鏈式傳送機課程設(shè)計-- 鏈式輸送機傳動裝置設(shè)計

上傳人：奔*** IP屬地：河北更新時間：2024-03-01 格式：doc 頁數(shù)：34 大?。?.26MB 人氣指數(shù)：12 舉報 版權(quán)申訴

已閱讀1頁，還剩33頁未讀，繼續(xù)免費閱讀

版權(quán)說明：本文檔由用戶提供并上傳，收益歸屬內(nèi)容提供方，若內(nèi)容存在侵權(quán)，請進行舉報或認領(lǐng)

文檔簡介

1、　　課程設(shè)計說明書　　設(shè)計題目：　　鏈式輸送機傳動裝置設(shè)計　　專業(yè)： 　　班級：

2、　　指導老師　　設(shè)計者:　　學號：　　指導教師（簽字）：年月日<p

3、>　　目錄　　設(shè)計任務說明書2一、傳動方案的分析和擬定2二、原動機的選擇和設(shè)計計算4三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算6　　1、各軸的轉(zhuǎn)速6　　2、各軸的輸入功率6　　3、

4、各軸的轉(zhuǎn)矩的計6四、齒輪設(shè)計7　　1、高速級齒輪設(shè)計7　　2、低速級齒輪設(shè)計11五、軸的設(shè)計16　　5、1 軸的設(shè)計計算16　　1、軸Ⅰ的設(shè)計16　　2、軸Ⅱ的設(shè)計18

5、;　　3、軸Ⅲ的設(shè)計19　　5、2 軸的校核21　　1、軸Ⅰ的校核22　　2、軸Ⅱ的校核23　　3、軸Ⅲ的校核24　　六、軸承、鍵及聯(lián)軸器的選擇和驗算24　　6、1 軸承的選

6、擇和驗算24　　1、Ⅰ軸上軸承的選擇和驗算24　　2、Ⅱ軸上軸承的選擇和驗算25　　3、Ⅲ軸上軸承的選擇和驗算25　　6、2鍵的選擇和驗算26　　1、Ⅰ軸上鍵的選擇和驗算26

7、　2、Ⅱ軸上鍵的選擇和驗算27　　3、Ⅲ軸上鍵的選擇和驗算28　　6.3聯(lián)軸器的選擇和驗算29　　七、減速器的潤滑和密封30 　　八、設(shè)計總結(jié)31　　九、參考資料

8、32　　機械設(shè)計課程設(shè)計　　——————設(shè)計計算說明書　　一、傳動方案的分析與擬定：　　鏈式輸送機的傳動裝置，其中運輸鏈的工作力F=2100N　　鏈速v=0.6m/s，鏈

9、輪節(jié)圓直徑D=110mm；工作條件：兩班班制，工作年限8年，大修期限3年，每年工作250天，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作中載荷有輕微震動，輸送機效率為0.90，小批量生產(chǎn)，運輸鏈的速度誤差為鏈速度的。　　方案一與方案二：　　f方

10、　方案三與方案四：　　方案一：用二級圓柱齒輪減速器，這種方案結(jié)構(gòu)尺寸小，傳動效率高，適合于較差環(huán)境下長期工作。　　方案二：采用V帶傳動和一級閉式齒輪傳動，這種方案外輪廓尺寸較大，有減震和過載保護作用，V帶傳動不適合惡劣的工作環(huán)境。　　方案三：用一級閉式齒輪傳動和一級一級開式齒輪傳動，成本較低，

11、但使用壽命較短，也不適用于較差的工作環(huán)境。　　方案四：是一級蝸桿器，此種方案結(jié)構(gòu)緊湊，但傳動效率低，長期連續(xù)工作不經(jīng)濟。　　考慮到工作環(huán)境的惡劣，經(jīng)濟實用，傳動效率等因素，故選擇方案一的二級圓柱齒輪減速器。　　二、原動機的選擇和設(shè)計計算：　　由運輸機的工作功率P=FV/1

12、000=1.26KW，由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表9-4知滾子鏈傳動的工作效率，故工作機的輸入功率而電動機的輸入功率（其中為裝置的總傳動效率）。　　由于運輸機為一般工作機器速度不高選擇齒輪的精度為8級精度，（GB10095-88）。　　由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表9-4選擇聯(lián)軸器的效率，齒輪的傳動效率，軸承效率（為了減少制造成本和縮短設(shè)計周期，增強系統(tǒng)的互換性故

13、選用滾動球軸承）。　　因該運輸機沒有特殊要求，故選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min其部分參數(shù)如下表所示：　　表一　　對同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機總傳動比（其中為電動機的滿載轉(zhuǎn)速，n為鏈輪的輸出轉(zhuǎn)速）。　　對

14、同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機總傳動比為。　　而由設(shè)計要求鏈輪的轉(zhuǎn)速r/min。　　，　　根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》9-3推薦值（i=8~40）所以在這里選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min電動機。　　系統(tǒng)的總傳動比i=13.6316

15、　　而對二級展開式圓柱齒輪減速器，一般兩級傳動比為：。（其中為高速傳動比，i為系統(tǒng)總傳動比）　　所以在本系統(tǒng)中初選，。　　根據(jù)齒輪的傳動比初選齒輪齒數(shù)如下表所示：　　表二　　三、傳動裝置運動和

16、動力參數(shù)計算1、各軸的轉(zhuǎn)速其中：　　為電動機的滿載轉(zhuǎn)速；　　為電動機的軸至k軸的傳動比。　　2、各軸的輸入功率：其中：　　為第k軸的傳動功率；　　為從電動機輸出至第k軸的總傳動效率；

17、為電動機的實際輸出功率。　　3、各軸的轉(zhuǎn)矩的計算：其中　　為電動機的輸出轉(zhuǎn)矩。　　具體運動和動力參數(shù)如下表所示：　　表三　　四、齒輪設(shè)計：（注：在齒輪設(shè)計中如有參考文獻但未標明者均為《機械設(shè)計

18、》）　　1、高速級齒輪設(shè)計：　?。?）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)；　　1）、按照傳動方案所示，本裝選用斜齒圓柱齒輪傳動；　　2）、運輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）；　　3）、材料選擇

19、：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（按規(guī)定大、小齒輪硬度差為40HBS）；　　4）、由上表二小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)；　?。?）、按齒面接觸強度設(shè)計，由計算式：　　確定公式內(nèi)的各計數(shù)值：<

20、;b>　　1）、試選；　　2）、計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：由上表三有；

21、

22、 　　3）、由表選取齒輪的齒寬系數(shù)；　　4）、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；<

23、p>　　5）、由表查得材料的彈性影響系數(shù)度：　　6）、計算應力循環(huán)次數(shù)有：　??；　??；　　7）、由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)，；　　8）、計算接觸疲勞許用

24、應力：　　取失效概率為，安全系數(shù)由式10-12得：　??；　　；　?。?）、計算：　　1）、試計算小齒輪分度圓直徑，代

25、入中較小的值：；　　2）、計算圓周速度：　?。?lt;/b>　　、計算齒寬、模數(shù)及全齒高：　?。?lt;/b>　??；&

26、lt;p>　?。?lt;/b>　　有；　　4）、計算載荷系數(shù)：　　由表查得使用系數(shù)，直齒輪，查得動載荷系數(shù)，由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=10.6670，查得<b

27、>　　動載荷系數(shù)：　　；　　5）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a有：　　；　　6）、計算模數(shù)：</p

28、>　??；　　、按齒根彎曲強度設(shè)計由計算式： 　　1）、由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度系數(shù)極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；　　2）、由圖查彎曲疲勞強度系數(shù)，；　　3）、計算彎曲疲勞許用應力：

29、　　取彎曲疲勞安全系數(shù)由式10-12有：　?。?　?。?lt;/b>　　4）、計算載荷系數(shù)：　?。?lt;/b>　　5）、

30、查取齒形系數(shù)：　　由查得，；　　6）、查取應力校正系數(shù)：　　由表查得，；　　、計算大小齒輪的并加以比較：　　；<

31、;/p>　??；　　大齒輪的數(shù)值較大，取大齒輪計算：　　8）、將已知數(shù)據(jù)代入計算式有：；　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由《機械原理》表6.2取已可滿足彎曲強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度需按

32、接觸疲勞強度算得分度圓直徑來進行計算應有的齒數(shù)于是有：　??；　　取，則；　?。?）、幾何尺寸計算：　　1）、計算大、小齒輪的分度圓直徑：

33、　??；　　；　　2）、計算中心距：　??；　　4）、計算齒輪的寬度：　　，圓整后

34、取，；　　5）、結(jié)構(gòu)選擇：　　由于小齒輪的齒頂圓直徑；　　由于大齒輪的齒頂圓直徑　　小齒輪的齒頂圓直徑故選擇實心結(jié)構(gòu)的齒輪，為了減輕齒輪重量可把齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)。　　2、

35、低速級齒輪設(shè)計：　?。?）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)；　　1）、材料及熱處理任按第一對齒輪選??；　　2）、精度等級任取8級精度；　　3）、齒數(shù)選擇由上表二示，；　?。?）、按齒面接觸強度設(shè)計，由計算式：</p&g

36、t;　　確定公式內(nèi)的各計數(shù)值：　　1）、試選；　　2）、計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩由上表三有：　??；

37、

38、 　　3）、由表選取齒輪的齒寬系

39、數(shù)；　　4）、由表查得材料的彈性影響系數(shù)度：　　；　　5）、由圖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；　　6）、計算應力循環(huán)次數(shù)有：　??；<

40、/b>　?。?lt;/b>　　9）、由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)，；　　10）、計算接觸疲勞許用應力：　　取失效概率為，安全系數(shù)由式10-12得：　　；</p&g

41、t;　?。?lt;/b>　?。?）、計算：　　1）、試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值：；　　2）、計算圓周速度：　??；

42、　　、計算齒寬、模數(shù)及全齒高：　?。?lt;/b>　??；　　；　　有；

43、4）、計算載荷系數(shù)：　　由表查得使用系數(shù)，直齒輪，由查得動載荷系數(shù)，由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=12.39，查圖得　　動載荷系數(shù)：　　；　　5）、按實際的載荷

44、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有：　??；　　6）、計算模數(shù)：　　；　　、按齒根彎曲強度設(shè)計由計算式：

45、　??；　　1）、由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度系數(shù)極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；　　2）、由圖10-18去彎曲疲勞強度系數(shù)，；　　3）、計算彎曲疲勞許用應力：　　取彎曲疲勞安全系數(shù)有：　??；

46、　?。?lt;/b>　　4）、計算載荷系數(shù)：　??；　　5）、查取齒形系數(shù)：　　由表查得，；

47、　　6）、查取應力校正系數(shù)：　　由表查得，；　　7）、計算大小齒輪的并加以比較：　?。?lt;/b>　??；

48、　大齒輪的數(shù)值較大，取大齒輪計算：　　8）、將已知數(shù)據(jù)代入計算式有：；　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由《機械原理》表6.2取已可滿足彎曲強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來進行計算應有的齒數(shù)于是有：　?。?l

49、t;/b>　　取，則；　　、幾何尺寸計算：　　1）、計算大、小齒輪的分度圓直徑：　?。?lt;/b>　??；

50、　　2）、計算中心距：　　；　　將中心距圓整為；　　3）、計算齒輪的寬度：

51、，圓整后取，；　　5）、結(jié)構(gòu)選擇：　　由于小齒輪的齒頂圓直徑；　　由于大齒輪的齒頂圓直徑　　小齒輪的齒頂圓直徑故選擇實心結(jié)構(gòu)的齒輪，而大齒輪的齒頂圓直徑為了減輕齒輪重量可把齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)。

52、　　五、軸的設(shè)計：　　5、1 軸的設(shè)計計算　　A）、高速軸Ⅰ的設(shè)計。　　1）軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩　　2）、求作用在齒輪上的力。已知高速級小齒輪的分度圓的直徑　　則圓

53、周力：；徑向力： 　　無軸向力。　　3）、初步確定軸的最小直徑　　由公式，估算最小直徑，有：　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取則　　考慮到軸上有一個鍵槽，直徑需擴大5%

54、，同時段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性，故需同時選取連軸器型號。　　連軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設(shè)計》表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故，則 　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，

55、考慮補償軸的可能位移，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表14-3，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000Nmm,　　半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度。　　4）、軸的設(shè)計。　　a、擬定軸上的裝配方案，如下圖：&l

56、t;p>　　b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度　　段與聯(lián)軸器配合　　取=20,=50mm.同時考慮到半聯(lián)軸器的周向定位，在軸上加工一個鍵槽，選擇的鍵為普通平鍵 A6646。　　為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ段右側(cè)設(shè)計定位軸肩<

57、p>　　II段與軸承端蓋配合，同時考慮到密封氈圈的內(nèi)徑，故取=25mm，。同時在右端設(shè)置定位軸肩，定位軸承。　　段與軸承配合，考慮到軸承內(nèi)徑的為30mm，故該軸段與軸承同樣大小，取 =30mm,。同時考慮到軸承的軸向定位及擋油，故在擋油盤右邊設(shè)定一軸肩。　　直徑?jīng)]什么要求，取=36mm。　　V段為齒輪

58、，因其尺寸與軸相差不大，故設(shè)計為齒輪軸，徑向尺寸由齒輪決定，長度等于齒輪寬度，即。　　VI段直徑與IV段一樣，其長度一般可取10~15mm，現(xiàn)取=36，，同理右端有一個定位軸承擋油盤的軸肩。　　VII段尺寸與III段完全一樣，即 =30mm,。　　B）、中速軸II的設(shè)計。

59、　　1）軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩　　2）、求作用在齒輪上的力。　　作用在齒輪上的力。　?。?）小齒輪上的各力。已知其分度圓直徑，則　　，無軸向力；　　（

60、2）大齒輪上的各力。已知其分度圓直徑，則　　；　　3）、初步確定軸的最小直徑　　由公式，估算最小直徑，有：　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取則　　考慮到軸上要加工2個鍵，故

61、軸徑要擴大10%，為了安全，以及軸承的選擇，取最小直徑=35mm。　　4）、軸的設(shè)計。　　a、擬定軸上的裝配方案，如下圖：　　b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度　　I段長度取，,主要考慮到和軸承擋油盤以及左邊齒輪與I軸齒輪

62、的正確嚙合，同時右端加工一個定位軸肩。　　II段長度取， ,考慮到齒輪的軸向定位，故軸段長度小于輪轂長度2mm,同時在右邊設(shè)定一個定位軸肩，用一個鍵來對齒輪進行周向定位，鍵選用為A12861（GB/T1095-2003)。　　III段為非配合段，不限長度，只需保證軸的其他尺寸即可，但其直徑

63、　。　　IV段取， ,左端軸肩定位，考慮到齒輪的軸向定位，故軸段長度小于輪轂長度2mm，齒輪的周向定位用一個鍵，考慮到強度因素，故采用平頭平鍵，鍵選用為B12820（GB/T1095-2003)。　　V段與I段一樣，取，。　　C）、低速軸III的設(shè)計。<p&g

64、t;　　1）軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩　　2）、求作用在齒輪上的力。　　作用在齒輪上的力。　　已知其分度圓直徑，則　　，無軸向力；　　3）、初步確定軸的最

65、小直徑　　由公式，估算最小直徑，有：　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取則　　考慮到軸上鍵槽對軸的影響，需將最小直徑擴大5%，同時選擇聯(lián)軸器，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須

66、使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性，故需同時選取連軸器型號。　　連軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設(shè)計》表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故，則 　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，考慮補償軸的可能位移，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表14-3，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm,

67、　　半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度。　　4）、軸的設(shè)計。　　a、擬定軸上的裝配方案，如下圖：　　b 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度　　VII段與聯(lián)軸器配合，直徑，長度取,長度略短于聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的周向

68、及軸向定位分別用鍵和軸肩，鍵為。　　VI段與氈圈配合，故取，，同時右端設(shè)定一定位軸肩，定位軸承。　　V段與軸承配合，故去直徑，同時左端設(shè)定一擋油盤，故取。　　IV段右端定位擋油盤，軸段上無配合，故可取，長度不確定，但要保證軸的總長度為361mm。　　III段左端用來定位齒

69、輪，直徑取,長度。　　II段與齒輪配合，軸段長度小于輪轂長度2mm，即,,軸上的鍵選用。　　I段與V段直徑一樣，，長度。　　5、2 軸的校核　　（1） I軸的校核<

70、p>　　1）求軸上的載荷。　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖，作出計算簡圖如下： 　　確定軸的支點后，可得，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖，彎矩圖等可以看出截面C是軸的危險截面，截面C處各計算參數(shù)如下表：　　2）按彎扭合成應力較核軸的強度。</p&

71、gt;　　根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向連續(xù)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，取，軸的計算應力　　已知軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，有《機械設(shè)計》表15-1，查得　　則，故安全。　?。?） II軸的校核　　1）

72、求軸上的載荷。　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖，作出計算簡圖如下：　　確定軸的支點后，可得，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖，彎矩圖等可以看出截面A,B是軸的危險截面，截面A處各計算參數(shù)如下表：　　2）按彎扭合成應力較核軸的強度。　　根據(jù)

73、上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向連續(xù)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，取，軸的計算應力　　已知軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，有《機械設(shè)計》表15-1，查得　　則，故安全。　　III軸的校核　　軸III直徑較大，故無需校

74、核，安全。　　六、軸承、鍵及聯(lián)軸器的選擇和驗算　　6、1 軸承的選擇和驗算　　預期壽命：　　從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為10年(年工作　　日為300天)。<

75、;/b>　　預期壽命=3×8×300×10=72000 h　　高速軸I軸軸承的選擇　　初選6206，，軸上兩軸承受力如下：　　很顯然，軸承安全合適。故軸I選用6206。　　中速軸II軸軸承的選擇

76、　　初選6207，其，軸上兩軸承受力如下：　　，故　　軸承安全合適。故軸I選用6207。　　低速軸III軸軸承的選擇　　初選6213，其，軸上兩軸承受力如下：<p

77、>　　由（2）軸II的校核可知，　　故選6213。　　列出下表：　　6、2 鍵的選擇和驗算　　1）高速軸I聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接　　1

78、選擇類型及尺寸　　根據(jù)d =20mm，L’=50mm，<由[2]P140表（14-1）>，　　選用A型，b×h=6×6 L=46mm　　2 鍵的強度校核　　(1) 鍵的工作長度l及

79、鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k　　l = L–b= 40mm　　k = 0.5h =3mm　　(2) 強度校核　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， 　　<由[1]P106表（6-2）>，

80、取[σp]=110MPa　　σp = [σp] 　　鍵安全合格　　2）中速軸II的鍵聯(lián)接　?。ˋ）.大齒輪的鍵聯(lián)接　　1 選擇類型及尺寸<

81、/p>　　根據(jù)d =40mm，L’=23mm，<由[2]P140表（14-1）>，　　選用B型，b×h=12×8 L=20mm　　2 鍵的強度校核　　(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k</p&g

82、t;　　l =20mm　　k = 0.5h =4mm　　(2) 強度校核　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，　　<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=11

83、0MPa　　σp = [σp] 　　鍵安全合格　?。˙）.小齒輪的鍵聯(lián)接　　1 選擇類型及尺寸　　根據(jù)d =40mm，L’=65mm，<由[

84、2]P140表（14-1）>，　　選用B型，b×h=12×8 L=61mm　　2 鍵的強度校核　　(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k　　l =L-b=49mm<p

85、>　　k = 0.5h =4mm　　(2) 強度校核　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，　　<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa　　σp = [σp] <p

86、>　　鍵安全合格　　3）高速軸III的鍵聯(lián)接　　齒輪連接鍵的選擇　　1 選擇類型及尺寸　　根據(jù)d =75mm，L’=60mm，<由[2]P140

87、表（14-1）>，　　選用A型，b×h=20×22 L=56mm　　2 鍵的強度校核　　(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k　　l = L–b= 36mm

88、;　　k = 0.5h =11mm　　(2) 強度校核　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， 　　<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa　　σp = [σp] <p&

89、gt;　　鍵安全合格　?。˙）聯(lián)軸器連接鍵的選擇　　1 選擇類型及尺寸　　根據(jù)d =48mm，L’=110mm，<由[2]P140表（14-1）>，　　選用A型，b×h=14

90、×9 L=108mm　　2 鍵的強度校核　　(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k　　l = L–b= 94mm　　k = 0.5h =4.5mm　　(

91、2) 強度校核　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼， 　　<由[1]P106表（6-2）>，取[σp]=110MPa　　σp = [σp] 　　鍵安全合格

92、　　6.3聯(lián)軸器的選擇和驗算　　在設(shè)計軸的時候已經(jīng)選擇，現(xiàn)列表如下：　　顯然，都是安全的。　　七、減速器的潤滑和密封　　7.1 齒輪傳動的潤滑　　各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸

93、油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應盡量相近，以便浸油深度相近。　　7.2 潤滑油牌號及油量計算　　7.2.1 潤滑油牌號選擇　　由[2]P153表（16-2），得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s</p

94、>　　由[2]P153表（16-1），得：選用N220工業(yè)齒輪油　　7.2.2 油量計算　　1）油量計算　　以每傳遞1KW功率所需油量為350--700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700--1400

95、　　實際儲油量：　　由高速級大齒輪浸油深度約0.7個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于30—50mm的要求得：（設(shè)計值為50）　　最低油深：<b&

96、gt;　　最高油深：　　箱體內(nèi)壁總長：L=780mm　　箱體內(nèi)壁總寬：b=172mm　　可見箱體有足夠的儲油量.　　八、設(shè)計總結(jié)　　寫到這里終于覺得課程設(shè)計快要完工了，我

97、長舒了一口氣。　　為期三周的課程設(shè)計終于要畫上完美句號了。其實在這期間我們還是有專業(yè)課考試，一邊復習為考試做準備，一邊查資料做課程設(shè)計，緊張而又充實。　　在課程設(shè)計期間，我查閱了大量的圖書館資料，上網(wǎng)找資料，實在弄不明白的請教學長，反復進行計算，準備工作做了好長時間才開始動手，“磨刀不誤砍柴工”，我明白只有做好充分的準備才能為后來打下堅實的基礎(chǔ)。<

98、/p>　　另一方面，我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致．課程設(shè)計過程中，每個零件的尺寸和參數(shù)都必須一點一點的計算再核實，因為這是作為設(shè)計者應有的態(tài)度——認真和嚴謹，絕不容得半點馬虎和湊合。這是一個產(chǎn)品，它的每一部分都要求完美，也許一個小數(shù)點的錯誤就可能導致前功盡棄。繁雜的計算需要我耐心的計算，錯了就要及時改正。　　短短三周是課程設(shè)計，我認識到我對自己所學的知識掌握

99、的不是很牢固，自己綜合應用所學的專業(yè)知識能力是如此的不足。幸虧有了這個課程設(shè)計，讓我得到了很大的鍛煉，也會我今后走向社會打下堅實的基礎(chǔ)。所以今后我會更盡努力的充實自己和提高自己。　　九、參考資料　　濮良貴紀名剛主編，《機械設(shè)計》，高等教育出版社. 　　王中發(fā)主編，《機械設(shè)

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設(shè)計

溫馨提示

1. 本站所有資源如無特殊說明，都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等，如果需要附件，請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙，網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽，若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 眾賞文庫僅提供信息存儲空間，僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理，對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯，并不能對任何下載內(nèi)容負責。
6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當內(nèi)容，請與我們聯(lián)系，我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

鏈式傳送機課程設(shè)計-- 鏈式輸送機傳動裝置設(shè)計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

鏈式傳送機課程設(shè)計-- 鏈式輸送機傳動裝置設(shè)計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

免費下載