1=280,大齒輪材料為45號鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為HBS2=240,兩者硬度差為
39、40HBS,滿足要求。</p><p> 4、選用小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪齒數(shù)=24×4=96。</p><p> 4.2.2按齒面接觸強度設(shè)計</p><p> 按式(10-21)試算,即</p><p> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p> 試選載荷系數(shù)Kt=1.6。</p>
40、<p> 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p> T1=95.5×105×3.5/1440=2.32×104N?m</p><p> 由【1】表10-7選取齒輪寬度系數(shù)。</p><p> 由【1】表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p> 由【1】圖10-21d按齒面硬度查得小
41、齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪的接觸疲勞強度極限。</p><p> 由【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p> ×1.4=1.0368×109</p><p> N2=1.0368×109/4.12=2.5×108</p><p> 7)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù);。
42、</p><p> 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。</p><p> 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由【1】式(10-12)得</p><p><b> 2計算</b></p><p> 試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得:</p><p><b> =40.61mm</
43、b></p><p><b> ?、?、計算圓周速度。</b></p><p> 9)計算齒寬b及模數(shù)mt。</p><p> mt=d1t/z1=40.61/24=1.69</p><p> 10)計算齒寬與齒高之比。</p><p> 齒高 h=2.25×1.69
44、=3.80mm</p><p> =40.61/3.80=10.69</p><p> 11)計算載荷系數(shù)K。</p><p> 根據(jù),7級精度,由【1】圖10-8查得動載系數(shù);</p><p><b> 直齒輪,;</b></p><p> 由【1】表10-2查得使用系數(shù);</p
45、><p> 由【1】表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時, ;由,,查【1】圖10-13得。故動載系數(shù)</p><p> 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由【1】式(10-10a)得</p><p><b> 計算模數(shù)。</b></p><p> m=d1/z1=74.35/24=3.
46、10</p><p> 4.2.3 .按齒根彎曲強度設(shè)計</p><p> 由【1】式(10-5)得到彎曲強度的設(shè)計公式為</p><p> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p> 1)由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞極限;</p><p> 2)由【1】圖10-18取彎
47、曲疲勞壽命系數(shù),;</p><p> 3)計算彎曲疲勞需用應(yīng)力。</p><p> 取彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得</p><p><b> 計算載荷系數(shù)K。</b></p><p> 5)查取齒形系數(shù) </p><p> 由【1】表10-5查得;。</p>&
48、lt;p> 6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p> 由【1】表10-5查得;。</p><p> 7)計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b> 大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b> 設(shè)計計算</b></p><p> 對此計算結(jié)
49、果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪 直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強度計算的模數(shù)2.03并就近圓取整為標準值m=2.5,按接觸疲勞強度算的得的分度圓直徑d1=74.87,算出小齒輪齒數(shù)</p><p> z1=d/m=74.87/2.5≈30 </p>
50、<p> z2=4.12x30=123.6,取z2=124。</p><p> 4.2.4幾何尺寸的計算</p><p><b> 計算分度圓直徑</b></p><p> d1=z1m=30x2.5=75mm</p><p> d2=z2m=124x2.5=310mm</p><
51、p><b> 計算中心距</b></p><p> a=(d1+d2)/2=(75+310)/2=192.5mm</p><p><b> 計算齒輪寬度</b></p><p> b=φd=1x75=75mm</p><p> 取B2=75mm,B1=80mm。</p>
52、<p> 表4-1 減速器高速級齒輪的基本參數(shù)</p><p> 4.3減速器低速級的齒輪傳動</p><p> 4.3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p> 1) 由已知可知該齒輪選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p> 2)運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度(GB 10095-88).&
53、lt;/p><p> 3)材料選擇。由【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45號鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者的材料硬度差為40HBS。</p><p> 4)選小齒輪齒數(shù)24,大齒輪齒數(shù),取為77。</p><p> 4.3.2按齒面接觸強度設(shè)計</p><p> 由【1】設(shè)計計算公式
54、(10-9a)進行試算,即</p><p> (1)確定公式內(nèi)的計算數(shù)值</p><p><b> 1)試選載荷系數(shù)。</b></p><p> 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p> T2=95.5×105×3.5/307=1.089×105N?m</p>&l
55、t;p> 3)由【1】表10-7選取齒輪寬度系數(shù)。</p><p> 4)由【1】表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p> 5)由【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪的接觸疲勞強度極限。</p><p> 6)由【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p> N1=60njLh
56、=60x307x1x2x8x300x8=7.073x108</p><p> N2=7.073x108/3.27=2.16x108</p><p> 7)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù);。</p><p> 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。</p><p> 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由【1】式(10-12)得</p&
57、gt;<p><b> (2)計算</b></p><p> 1)試計算小齒輪分度圓直徑,帶入中較小的值。 </p><p><b> 2)計算圓周速度。</b></p><p> V=Лx115x69/60000=0.38m/s</p><p> 3)計算齒寬b及模數(shù)
58、。</p><p><b> 取5.</b></p><p> 4)計算齒寬與齒高之比。</p><p><b> 齒高 </b></p><p> 5)計算載荷系數(shù)K。</p><p> 根據(jù),7級精度,由【1】圖10-8查得動載系數(shù);</p>
59、<p><b> 直齒輪,;</b></p><p> 由【1】表10-2查得使用系數(shù);</p><p> 由【1】表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時, ;由,,查【1】圖10-13得。故動載系數(shù)</p><p> 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由【1】式(10-10a)得</
60、p><p><b> 7)計算模數(shù)。</b></p><p> m=d/z=120/24=5</p><p> 4.3.3 .按齒根彎曲強度設(shè)計</p><p> 由【1】式(10-5)得到彎曲強度的設(shè)計公式為</p><p> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>
61、; 1)由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞極限;</p><p> 2)由【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),;</p><p> 3)計算彎曲疲勞需用應(yīng)力。</p><p> 取彎曲疲勞安全系數(shù),由式(10-12)得</p><p> 4)計算載荷系數(shù)K。</p><p>
62、; 5)查取齒形系數(shù) </p><p> 由【1】表10-5查得;。</p><p> 6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p> 由【1】表10-5查得;。</p><p> 7)計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b> 大齒輪的數(shù)值大。</b></p>
63、<p><b> 8)設(shè)計計算</b></p><p> 對此計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強度計算的模數(shù)m=3.7mm,按接觸疲勞強度算的得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)</p>
64、<p><b> ,取。</b></p><p> 4.3.4幾何尺寸的計算</p><p><b> 1、計算分度圓直徑</b></p><p><b> 2、計算中心距</b></p><p><b> 3、計算齒輪寬度</b>&l
65、t;/p><p><b> 取,。</b></p><p> ,
66、
67、 </p><p> 表4-2 減速器低速級的各齒輪的基本參數(shù)</p><p> 第五章 軸的設(shè)計及計算</p><p
68、><b> 5.1傳動軸的設(shè)計</b></p><p> 5.1.1求低速軸上的功率p、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><p> 由前邊各軸運動參數(shù)計算可知: </p><p> P=1.66kw ; n=38.4r/min ; T4=41300N?mm.</p><p> 5.1.2 求作用在齒輪上
69、的力</p><p> 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:</p><p><b> 203.09mm</b></p><p><b> 而 圓周力</b></p><p><b> 徑向力</b></p><p><b> 軸向力
70、</b></p><p> 圓周力 ,徑向力 ,軸向力的方向如圖5-2所示。</p><p> 5.1.3 初步確定軸的最小直徑</p><p> 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3,取A0=112,于是得</p><p> 軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于
71、所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。</p><p> 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1可得,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取</p><p> 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查手冊,選用型號為L×2彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為560。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm,故該軸段的直徑為32mm。半聯(lián)軸器的長度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。&l
72、t;/p><p> 5.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p> ?。?) 擬定軸上零件的裝配方案</p><p> 軸上零件的裝配方案,如圖5-1所示。</p><p> 圖5-1軸的結(jié)構(gòu)及裝配</p><p> (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p> ?、贋榱藵M
73、足聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑為:37mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑為:40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故Ⅰ-Ⅱ軸段的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取。</p><p> ②初選滾動軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)Ⅱ-Ⅲ段的直徑為:37mm。由軸承產(chǎn)品目錄中
74、初步選取滾子軸承型號為30308,其尺寸為,故該軸段的直徑為=40mm。 而=25.25mm。</p><p> 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位高度h=4mm,因此,取。</p><p> ?、廴“惭b齒輪的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑為45mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為64mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段的應(yīng)略短于齒輪輪
75、轂的的寬度,故取。齒輪的右端面采用軸肩定位,軸肩高度h=0.07~0.1d,故h=4mm,則軸環(huán)段的直徑為53mm,軸肩寬度,取。</p><p> ?、茌S承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為l=30mm。故取。</p><p> ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=16mm,兩個斜齒圓柱齒輪之間的距離c=20mm??紤]到
76、箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=25.25mm,高速級的大齒輪輪轂L=45mm,則</p><p> 此時,已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p> (3) 軸上零件的周向定位</p><p> 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查表6-1得齒輪上的平鍵截面b×h=
77、14mm×9mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為50mm。同時為了保證齒輪有軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵為10mm×8mm×50mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p> ?。?)確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p&
78、gt; 參考表15-2,取軸端倒角為1.2×45°,各軸肩處的圓角半徑見圖5-1所示。</p><p> 5.1.5 求軸上的載荷</p><p> 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖(圖5-2)。在確定軸的支點位置時,應(yīng)從手冊中查取a值(參考圖15-23)。對于30308型圓錐滾子軸承,由手冊中查得a=19.5。因此,作為簡支梁的軸的支承跨距:</p>
79、;<p> 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖(圖5-2)。</p><p> 圖7-4軸的計算簡圖</p><p><b> 表5-1</b></p><p> 5.1.6 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度</p><p> 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度
80、。按照公式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力:</p><p> 前面已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得。因此,故安全。</p><p> 5.1.7精確校核軸的疲勞強度</p><p><b> ?。?)判斷危險截面</b></p><p>
81、 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度,但是由于軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。</p><p> 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度影響來看,截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴重,從受載的情況來看,截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅵ的相近,但是截面Ⅴ不受到扭矩作用,故截面Ⅴ不需要校核。截面C雖然
82、應(yīng)力最大,但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核。截面Ⅵ、Ⅶ顯然更不必校核。由第三章附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小,因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。</p><p><b> ?。?)截面Ⅳ左側(cè)</b></p><p><b> 抗彎截面系數(shù) </b></p>
83、;<p><b> 抗扭截面系數(shù) </b></p><p> 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為</p><p><b> 截面Ⅳ上的扭矩為</b></p><p><b> 截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b> 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</
84、b></p><p> 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1可查得155MPa。</p><p> 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=2/40=0.05,D/d=45/40=1.125,經(jīng)插值后可以查得</p><p> =2.1, =1.34</p><p> 又由附圖3-1可得軸的材料
85、的敏感系數(shù)為</p><p> 故有應(yīng)力集中系數(shù)按照下試計算</p><p> 由附圖3-2可以查得尺寸系數(shù)為,由圖可以查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為。</p><p> 按照磨削加工,由附圖3-4可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p> 軸未經(jīng)表面強化處理,即,由公式(3-12)及式(3-12a)可得綜合系數(shù)為</p><p&g
86、t; 由碳鋼的特性系數(shù)可得</p><p> 于是,計算安全系數(shù)值,按照公式(15-6)~(15-8)可得</p><p><b> >>1.5</b></p><p><b> 故可知安全。</b></p><p><b> ?。?)截面Ⅳ的右側(cè)</b>&
87、lt;/p><p><b> 抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b> 抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b> 彎矩M及彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b> 扭矩及扭矩切應(yīng)力為</b></p><p&g
88、t; 過盈配合處的,由附表3-8求出,取,于是可得</p><p> =3.1 ,=2.48</p><p> 按照磨削加工,由圖可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p> 軸未經(jīng)表面強化處理,即,由公式可得綜合系數(shù)為</p><p> 所以截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為</p><p><b> >&g
89、t;1.5</b></p><p><b> 故安全足夠。</b></p><p> 5.2軸承壽命的校核</p><p> 查得滾動軸承樣本可知,圓錐滾子軸承30308的基本額定動載荷C=90800N,基本額定靜載荷</p><p> 5.2.1求出兩軸承受到的徑向載荷和</p>&l
90、t;p> 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(圖5-3a)和水平面(5-3b)兩個平面力系,其中圖(5-3c)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線,圖(5-3a)中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知:</p><p><b> 圓周力</b></p><p><b> 徑向力</b></p><p&
91、gt;<b> 軸向力</b></p><p> 5.2.2求兩軸承的計算軸向力和</p><p> 對于圓錐滾子軸承,按表可知軸承派生軸向力Fd=Fr/2Y,由表13-5查得Y=1.7,因此</p><p> 所以軸承1被放松,軸承2被壓緊。</p><p> 5.2.3求軸承當量動載荷和</p>
92、<p><b> 因為, ; </b></p><p> 由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為</p><p> 軸承1 , 軸承2 , </p><p> 因為軸承運轉(zhuǎn)中有輕微的沖擊載荷,由表可得,取,則</p><p> 5.2.4 驗算軸承的壽命</p>
93、<p> 因為,所以按照軸承1的受力驗算</p><p> 所以所選軸承的壽命足夠。</p><p> 第六章.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計</p><p><b> 6.1箱體的設(shè)計</b></p><p> 6.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p> 減速器箱體支承和固定
94、軸系的零件,保證了傳動零件的正確嚙合及箱體內(nèi)零件的良好的潤滑和可靠的密封。</p><p> 設(shè)計鑄造箱體結(jié)構(gòu)是應(yīng)考慮箱體的剛度、結(jié)構(gòu)工藝性等幾個方面的要求。箱體尺寸主要按照經(jīng)驗確定,減速器的主要尺寸如下:</p><p> 箱體壁厚: 箱蓋壁厚: </p><p> 箱座的凸緣厚度: 箱蓋的凸緣厚度:</p><p>&
95、lt;b> 箱座底的凸緣厚度:</b></p><p> 地腳螺栓直徑: 地腳螺栓個數(shù)</p><p> 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑:</p><p> 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑:</p><p><b> 軸承端蓋螺釘直徑:</b></p><p><b> 檢查
96、孔蓋螺釘直徑:</b></p><p> 箱蓋的肋板厚度為: </p><p><b> 箱蓋的肋板厚度為:</b></p><p> 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離:</p><p> 齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離:</p><p><b> 6.2箱體附件設(shè)計&l
97、t;/b></p><p> 為了檢查傳動件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時的定位、拆卸和吊運,需要在減速器上安裝以下附件。</p><p> 6.2.1窺視孔和窺視孔蓋</p><p> 窺視孔是為了觀察運動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài),潤滑油也可以由此注入。為了便于觀察和注油,一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時用蓋板蓋住,稱為窺
98、視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板,防止漏油。</p><p><b> 6.2.2通氣器</b></p><p> 由于傳動件工作時產(chǎn)生熱量,使箱體內(nèi)溫度升高、壓力增大,所以必須采用</p><p> 通氣器溝通箱體內(nèi)外的氣流,以平衡內(nèi)外壓力,保證減速器箱體的密封性。通氣器設(shè)置在箱蓋上。</p><p><
99、b> 6.2.3起吊裝置</b></p><p> 起吊裝置用于減速器的拆卸和搬運。箱蓋用掉耳環(huán),箱座用吊鉤。主要的尺寸如圖4-1。</p><p><b> 圖6-1</b></p><p><b> 6.2.4油標</b></p><p> 油標用來指示油面的高度,應(yīng)
100、設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定,且不妨礙減速器正常工作的地方。</p><p> 6.2.5油塞與排油孔</p><p> 為將箱體內(nèi)的廢油排出,在箱體座面的最低處應(yīng)設(shè)置一排油孔,箱座底面也做成向排油孔方向傾斜的平面。平時排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直徑為20mm。</p><p><b> 6.2.6定位銷</b></p>
101、<p> 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度,在箱體聯(lián)接凸緣上距離較遠處安置兩個定位銷,并盡量放在不對稱位置,以便于定位精確。銷A6×35。</p><p><b> 6.2.7起蓋螺釘</b></p><p> 為了便于起蓋,在箱蓋側(cè)邊的凸緣上裝1個起蓋螺釘。起蓋時,先擰動此起蓋螺釘頂起箱蓋。</p><p>&
102、lt;b> 第七章.設(shè)計小結(jié)</b></p><p> 經(jīng)過幾周的學(xué)習(xí),我終于完成了機械設(shè)計這門課程的設(shè)計作業(yè),在整個設(shè)計過程中,感覺學(xué)到了很多的關(guān)于機械設(shè)計的知識,這些都是在平時的理論課中不能學(xué)到的。還將過去所學(xué)的一些機械方面的知識系統(tǒng)化,使自己在機械設(shè)計方面的應(yīng)用能力得到了很大的加強。</p><p> 除了知識外,也體會到要成為一名優(yōu)秀的設(shè)計人員在設(shè)計過程中必
103、須具有嚴謹認真的工作態(tài)度,并且要注意當中的每一個細節(jié)。在設(shè)計過程中,會遇到各種各樣的問題,特別是那些及其細微的地方,更是作為一名機械設(shè)計者來說必須克服的。比如軸上各段直徑的確定,以及各個尺寸的確定;齒輪的強度校核,只有真正意義上地把所學(xué)的東西應(yīng)用到實際當中才能解決各類難題。經(jīng)過老師的講解和自己的更加深入的思考之后,才使之了然。</p><p> 去年我們做的是灌裝機的設(shè)計,相對來說,這次減速器的設(shè)計難度更大,但
104、是我還是根據(jù)老師布置的任務(wù)要求,一步一步往底下做。在畫圖的過程中,這次顯得不是那么復(fù)雜,因為自己對CAD有了初步的掌握。設(shè)計實際上還是比較累的,每天在電腦前畫圖,或是計算。這就需要我們有極大的耐心和毅力.從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的,以后的路還會更艱苦。</p><p> 經(jīng)過這次課程設(shè)計讓自己對設(shè)計這一方面有了更加深入的了解,而且畫圖的效率也逐步提高,經(jīng)過訓(xùn)練能夠非常熟練的使用AutCAD
105、,讓自己受益匪淺。本次設(shè)計中老師給予了很大的幫助和指導(dǎo),衷心感謝老師的支持。</p><p><b> 第八章 參考文獻</b></p><p> 1.濮良貴,紀名剛主編.《機械設(shè)計》,第八版.北京:高等教育出版社,2006</p><p> 2.王 魏主編.《機械制圖》(第二版).北京:高等教育出版社,2006</p>&
106、lt;p> 3.朱 理主編.《機械原理》(第二版).北京:高等教育出版社,2009</p><p> 4 楊光主編.《機械設(shè)計課程設(shè)計》.北京:高等教育出版社,2010</p><p> 5.中國機械設(shè)計大典編委會,《中國機械設(shè)計大典3》.江西:江西科學(xué)出版社,2002</p><p> 6.成大先主編.《機械設(shè)計手冊——常用設(shè)計資料》.北京:化學(xué)工
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