2023年全國碩士研究生考試考研英語一試題真題(含答案詳解+作文范文)_第1頁
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文檔簡介

1、<p><b>  目 錄</b></p><p>  一、設(shè)計數(shù)據(jù)及要求2</p><p>  1.工作機(jī)有效功率2</p><p>  2.查各零件傳動效率值2</p><p>  3.電動機(jī)輸出功率3</p><p><b>  4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速3</b&g

2、t;</p><p><b>  5.選擇電動機(jī)3</b></p><p>  6.理論總傳動比3</p><p><b>  7.傳動比分配3</b></p><p><b>  8.各軸轉(zhuǎn)速4</b></p><p>  9.各軸輸入功率:

3、4</p><p>  10.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩:4</p><p>  11.各軸的轉(zhuǎn)矩4</p><p><b>  12.誤差5</b></p><p>  三、選擇齒輪材料,熱處理方式和精度等級5</p><p>  四、齒輪傳動校核計算5</p><p>&l

4、t;b>  (一)、高速級5</b></p><p><b> ?。ǘ?、低速級9</b></p><p><b>  五、初算軸徑13</b></p><p>  六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命:14</p><p> ?。ㄒ唬?、中間軸14</p><

5、;p> ?。ǘ?、輸入軸20</p><p> ?。ㄈ?、輸出軸24</p><p>  七、選擇聯(lián)軸器28</p><p><b>  八、潤滑方式28</b></p><p>  九、減速器附件:29</p><p>  十一 、參考文獻(xiàn)29</p><p

6、><b>  一、設(shè)計數(shù)據(jù)及要求</b></p><p>  F=2500N d=260mm v=1.0m/s </p><p>  機(jī)器年產(chǎn)量:大批; 機(jī)器工作環(huán)境:清潔;</p><p>  機(jī)器載荷特性:平穩(wěn); 機(jī)器的最短工作年限:五年二班;</p><p>  

7、二、 確定各軸功率、轉(zhuǎn)矩及電機(jī)型號</p><p>  1.工作機(jī)有效功率 </p><p>  2.查各零件傳動效率值</p><p>  聯(lián)軸器(彈性),軸承 ,齒輪 滾筒 </p><p><b>  故:</b></p><p><b>  3.電動機(jī)輸出功率</b

8、></p><p><b>  4.工作機(jī)轉(zhuǎn)速</b></p><p>  電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍: 取1000</p><p><b>  5.選擇電動機(jī)</b></p><p>  選電動機(jī)型號為Y132S—6,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min,額定功率3Kw</p

9、><p>  電動機(jī)外形尺寸 </p><p><b>  6.理論總傳動比</b></p><p><b>  7.傳動比分配</b></p><p><b>  故 , </b></p>&l

10、t;p><b>  8.各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>  9.各軸輸入功率:</b></p><p>  10.電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩:</p><p><b>  11.各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>  12.誤差</b></

11、p><p>  帶式傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) </p><p>  三、選擇齒輪材料,熱處理方式和精度等級</p><p>  考慮到齒輪所傳遞的功率不大,故小齒輪選用45#鋼,表面淬火,齒面硬度為40~55HRC,齒輪均為硬齒面,閉式。</p><p><b>  選用8級精度。</b></p><p&

12、gt;  四、齒輪傳動校核計算</p><p><b>  (一)、高速級</b></p><p><b>  1.傳動主要尺寸</b></p><p>  因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面,故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和</p><p>  尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P138公式8.13可

13、得:</p><p><b>  式中各參數(shù)為:</b></p><p> ?。?)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:</p><p> ?。?)初選=19, 則</p><p>  式中: ——大齒輪數(shù); </p><p>  ——高速級齒輪傳動比。</p><p> ?。?)由參

14、考文獻(xiàn)[1] P144表8.6,選取齒寬系數(shù)。</p><p> ?。?)初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.72 </p><p><b>  由式8.2得</b></p><p>  由圖8.26查得螺

15、旋角系數(shù)</p><p> ?。?)初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。</p><p>  (6)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):</p><p><b>  齒輪當(dāng)量齒數(shù)為</b></p><p><b>  ,</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)

16、=2.79,=2.20</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.56,=1.78</p><p>  (7)許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)[1] P147公式8.29算得:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P146圖8.28(h)可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為:</p><p><b>  

17、和。</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7,取安全系數(shù)=1.25。</p><p>  小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為:</p><p>  式中:——齒輪轉(zhuǎn)一周,同一側(cè)齒面嚙合次數(shù);</p><p>  ——齒輪工作時間。 </p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]

18、P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為:</p><p>  故許用彎曲應(yīng)力為 </p><p><b>  =</b></p><p>  所以 </p><p><b>  初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p><b>  

19、2 .計算傳動尺寸</b></p><p><b> ?。?)計算載荷系數(shù)</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130表8.3查得使用</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P131圖8.7查得動載系數(shù);</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù);</p&

20、gt;<p>  由參考文獻(xiàn)[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù),則</p><p> ?。?)對進(jìn)行修正,并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P124按表8.1,圓整為 </p><p>  (3)計算傳動尺寸。</p><p>  中心距 </p><p&

21、gt;<b>  圓整為105mm</b></p><p><b>  修正螺旋角</b></p><p>  小齒輪分度圓直徑 </p><p>  大齒輪分度圓直徑 </p><p><b>  圓整b=20mm</b></p><p&g

22、t;<b>  取 , </b></p><p>  式中: ——小齒輪齒厚;</p><p><b>  ——大齒輪齒厚。</b></p><p>  3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P135公式8.7 </p><p><b&

23、gt;  式中各參數(shù):</b></p><p><b> ?。?)齒數(shù)比。</b></p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1] P136表8.5查得彈性系數(shù)。</p><p>  (3)由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。</p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.15查得重

24、合度系數(shù)</p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1] P145公式8.26計算許用接觸應(yīng)力</p><p>  式中: ——接觸疲勞極限,由參考文獻(xiàn)[1] P146</p><p>  圖8.28()分別查得,</p><p> ?。?

25、 </p><p>  ——壽命系數(shù),由參考文獻(xiàn)[1] P147圖8.29查得 ,;</p><p>  ——安全系數(shù),由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7查得。故 </p><p>  滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。</p><p><b>  (二)、低速級</b></p><p&g

26、t;<b>  1.傳動主要尺寸</b></p><p>  因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面,故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻(xiàn)[1]P138公式8.13可得:</p><p><b>  式中各參數(shù)為:</b></p><p> ?。?)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:</p><p>

27、;  (2)初選=23, 則</p><p>  式中: ——大齒輪數(shù); </p><p>  ——低速級齒輪傳動比。</p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1] P144表8.6,選取齒寬系數(shù)</p><p> ?。?)初取螺旋角。由參考文獻(xiàn)[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度:</p><p> 

28、 由參考文獻(xiàn)[1] P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.71 </p><p><b>  由式8.2得</b></p><p>  由圖8.26查得螺旋角系數(shù)</p><p> ?。?)初取齒輪載荷系數(shù)=1.3。</p><p>  (6)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):</p><p><b

29、>  齒輪當(dāng)量齒數(shù)為</b></p><p><b>  ,</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.65,=2.28</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130圖8.20查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.57,=1.76</p><p> ?。?)許用彎曲應(yīng)力可由參考

30、文獻(xiàn)[1] P147公式8.29算得:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P146圖8.28(h)可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為:</p><p><b>  和。</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P147表8.7,取安全系數(shù)=1.25。</p><p>  小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為:

31、</p><p>  式中:——齒輪轉(zhuǎn)一周,同一側(cè)齒面嚙合次數(shù);</p><p>  ——齒輪工作時間。 </p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P147圖8.30查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為:</p><p>  故許用彎曲應(yīng)力為 </p><p><b>  =</b></p&g

32、t;<p>  所以 </p><p><b>  初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p><b>  2 .計算傳動尺寸</b></p><p><b> ?。?)計算載荷系數(shù)</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P130表

33、8.3查得使用</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P131圖8.7查得動載系數(shù);</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù);</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù),則</p><p> ?。?)對進(jìn)行修正,并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)</p><p> 

34、 由參考文獻(xiàn)[1] P124按表8.1,圓整為 </p><p> ?。?)計算傳動尺寸。</p><p>  中心距 </p><p><b>  圓整為145mm</b></p><p><b>  修正螺旋角</b></p><p>  小齒輪分度

35、圓直徑 </p><p>  大齒輪分度圓直徑 </p><p><b>  圓整b=35mm</b></p><p><b>  取 , </b></p><p>  式中: ——小齒輪齒厚;</p><p><b>  ——大齒輪齒厚。</

36、b></p><p>  3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1] P135公式8.7 </p><p><b>  式中各參數(shù):</b></p><p><b> ?。?)齒數(shù)比。</b></p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1] P1

37、36表8.5查得彈性系數(shù)。</p><p>  (3)由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。</p><p>  (4)由參考文獻(xiàn)[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù)</p><p> ?。?)由參考文獻(xiàn)[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p>  (5)由參考文獻(xiàn)[1] P145公式8.26計算許用接觸應(yīng)力

38、</p><p>  式中: ——接觸疲勞極限,由參考文獻(xiàn)[1] P146</p><p>  圖8.28()分別查得,</p><p> ??; </p><p>  ——壽命系數(shù),由參考文獻(xiàn)[1] P147圖8.29查得 ,;</p><p>  ——安全系數(shù),由參考文獻(xiàn)[1] P14

39、7表8.7查得。故 </p><p>  滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。</p><p><b>  五、初算軸徑</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P193公式10.2可得:</p><p>  齒輪軸的最小直徑:??紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求,最后取。</p><p>  中

40、間軸的最小直徑:??紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求,最后取</p><p>  輸出軸的最小直徑:??紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求,最后取。</p><p>  式中:——由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系數(shù),由參考文獻(xiàn)[1]P193表10.2,取</p><p>  六、校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命:</p><p><b>

41、  (一)、中間軸</b></p><p>  1.齒輪2(高速級從動輪)的受力計算:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知</p><p>  式中:——齒輪所受的圓周力,N;</p><p>  ——齒輪所受的徑向力,N;</p><p>  ——齒輪所受的軸向力,N; <

42、/p><p>  2.齒輪3(低速級主動輪)的受力計算:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P140公式8.16可知</p><p>  式中:——齒輪所受的圓周力,N;</p><p>  ——齒輪所受的徑向力,N;</p><p>  ——齒輪所受的軸向力,N;</p><p>  3.齒輪的

43、軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為:</p><p>  4.軸向外部軸向力合力為:</p><p>  5.計算軸承支反力:</p><p><b>  豎直方向,軸承1</b></p><p><b>  軸承2</b></p><p>  水平方向,軸承1 ,與所設(shè)方向相反

44、。</p><p>  軸承2,與所設(shè)方向相反。</p><p>  軸承1的總支撐反力:</p><p>  軸承2的總支撐反力:</p><p>  6.計算危險截面彎矩</p><p>  a-a剖面左側(cè),豎直方向 </p><p><b>  水平方向</b><

45、;/p><p>  b-b剖面右側(cè),豎直方向</p><p><b>  水平方向</b></p><p>  a-a剖面右側(cè)合成彎矩為</p><p>  b-b剖面左側(cè)合成彎矩為</p><p>  故a-a剖面右側(cè)為危險截面。</p><p><b>  7.計

46、算應(yīng)力</b></p><p>  初定齒輪2的軸徑為=38mm,軸轂長度為10mm,連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=10×8,t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm,連接鍵由P135表11.28選擇=12×8,t=5mm,=32mm,轂槽深度=3.3mm。</p><p><b>  由</b></p&g

47、t;<p>  ,故齒輪3可與軸分離。</p><p>  又a-a剖面右側(cè)(齒輪3處)危險,故:</p><p><b>  抗彎剖面模量</b></p><p><b>  抗扭剖面模量</b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力</b></p>

48、<p><b>  扭剪應(yīng)力</b></p><p><b>  8.計算安全系數(shù)</b></p><p>  對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼,由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:</p><p>  抗拉強(qiáng)度極限=650MPa</p><p>  彎曲疲勞極限=300MPa</p>

49、;<p>  扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa</p><p>  由表10.1注②查得材料等效系數(shù):</p><p>  軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得</p><p>  絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:</p><p>  鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得:(插值法)</p>

50、<p>  由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5,10.6得,安全系數(shù)</p><p>  查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8,顯然S>[S],故危險截面是安全的</p><p>  9.校核鍵連接的強(qiáng)度</p><p>  齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>  齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力</

51、p><p>  由于鍵,軸,齒輪的材料都為45號鋼,由參考文獻(xiàn)[1]查得,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!</p><p><b>  10.計算軸承壽命</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=23.5KN,基本額定靜負(fù)荷=17.5KN</p><p>  軸承1的內(nèi)部軸向

52、力為:</p><p>  軸承2的內(nèi)部軸向力為:</p><p><b>  故軸承1的軸向力,</b></p><p><b>  軸承2的軸向力</b></p><p>  由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得:</p><p><b>  又<

53、;/b></p><p><b>  取</b></p><p><b>  故</b></p><p><b>  取</b></p><p>  根據(jù)軸承的工作條件,查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9,11.10得溫度系數(shù),載荷系數(shù),壽命系數(shù)。由P218公式1

54、1.1c得軸承1的壽命</p><p>  已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>  ,故軸承壽命滿足要求</p><p><b>  (二)、輸入軸</b></p><p>  1.計算齒輪上的作用力</p><p>  由作用力與反作用力的關(guān)系可得,齒輪軸1所受的力與齒輪2所

55、受的力大小相等,方向相反。即:軸向力,徑向力,圓周力</p><p>  2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為:</p><p>  3.計算軸承支撐反力</p><p><b>  豎直方向,軸承1</b></p><p><b>  軸承2</b></p><p>  水平方向,

56、軸承1 , 軸承2,</p><p>  軸承1的總支撐反力:</p><p>  軸承2的總支撐反力:</p><p>  4.計算危險截面彎矩</p><p>  a-a剖面左側(cè),豎直方向 </p><p><b>  水平方向</b></p><p&

57、gt;<b>  其合成彎矩為</b></p><p>  a-a剖面右側(cè),豎直方向</p><p><b>  水平方向</b></p><p><b>  其合成彎矩為</b></p><p>  危險截面在a-a剖面左側(cè)。</p><p><

58、b>  5.計算截面應(yīng)力</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知:</p><p><b>  抗彎剖面模量</b></p><p><b>  抗扭剖面模量 </b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力</b></p&g

59、t;<p><b>  扭剪應(yīng)力</b></p><p><b>  6.計算安全系數(shù)</b></p><p>  對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼,由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:</p><p>  抗拉強(qiáng)度極限=650MPa</p><p>  彎曲疲勞極限=300MPa</p&

60、gt;<p>  扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa</p><p>  由表10.1注②查得材料等效系數(shù):</p><p>  軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得</p><p>  絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5,10.6得,安全系數(shù)<

61、/p><p>  查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8,顯然S>[S],故危險截面是安全的</p><p>  7.校核鍵連接的強(qiáng)度</p><p>  聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=8×7,t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm</p><p>  聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力<

62、/p><p>  由于鍵,軸的材料都為45號鋼,由參考文獻(xiàn)[1]查得,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!</p><p><b>  8.計算軸承壽命</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=17.8KN,基本額定靜負(fù)荷=12.8KN</p><p>  軸承1的內(nèi)部軸向力為:

63、</p><p>  軸承2的內(nèi)部軸向力為:</p><p><b>  由于</b></p><p><b>  故軸承1的軸向力,</b></p><p><b>  軸承2的軸向力</b></p><p>  由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.1

64、2可查得:</p><p><b>  又</b></p><p><b>  取</b></p><p><b>  故</b></p><p><b>  取</b></p><p>  根據(jù)軸承的工作條件,查參考文獻(xiàn)[1]P2

65、18~219表11.9,11.10得溫度系數(shù),載荷系數(shù),壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命</p><p>  已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>  ,故軸承壽命滿足要求</p><p><b>  (三)、輸出軸</b></p><p>  1.計算齒輪上的作用力</p>

66、<p>  由作用力與反作用力的關(guān)系可得,齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等,方向相反。即:軸向力,徑向力,圓周力</p><p>  2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為:</p><p>  3.計算軸承支撐反力</p><p><b>  豎直方向,軸承1</b></p><p><b>  軸

67、承2</b></p><p>  水平方向,軸承1 , 軸承2,</p><p>  軸承1的總支撐反力:</p><p>  軸承2的總支撐反力:</p><p>  4.計算危險截面彎矩</p><p>  a-a剖面左側(cè),豎直方向 </p><p><

68、;b>  水平方向</b></p><p><b>  其合成彎矩為</b></p><p>  a-a剖面右側(cè),豎直方向</p><p><b>  水平方向</b></p><p><b>  其合成彎矩為</b></p><p>

69、  危險截面在a-a剖面左側(cè)。</p><p><b>  5.計算截面應(yīng)力</b></p><p>  初定齒輪4的軸徑為=44mm,連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=12×8,t=5mm,=28mm。</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知:</p><p><b&g

70、t;  抗彎剖面模量</b></p><p><b>  抗扭剖面模量</b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>  扭剪應(yīng)力</b></p><p><b>  6.計算安全系數(shù)</b></p>

71、<p>  對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼,由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知:</p><p>  抗拉強(qiáng)度極限=650MPa</p><p>  彎曲疲勞極限=300MPa</p><p>  扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa</p><p>  由表10.1注②查得材料等效系數(shù):</p><p>  軸磨削加工時

72、的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]P207附圖10.1查得</p><p>  絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得:</p><p>  鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得:(插值法)</p><p>  由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5,10.6得,安全系數(shù)</p><p>  查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8,顯然S&

73、gt;[S],故危險截面是安全的</p><p>  7.校核鍵連接的強(qiáng)度</p><p>  聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選擇=10×8,t=5mm,=70mm。軸徑為=35mm</p><p>  聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>  齒輪選用雙鍵連接,180度對稱分布。</p>&l

74、t;p>  齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力</p><p>  由于鍵,軸的材料都為45號鋼,由參考文獻(xiàn)[1]查得,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!</p><p><b>  8.計算軸承壽命</b></p><p>  由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷=26.8KN,基本額定靜負(fù)荷=20.5KN</p>

75、<p>  軸承1的內(nèi)部軸向力為:</p><p>  軸承2的內(nèi)部軸向力為:</p><p><b>  由于</b></p><p><b>  軸承1的軸向力</b></p><p><b>  故軸承2的軸向力</b></p><p&g

76、t;  由 由參考文獻(xiàn)[1]P220表11.12可查得:</p><p><b>  又</b></p><p><b>  取</b></p><p><b>  故</b></p><p><b>  取</b></p><p>

77、;  根據(jù)軸承的工作條件,查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9,11.10得溫度系數(shù),載荷系數(shù),壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命</p><p>  已知工作年限為5年2班,故軸承預(yù)期壽命</p><p>  ,故軸承壽命滿足要求</p><p><b>  七、選擇聯(lián)軸器</b></p><p>

78、  由于電動機(jī)的輸出軸徑(d=38mm)的限制,故由參考文獻(xiàn)[2]P127表13-1選擇聯(lián)軸器為HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián),孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉(zhuǎn)矩大,所選聯(lián)軸器的額定轉(zhuǎn)矩大,故選HL3型,孔徑取35mm。</p><p><b>  八、潤滑方式</b></p><p>  由于所設(shè)計的減速器齒輪圓周速度較小,低于2m/s,故齒輪的潤滑方式選用油潤滑,軸承的

79、潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大,故潤滑油選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB5903——1986),牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂(SY1413——1980)。牌號為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤滑,故要防止齒輪的潤滑油進(jìn)入軸承將潤滑脂稀釋,也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴尽K砸S承與集體內(nèi)壁之間設(shè)置擋油環(huán)。</p><p><

80、b>  九、減速器附件:</b></p><p>  1.窺視孔及窺視孔蓋:由于受集體內(nèi)壁間距的限制,窺視孔的大小選擇為長90mm,寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm,寬90mm。蓋板周圍分布6個M6×16的全螺紋螺栓。由于要防止污物進(jìn)入機(jī)體和潤滑油飛濺出來,因此蓋板下應(yīng)加防滲漏的墊片??紤]到濺油量不大,故選用石棉橡膠紙材質(zhì)的紙封油圈即可??紤]到蓋板的鑄造加工工藝性,故選擇帶有凸臺

81、的鑄鐵蓋板。</p><p>  2.通氣器:為防止由于機(jī)體密封而引起的機(jī)體內(nèi)氣壓增大,導(dǎo)致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏,使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內(nèi)環(huán)境中,故選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞即可,其規(guī)格為M22×1.5。</p><p>  3.放油孔及放油螺塞:為了能在換油時將油池中的污油排出,清理油池,應(yīng)在機(jī)座底部油池最低處開設(shè)放油孔。為了能

82、達(dá)到迅速放油地效果,選擇放油螺塞規(guī)格為M20×1.5。考慮到其位于油池最底部,要求密封效果好,故密封圈選用材質(zhì)為工業(yè)用革的皮封油圈。</p><p>  4.油面指示器:為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度,以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài),故需設(shè)置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標(biāo)尺,放置于機(jī)座側(cè)壁,油標(biāo)尺型號選擇為M12。</p><p>  5.吊耳和吊鉤:為了方便裝拆與搬運(yùn),

83、在機(jī)蓋上設(shè)置吊耳,在機(jī)座上設(shè)置吊鉤。吊耳用于打開機(jī)蓋,而吊鉤用于搬運(yùn)整個減速器??紤]到起吊用的鋼絲直徑,吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。</p><p>  6.定位銷:本減速器機(jī)體為剖分式,為了保證軸承座孔的加工和裝配精度,在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)接后,在鏜孔之前,在機(jī)蓋與機(jī)座的連接凸緣上應(yīng)裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷,安置在機(jī)體縱向兩側(cè)的聯(lián)接凸緣得結(jié)合面上,呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A6

84、5;35。</p><p>  7.起蓋螺釘:在機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接凸緣的結(jié)合面上,為了提高密封性能,常涂有水玻璃或密封膠。因此聯(lián)接結(jié)合較緊,不易分開。為了便于拆下機(jī)蓋,在機(jī)蓋地凸緣上設(shè)置一個起蓋螺栓。取其規(guī)格為M10×22。其中螺紋長度為16mm,在端部有一個6mm長的圓柱。</p><p><b>  十一 、參考文獻(xiàn)</b></p><p

85、>  1 陳鐵鳴主編.機(jī)械設(shè)計.第4版.哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2006</p><p>  2 王連明,宋寶玉主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.第2版.哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2005</p><p>  3 陳鐵鳴, 王連明主編.機(jī)械設(shè)計作業(yè)指導(dǎo).哈爾濱,哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2003</p><p>  4徐灝主編.機(jī)械設(shè)計手冊(第二版).北京:機(jī)械工

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