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>  課程設(shè)計說明書</b></p><p><b>  目錄</b></p><p>  一.傳動裝置的總體設(shè)計1</p><p>  1.1分析或確定傳動方案1</p><p>  1.2選擇電動機2</p><p>  1.3計算傳動裝置的

2、總傳動比并分配傳動比4</p><p>  1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)5</p><p>  二.傳動零件的設(shè)計計算6</p><p>  2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級5</p><p>  2.2 確定計算公式6</p><p>  2.3 高速級齒輪,初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸6&

3、lt;/p><p>  2.4 低速級齒輪,初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸9</p><p>  三.軸的設(shè)計計算及軸上鍵連接強度、軸承基本額定壽命的校核12</p><p>  3.1高速軸設(shè)計計算12</p><p>  3.2中間軸的設(shè)計計算21</p><p>  3.3輸出軸的設(shè)計計算26</p>

4、;<p>  四.聯(lián)軸器的選擇32</p><p>  6.1輸入軸聯(lián)軸器32</p><p>  6.2輸出軸聯(lián)軸器24</p><p>  五. 潤滑密封設(shè)計25</p><p>  六. 減速器附件及其說明25</p><p>  一.傳動裝置的總體設(shè)計</p><p&

5、gt;  1.1分析或確定傳動方案</p><p>  1. 組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。</p><p>  2. 特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。</p><p>  3. 確定傳動方案:考慮到電機轉(zhuǎn)速高,傳動功率大 其傳動方案如下</p><p>  根據(jù)要求,選用二級斜

6、齒圓柱齒輪減速器,將動力傳送到傳送帶上,實現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè)計的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。</p><p>  設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求:</p><p>  傳送帶的初拉力:F=1900N</p><p>  傳送帶卷筒直徑:d=280mm</p><p>  傳送帶帶速:v=1.21m/s</p><p>  關(guān)于減速器的生產(chǎn)和工

7、作的要求:</p><p><b>  機器產(chǎn)量為大批量;</b></p><p>  機器工作環(huán)境為礦山運石;</p><p>  機器載荷特性為中等沖擊;</p><p>  機器最短工作年限為8年3班。</p><p><b>  1.2選擇電動機</b></p

8、><p>  1.2.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式</p><p>  電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源,因此,無特殊要求時應(yīng)選用三相交流電動機,其中以三相交流異步電動機應(yīng)用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機——Y系列三相鼠籠型異步電動機,全封閉自冷式。</p><p>  1.2.2選擇電動機的容量(功率)</p>

9、<p>  首先計算工作機有效功率:</p><p>  式中,F(xiàn)——傳送帶的初拉力,由設(shè)計原始數(shù)據(jù),F(xiàn)=1900N;</p><p>  v——傳送帶的帶速,由設(shè)計原始數(shù)據(jù),v=1.21m/s。</p><p>  從原動機到工作機的總效率:</p><p> ?。?#215;××0.96=0.817</

10、p><p>  式中, ——聯(lián)軸器傳動效率,由參考文獻[1]P81頁表9.1,;</p><p>  ——軸承傳動效率,由參考文獻[1]P81頁表9.1,; </p><p>  ——齒輪嚙合效率, ;</p><p>  ——卷筒傳動效率, 。</p><p><b>  則所需電動機功率:</b>

11、</p><p>  1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速</p><p>  工作機(套筒)的轉(zhuǎn)速:</p><p>  式中,d——傳送帶卷筒軸直徑。由設(shè)計原始數(shù)據(jù),d=280mm。</p><p>  由參考文獻[1]P88頁表9.2,兩級齒輪傳動 ,所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為:</p><p>  =(8~40)×

12、82.5=(660.0~3300.0)</p><p>  符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素,為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊,決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機。</p><p>  根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速,由參考文獻[1]P172頁表15.1,選定電動機型號為Y100L2-

13、4,其主要性能如下表所示。</p><p>  1.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比</p><p>  1.3.1總傳動比 </p><p>  由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為</p><p> ?。?n=1420/82.5=17.21</p><p>  1.3.2分配傳動

14、比</p><p><b>  =×</b></p><p>  ——式中分別為一級、二級齒輪傳動比。</p><p>  考慮潤滑條件,為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為=4.68,則==3.67。</p><p>  1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)</p><p>  1.

15、4.1各軸的轉(zhuǎn)速</p><p> ?。?  ==1420r/min</p><p>  ==960/4.68=300.2r/min</p><p> ?。?#160;/ =300.2/3.67=82.5r/min</p><p>  ==82.5r/min</p><p>  1.4.2各軸的輸入

16、功率</p><p> ?。?=×=2.82×0.99=2.79kW</p><p> ?。?#215;η2×=2.79×0.98×0.97=2.65kW</p><p>  =×η2×=2.65×0.98×0.97=2.52kW</p><p>  

17、=×η2×η1=2.65×0.98×0.99=2.44kW</p><p>  1.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩</p><p>  電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550000×2.82/1420=1.90×N·mm</p><p>  : =× =1.90××0.99

18、=1.88× N·mm</p><p>  =×××=1.88××4.68×0.98×0.97=8.38× N·mm</p><p>  =×××=8.38××3.67×0.98×0.97=2.91×N

19、·mm</p><p>  =××=2.91××0.98×0.99=2.83× N·mm。</p><p>  整理以上數(shù)據(jù),制成表格以備用戶隨時方便查閱。</p><p>  減速器運動學和動力學參數(shù)一覽表</p><p>  二.傳動零件的設(shè)計計算</p

20、><p>  2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級</p><p>  考慮到卷筒機為一般機械,且該齒輪傳動為閉式傳動。</p><p><b>  齒輪材料及熱處理</b></p><p> ?、?材料:高速級小齒輪選用40Cr,齒面硬度為48-55HRC,表面淬火,7級精度,硬齒 </p><p&

21、gt;  面。取小齒齒數(shù)=19。 Z=i× Z=4.68×19=88.92 取Z=89齒。</p><p>  低速級小齒輪選用40Cr,齒面硬度為48-55HRC,表面淬火,7級精度,硬齒 </p><p>  面。取小齒輪3齒數(shù)=23齒,大齒輪4齒數(shù)=×3.67=85.取=85。</p><p><b> ?、?齒輪精

22、度</b></p><p>  按GB/T10095-1998,均選擇7級精度</p><p>  2.2 確定計算公式</p><p>  由于是閉式硬齒面齒輪傳動,抗點蝕能力強,其主要失效形式是齒根折斷。故按照齒根彎曲疲勞強度進行校核。齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計,再對齒面接觸疲勞強度進行校核。</p><p>  2.3 高速級

23、齒輪,初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>  因為是硬齒面閉式傳動,故</p><p>  按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計:</p><p><b>  式中各參數(shù)為:</b></p><p>  小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩, = 1.90× N·mm</p><p>  設(shè)計時,因v值

24、未知,K不能確定,初取=2.0。</p><p>  由傳動方案可知,齒輪為非對稱放置,又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6,初選螺 </p><p><b>  旋角=12°。</b></p><p>  由參考文獻[1]P133頁式8.1,端面重合度:</p><p>  由參考文獻[1]圖6

25、.22查得: = 0.72;</p><p><b>  軸面重合度:</b></p><p>  由參考文獻[1]圖6.28查得: =0.93。</p><p><b>  當量齒數(shù)</b></p><p>  由參考文獻1圖6.20查得</p><p><b>

26、  齒形系數(shù),</b></p><p>  由參考文獻1圖6.21查得</p><p><b>  應(yīng)力修正系數(shù),,</b></p><p>  由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應(yīng)力</p><p><b>  ,</b></p><p>  由參考文獻1表6

27、.7,取安全系數(shù)</p><p>  小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>  N=60na =60×1420×(3×8×300×8)=4.908×10h</p><p><b>  N= h </b></p><p>  由參考文獻1圖6.

28、32 得,彎曲強度壽命系數(shù)</p><p><b>  故彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>  所以</b></p><p>  初算小齒輪1的分度圓直徑 ,得</p><p><b>  =,取mm。</b></p><p><

29、b>  確定傳動尺寸:</b></p><p><b>  計算載荷系數(shù)K</b></p><p>  K==1.5×1.08×1.08×1.2=2.0。</p><p>  式中, ——使用系數(shù)。由參考文獻1圖6.3,原動機和工作機工作特性均是中等沖擊,故取 =1.5</p>&l

30、t;p>  ——動載系數(shù)。分度圓上的速度為</p><p>  中心距: a===110.4 圓整為110mm。</p><p>  螺旋角= =10°56′33″。 </p><p><b>  其它傳動尺寸: </b></p><p><b>  取25mm。</b><

31、;/p><p>  =+(5~10)mm, 取=30mm。</p><p>  齒根彎曲疲勞強度校核</p><p> ?、?K、T、、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm,b=25mm,u==4.68</p><p>  由參考文獻1表6.5查得;</p><p>  由參考文獻1圖6.15

32、查得;</p><p>  由參考文獻1圖6.16查得、</p><p>  由參考文獻1圖6.26查得</p><p>  齒數(shù)比u=。許用接觸應(yīng)力算得,</p><p>  由參考文獻1圖6.29a和6.29e</p><p><b>  ,</b></p><p>&

33、lt;b>  經(jīng)計算比較,</b></p><p>  滿足齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>  高速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p>  2.4 低速級齒輪,初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>  因為是硬齒面閉式傳動,設(shè)計成直齒輪,故</p><p>

34、  按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計:</p><p><b>  式中各參數(shù)為:</b></p><p>  小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,= 8.44× N·mm,</p><p><b>  =23,,取85</b></p><p>  設(shè)計時,因v值未知,K不能確定,初取=2.0。</p

35、><p>  由傳動方案可知,齒輪為非對稱放置,又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6</p><p><b>  端面重合度:</b></p><p>  由參考文獻[1]圖6.22查得: = 0.70; </p><p>  由參考文獻1圖6.20查得</p><p><b> 

36、 齒形系數(shù),</b></p><p>  由參考文獻1圖6.21查得</p><p><b>  應(yīng)力修正系數(shù),,</b></p><p>  由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應(yīng)力</p><p><b>  ,</b></p><p>  由參考文獻1表6.

37、7,取安全系數(shù)</p><p>  小齒輪3與大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>  N=60na =60×300.2×(3×8×300×8)=1.04×10h</p><p><b>  N= h </b></p><p>  由參考文獻1圖6.3

38、2 得,彎曲強度壽命系數(shù)</p><p><b>  取安全系數(shù) </b></p><p><b>  故彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>  所以</b></p><p>  初算小齒輪1的分度圓直徑 ,得</p><p><b

39、>  =,取mm。</b></p><p><b>  確定傳動尺寸:</b></p><p><b>  計算載荷系數(shù)K</b></p><p>  K==1.5×1.08×1.08×1.2=2.0。</p><p>  式中, ——使用系數(shù)。由參考

40、文獻1圖6.3,原動機和工作機工作特性均是中等沖擊,故取 =1.5</p><p>  ——動載系數(shù)。分度圓上的速度為</p><p>  故由參考文獻1圖6.7查得 K=1.01。</p><p>  ——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖6.12,因為小齒輪是非對稱布置的,故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.08。</p><p>  ——齒

41、間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表6.4,未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。</p><p><b>  無需對 進行修正。</b></p><p><b>  計算傳動尺寸</b></p><p>  中心距: a===135。。</p><p><b>  其它傳動尺寸:

42、</b></p><p><b>  取35mm。</b></p><p>  =+(5~10)mm, 取=40mm。</p><p>  齒根彎曲疲勞強度校核</p><p> ?、?K、T、、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm,b=25mm,u==4.68</p>

43、;<p>  由參考文獻1表6.5查得;</p><p>  由參考文獻1圖6.15查得;</p><p>  由參考文獻1圖6.16查得、</p><p>  齒數(shù)比u=。許用接觸應(yīng)力算得,</p><p>  由參考文獻1圖6.29a和6.29e</p><p><b>  ,</b&

44、gt;</p><p><b>  經(jīng)計算比較,</b></p><p>  滿足齒根接觸疲勞強度。</p><p><b>  低速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p>  三.軸的設(shè)計計算及軸上鍵連接強度、軸承基本額定壽命的校核</p><p>  3.1高速軸的設(shè)計計

45、算參數(shù):</p><p>  =×=2.82×0.99=2.79kW</p><p> ?。?#215; =1.90××0.99=1.88× N·mm</p><p>  n=1420r/min</p><p>  2.作用在齒輪上的力:</p><p>&

46、lt;b>  選擇軸的材料</b></p><p>  選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理,獲得良好的綜合機械性能。</p><p><b>  初算軸上的最小直徑</b></p><p><b>  按彎扭強度計算:</b></p><p>  考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑,增大5%,圓整后取

47、d=18mm。</p><p>  式中, C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]P193頁表10.2,考慮扭矩大于彎矩,取小值,C=100。</p><p>  P——軸傳遞的功率。 </p><p><b>  n——軸的轉(zhuǎn)速。 </b></p><p><b>  軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計&l

48、t;/b></p><p>  為方便軸承部件的裝拆,減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)。因傳遞功率小,齒輪減速器效率高,發(fā)熱小,估計軸不會很長,故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖所示,然后,可按軸上零件的安裝順序,從dmin處開始設(shè)計。</p><p>  聯(lián)軸器及軸段1:本設(shè)計中dmin 就是軸段直徑,又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器,因此1的設(shè)計與聯(lián)軸器同時進行

49、。</p><p>  為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差,隔離振動,選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻[1]表13.1,取。則由計算轉(zhuǎn)矩。考慮電機輸入軸直徑為18mm,由《課程設(shè)計》查得GB5014-2003中的LX1聯(lián)軸器滿足條件。選用Y型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長L=42mm。</p><p>  與LX1對應(yīng)的最小軸徑為18mm,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器的軸孔長度略短,故取l1=40mm。<

50、;/p><p><b>  b</b></p><p><b>  密封圈及軸段2</b></p><p>  聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩??扇≥S段2直徑d2=22mm。查表唇形密封圈的直徑系列中有公稱直徑22mm.軸段2長度為L2=47mm。</p><p><b>  軸段3和軸段5</b&g

51、t;</p><p>  考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力,軸承類型為圓錐滾子軸承。暫取30205,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。故取軸段3和軸段5的直徑為25mm。軸段3和軸段5的長度均為15mm。</p><p><b>  軸段4</b></p><p>  軸段4的軸肩應(yīng)為(0.07~0.1)15=0.85~1.5mm。取軸

52、段4的直徑為32mm。軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。</p><p>  3.2中間軸的設(shè)計計算 </p><p>  中間軸上的功率=2.65kW, 轉(zhuǎn)速n2=300.2r/min, 轉(zhuǎn)矩T2=8.44。</p><p><b>  初定軸上的最小直徑</b></p><p&g

53、t;  根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。</p><p><b>  軸段1</b></p><p>  軸承初選30205則軸徑d=25mm.B=15mm.故軸段1長為15mm。</p><p><b>  軸段2 </b></p><p>  齒輪端面距箱體內(nèi)壁應(yīng)為10mm,油潤滑,軸

54、承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm。考慮軸轂配合,所以軸段2的長度為33mm,且需加套筒起軸向固定齒輪的作用。</p><p><b>  軸段3</b></p><p>  軸段3與中間軸小齒輪配合處,為齒輪軸上的齒輪齒寬為40mm。取軸徑d=30mm,軸段3的長為38mm</p><p><b>  軸段4</b&

55、gt;</p><p>  軸段4為軸肩,用以固定中間軸大小齒輪??紤]動件不動件距離,軸肩長10mm.</p><p><b>  軸段5</b></p><p>  軸段5與中間軸大齒輪的輪轂配合。直徑可取30mm,長度略小于高速級大齒輪齒寬。取軸段6的長度為38mm。</p><p><b>  軸段6&l

56、t;/b></p><p>  軸段6與套筒配合,起軸向固定中間軸大齒輪和軸承的作用。長度為17</p><p><b>  軸段7</b></p><p>  軸段7為套連軸承。取30205軸承。內(nèi)徑為25mm。所以軸段7內(nèi)徑為25mm.按高速軸大齒輪靠近箱體內(nèi)壁端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm??傻幂S段7長度為15mm。</p&g

57、t;<p>  3.3輸出軸設(shè)計計算</p><p><b>  材料同為45號鋼</b></p><p>  輸出軸上的功率=2.52kW, 轉(zhuǎn)速n3=82.5r/min, 轉(zhuǎn)矩T3=2.92。</p><p><b>  初定軸上的最小直徑</b></p><p>  式中,

58、 C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]P193頁表10.2,考慮扭矩大于彎矩,取小值,C=106。</p><p>  P——軸傳遞的功率。 \* MERGEFORMAT </p><p>  n——軸的轉(zhuǎn)速。 \* MERGEFORMAT </p><p>  考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑,增大%5,取dmin=36mm。</p>

59、<p>  軸上各個軸段的參數(shù)計算</p><p>  軸段1,為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分??紤]對中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查表,可取聯(lián)軸器其安裝尺寸,孔徑為36mm,孔徑長L=72。軸段1的長度應(yīng)略短于聯(lián)軸器的長度??扇¢Ll1=70mm。</p><p><b>  軸段2</b></p><p>  由于聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩,軸段2

60、的軸徑可比軸段1略大。由唇形密封圈的標準??扇≥S段2的軸徑為40mm.軸段2的長度由軸承座的長度和軸段1靠近箱體的端面到軸承端蓋的距離決定。</p><p>  軸承座長為mm.由表參考文獻[2]4.1計算知,取軸承端面螺栓為M12。由此得</p><p>  mm=18+16+10+(5~8)=49~52mm,取為50mm,軸承靠近箱體內(nèi)表面的端面到箱體內(nèi)表面的距離為5mm.(高速軸大齒

61、輪齒輪齒頂圓處速度大于2m/s,由經(jīng)驗,軸承取油潤滑) 則軸段2的長度為得軸段2長度為48mm</p><p><b>  軸段3</b></p><p>  軸段3直徑與軸承內(nèi)徑相同。暫取軸承為角接觸球軸承30209C。則,軸段3的直徑為45mm。軸段3長19mm。</p><p><b>  軸段4</b></p

62、><p>  軸段4的軸徑有軸肩高度決定。取h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)45=3.15~4.5mm,取h=3.5mm,由軸段4由軸向固定高速級大齒輪的作用故取軸段4的直徑d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。軸段4長度由另外兩根軸決定。</p><p><b>  軸段5</b></p><p>  軸段5為軸肩。取軸肩軸

63、徑d5=55mm,軸肩長度為 10mm。</p><p><b>  軸段6</b></p><p>  軸段6固連低速級大齒輪。其內(nèi)徑可取48mm.長度應(yīng)略小于齒輪齒寬。低速級大齒輪的齒寬為72mm,取軸段6的周長為l6=70mm。</p><p><b>  軸段7</b></p><p>  

64、軸段7上套軸承30209C。故軸段7的軸徑為45mm.軸承寬B=19mm??紤]大齒輪靠經(jīng)箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm,軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面到內(nèi)壁的距離有5mm(油潤滑,原理陳訴同上)。所以軸段7的長度為l7=36mm,需加套筒。</p><p>  至此,已經(jīng)初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>  在上述計算中,若后續(xù)計算發(fā)現(xiàn)需使用齒輪軸,又小齒輪使用40Cr作為生

65、產(chǎn)材料。其調(diào)質(zhì)處理后的強度大于45號鋼調(diào)質(zhì)處理。知相同的軸徑設(shè)計一定滿足要求。</p><p>  3.4輸入軸強度的校核計算</p><p><b>  輸入軸的受力分析</b></p><p>  畫出輸入軸軸的受力簡圖</p><p>  計算支反力(取向上為垂直正方向,向前為水平正方向)</p>&

66、lt;p><b>  在水平面上</b></p><p><b>  在垂直平面上</b></p><p><b>  軸承1的總支承反力</b></p><p><b>  軸承2的總支承反力</b></p><p><b>  畫彎矩圖

67、(如上圖)</b></p><p>  豎直面上,II-II截面處彎矩最大,;</p><p>  水平面上,I-I截面處彎矩最大,;</p><p>  I-I截面處的彎矩為1.9</p><p>  合成彎矩,I-I截面:</p><p><b>  畫轉(zhuǎn)矩圖(如上圖)</b>&

68、lt;/p><p><b>  校核軸的強度</b></p><p>  由彎矩圖可知,I-I截面左側(cè),軸的彎矩最大,有轉(zhuǎn)矩,還有鍵槽引起的應(yīng)力集中,為危險截面。</p><p><b>  ——抗彎剖面模量</b></p><p><b>  ;</b></p>&

69、lt;p><b>  ——抗扭剖面模量</b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力:</b></p><p><b>  ,</b></p><p><b>  扭剪應(yīng)力:</b></p><p><b>  α=0.6</b>

70、;</p><p>  40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理, </p><p><b>  ,在規(guī)定范圍內(nèi)。</b></p><p><b>  鍵的選用:</b></p><p>  按軸徑d=18mm軸長40選取鍵b6h732,</p><p><b>  鍵連接強度的校核:&

71、lt;/b></p><p>  ,而,在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>  軸承基本額定壽命校核:</p><p>  選用30205 ,查得Cr=32.2kN</p><p><b>  受力圖如上</b></p><p>  X=0.4,Y=1.6</p><p>

72、;<b> ??;</b></p><p><b>  ——當量動載荷;</b></p><p>  ——軸承的徑向載荷和軸向載荷;</p><p><b>  校核軸承1即可。</b></p><p><b>  式中:</b></p>&l

73、t;p>  ——軸承的基本額定壽命,;</p><p>  ——軸承的預(yù)期壽命,八年三班,每年按300天;</p><p>  ——軸承的基本額定動載荷,由參考文獻[2]表12.3,查軸承30206,;</p><p>  ——壽命指數(shù),對于滾子軸承,;</p><p>  ——溫度系數(shù),工作溫度,;</p><p&

74、gt;  ——載荷系數(shù),中等沖擊,,取;</p><p><b>  ,校核通過。</b></p><p>  3.5中間軸軸強度的校核計算</p><p><b>  中間軸的受力分析</b></p><p>  畫出輸出軸的受力簡圖</p><p>  計算支反力(取向上

75、為垂直正方向,向前為水平正方向)</p><p><b>  在水平面上</b></p><p><b>  在垂直平面上</b></p><p><b>  軸承3的總支承反力</b></p><p><b>  軸承4的總支承反力</b></p&

76、gt;<p><b>  畫彎矩圖(如上圖)</b></p><p>  豎直面上,I-I截面處彎矩最大,;</p><p>  水平面上,I-I截面處彎矩最大,;</p><p>  I-I截面處的彎矩為8.44</p><p>  合成彎矩,I-I截面:</p><p><

77、;b>  畫轉(zhuǎn)矩圖(如上圖)</b></p><p><b>  校核軸的強度</b></p><p>  由彎矩圖可知,I-I截面左側(cè),軸的彎矩最大,有轉(zhuǎn)矩,還有鍵槽引起的應(yīng)力集中,為危險截面。</p><p><b>  ——抗彎剖面模量</b></p><p><b&g

78、t;  ;</b></p><p><b>  ——抗扭剖面模量</b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力:</b></p><p><b>  ,</b></p><p><b>  扭剪應(yīng)力:</b></p><p&

79、gt;  40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理, </p><p>  軸的安全系數(shù)校核計算</p><p><b>  彎曲應(yīng)力:</b></p><p><b>  ,</b></p><p><b>  扭剪應(yīng)力:</b></p><p>  由參考文獻[1]式9.

80、4、9.5、9.6,</p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——只考慮彎矩時的安全系數(shù);</p><p>  ——只考慮轉(zhuǎn)矩時的安全系數(shù);</p><p>  、——材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限,由參考文獻[1]表9.3,40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理,;</p><p>

81、;  ——彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的有效應(yīng)力集中系數(shù),由參考文獻[1]表9.11,因為無鍵槽,集中系數(shù)分別為1.95,1.80;</p><p>  ——零件的絕對尺寸系數(shù);</p><p><b>  ——表面質(zhì)量系數(shù);</b></p><p>  ——把彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù),由參考文獻[1],;</p>&

82、lt;p>  ——彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力;</p><p>  ——扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力;</p><p>  ——許用疲勞強度安全系數(shù),;</p><p><b>  校核通過。</b></p><p><b>  鍵的選用:</b></p><p>  

83、按軸徑d30mm軸長28選取鍵b8h732,</p><p><b>  鍵的校核:</b></p><p>  ,而,在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>  軸承基本額定壽命校核:</p><p>  選用30205 ,查得Cr=32.2kN</p><p><b>  軸承受力圖如上&l

84、t;/b></p><p>  X=0.4,Y=1.6</p><p><b>  ;</b></p><p><b>  ——當量動載荷;</b></p><p>  ——軸承的徑向載荷和軸向載荷;</p><p><b>  校核軸承4即可。</b&

85、gt;</p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——軸承的基本額定壽命,;</p><p>  ——軸承的預(yù)期壽命,八年三班,每年按300天;</p><p>  ——軸承的基本額定動載荷,由參考文獻[2]表12.3,查軸承30206,;</p><p>  ——壽命指數(shù),

86、對于滾子軸承,;</p><p>  ——溫度系數(shù),工作溫度,;</p><p>  ——載荷系數(shù),中等沖擊,,取;</p><p><b>  ,校核通過。</b></p><p>  3.6輸出軸軸強度的校核計算</p><p><b>  輸出軸的受力分析</b><

87、;/p><p>  畫出輸出軸的受力簡圖</p><p>  計算支反力(取向上為垂直正方向,向前為水平正方向)</p><p><b>  在水平面上</b></p><p><b>  在垂直平面上</b></p><p><b>  軸承5的總支承反力</b

88、></p><p><b>  軸承6的總支承反力</b></p><p><b>  畫彎矩圖(如上圖)</b></p><p>  豎直面上,I-I截面處彎矩最大,;</p><p>  水平面上,I-I截面處彎矩最大,;</p><p>  I-I截面處的彎矩為2

89、.92</p><p>  合成彎矩,I-I截面:</p><p><b>  畫轉(zhuǎn)矩圖(如上圖)</b></p><p><b>  校核軸的強度</b></p><p>  由彎矩圖可知,I-I截面左側(cè),軸的彎矩最大,有轉(zhuǎn)矩,還有鍵槽引起的應(yīng)力集中,為危險截面。</p><

90、p><b>  ——抗彎剖面模量</b></p><p><b> ?。?lt;/b></p><p><b>  ——抗扭剖面模量</b></p><p><b>  彎曲應(yīng)力:</b></p><p><b>  ,</b><

91、;/p><p><b>  扭剪應(yīng)力:</b></p><p>  40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理, </p><p>  由參考文獻[1]式9.4、9.5、9.6,</p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——只考慮彎矩時的安全系數(shù);</p><

92、p>  ——只考慮轉(zhuǎn)矩時的安全系數(shù);</p><p>  、——材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限,由參考文獻[1]表9.3,40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理,;</p><p>  ——彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的有效應(yīng)力集中系數(shù),由參考文獻[1]表9.11,因為無鍵槽,集中系數(shù)分別為1.95,1.80;</p><p>  ——零件的絕對尺寸系數(shù);</p>&

93、lt;p><b>  ——表面質(zhì)量系數(shù);</b></p><p>  ——把彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù),由參考文獻[1],;</p><p>  ——彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力;</p><p>  ——扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力;</p><p>  ——許用疲勞強度安全系數(shù),;</

94、p><p><b>  校核通過。</b></p><p><b>  鍵的選用:</b></p><p>  按軸徑d=48mm軸長70選取鍵b14h956,按軸徑d=36mm軸長70選取鍵b10h856</p><p><b>  鍵的校核:</b></p>&l

95、t;p>  ,而,在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>  ,而,在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>  軸承基本額定壽命校核:</p><p>  選用30209 ,查得Cr=67.9kN,e=0.4,X=0.4,Y=1.5</p><p><b>  軸承受力圖如上</b></p><p><

96、;b>  只需校核軸承5</b></p><p><b>  又所以</b></p><p><b> ??;</b></p><p><b>  ——當量動載荷;</b></p><p>  ——軸承的徑向載荷和軸向載荷;</p><p&g

97、t;<b>  校核軸承4即可。</b></p><p><b>  式中:</b></p><p>  ——軸承的基本額定壽命,;</p><p>  ——軸承的預(yù)期壽命,八年三班,每年按300天;</p><p>  ——軸承的基本額定動載荷,由參考文獻[2]表12.3,查軸承30209,;&l

98、t;/p><p>  ——壽命指數(shù),對于滾子軸承,;</p><p>  ——溫度系數(shù),工作溫度,;</p><p>  ——載荷系數(shù),中等沖擊,,??;</p><p><b>  ,校核通過。</b></p><p><b>  四.聯(lián)軸器的選擇</b></p>

99、<p>  由上述軸的設(shè)計中的陳述??偨Y(jié):</p><p><b>  6.1輸入軸聯(lián)軸器</b></p><p>  因為減速器應(yīng)用場合高速,選用彈性柱銷聯(lián)軸器,根據(jù)使用的電機型號Y100L2-4,由參考文獻[2]表13.1選取LX1型號,公稱轉(zhuǎn)矩250 N·m滿足使用要求。輸入端選取直徑為18 mm的聯(lián)軸器。</p><p&

100、gt;<b>  6.2輸出軸聯(lián)軸器</b></p><p>  輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸,選取金屬滑塊聯(lián)軸器。聯(lián)軸器內(nèi)徑選取36mm,長度L=72mm。</p><p><b>  五. 潤滑密封設(shè)計</b></p><p>  由上述齒輪設(shè)計的陳述,對于本展開式二級圓柱斜齒輪減速器,其高速級大齒輪的齒頂圓上的店的線速度

101、略大于2m/s,由經(jīng)驗選取油潤滑。在箱體上鑄出油溝。由課程設(shè)計指導書第48頁經(jīng)驗公式選取油溝尺寸為距箱體內(nèi)壁a=5mm,油溝寬b=6mm,深c=5mm。</p><p>  由于是油潤滑,密封采用唇形密封圈.潤滑油采用LAN-32,裝油量在油標尺的最大和最小高度之間。</p><p>  六.減速器附件及其說明</p><p>  由于是大規(guī)模生產(chǎn),減速器的箱體采用

102、鑄造箱體。</p><p><b>  附件設(shè)計</b></p><p>  A 窺視孔蓋和窺視孔</p><p>  在機蓋頂部開有窺視孔,能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置,并有足夠的空間,以便于能伸入進行操作,窺視孔有蓋板,機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊,有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封,蓋板用鋼板焊接制成,用M6螺栓緊固。由要

103、求選取A=110,B=90,A1=140,B1=120,C=125,C1=80,C2=105,R=5,螺釘尺寸M615螺釘數(shù)目為6.具體尺寸見參考文獻[2]P167頁。</p><p><b>  B 油螺塞:</b></p><p>  放油孔位于油池最底處,并安排在減速器中部,以便放油,放油孔用螺塞堵住,并加封油圈加以密封。</p><p&g

104、t;<b>  C 油標:</b></p><p>  選取桿式油標。選取M12的油標。由于減速器工作環(huán)境較惡劣且連續(xù)工作,需加隔離套,具體尺寸見參考文獻[2]P171頁表14.13油標位置箱體中部。油尺安置的部位不能太低,以防油進入油尺座孔而溢出。</p><p><b>  D 通氣孔:</b></p><p> 

105、 由于減速器運轉(zhuǎn)時,機體內(nèi)溫度升高,氣壓增大,為便于排氣,在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達到體內(nèi)為壓力平衡。由于是在礦山多塵的環(huán)境下,需使用帶過濾網(wǎng)的通氣孔。選取M18的簡易通氣孔。具體尺寸選取查閱參考文獻[2]P169頁表14.9</p><p><b>  E 啟蓋螺釘:</b></p><p>  啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。選取M10

106、25的平底螺栓。螺釘桿端部要做成圓柱形或大倒角,以免破壞螺紋.</p><p><b>  F 定位銷:</b></p><p>  為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度.選取公稱直徑為8的圓錐銷。具體尺寸見參考文獻[2]P142頁表11.30圓錐銷(GB/T117-2000)</p>

107、<p><b>  G 吊鉤:</b></p><p>  在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán),用以起吊或搬運較重的物體.吊鉤尺寸由參考文獻[2]P55頁的經(jīng)驗公式選取。</p><p>  減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下:</p><p>  其他有關(guān)數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關(guān)數(shù)據(jù)。</p><p><b&g

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