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文檔簡介
1、<p><b> 目錄</b></p><p> 一. 設計任務書……………………………………………2 </p><p> 二. 傳動裝置總體設計…………………………………………… 3</p><p> 三. 電動機的選擇………………………………………………… 4
2、 </p><p> 四. V帶設計……………………………………………………… 6</p><p> 五.帶輪的設計…………………………………………………… 8</p><p> 六.齒輪的設計及校核…………………………………………… 9</p><p> 七.高速軸的設計校核……………………………………………
3、 14</p><p> 八.低速軸的設計和校核………………………………………… 21</p><p> 九 .軸承強度的校核……………………………………………… 29</p><p> 十.鍵的選擇和校核……………………………………………… 31</p><p> 十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇………………………32<
4、;/p><p> 十二. 箱體的設置………………………………………………… 33</p><p> 十三. 減速器附件的選擇………………………………………… 35</p><p> 十四.設計總結………………………………………………………37</p><p> 十五。參考文獻………………………………………………………38</p>
5、;<p><b> 一.任務設計書</b></p><p> 題目A:設計用于帶式運輸機的傳動裝置</p><p><b> 原始數(shù)據(jù):</b></p><p> 工作條件:一半制,連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn),室內工作,有粉塵(運輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經在F中考慮)。</p
6、><p> 使用年限:十年,大修期三年。</p><p><b> 生產批量:十臺。</b></p><p> 生產條件:中等規(guī)模機械廠,可加工7~8級齒輪及蝸輪。</p><p> 動力來源:電力,三相交流(380/220)。</p><p> 運輸帶速度允許誤差:±5%。<
7、;/p><p> 設計工作量:1.減速器裝配圖一張(A3)</p><p> 2.零件圖(1~3)</p><p><b> 3.設計說明書一份</b></p><p><b> 個人設計數(shù)據(jù):</b></p><p> 運輸帶的工作拉力 T(N/m)___4800__
8、____</p><p> 運輸機帶速V(m/s) ____1.25_____</p><p> 卷筒直徑D(mm) ___500______</p><p><b> 已給方案</b></p><p><b> 三.選擇電動機</b></p><p>
9、 1.傳動裝置的總效率:</p><p> η=η1η2η2η3η4η5</p><p> 式中:η1為V帶的傳動效率,取η1=0.96;</p><p> η2η2為兩對滾動軸承的效率,取η2=0.99;</p><p> η3為一對圓柱齒輪的效率,取η3=0.97;</p><p> η為彈性柱銷聯(lián)軸器
10、的效率,取η4=0.98;</p><p> η5為運輸滾筒的效率,取η5=0.96。</p><p> 所以,傳動裝置的總效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86</p><p><b> 電動機所需要的功率</b></p><p> P=FV/η=4800*1.25/(0.
11、86×1000)=6.97KW</p><p><b> 2.卷筒的轉速計算</b></p><p> nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min</p><p> V帶傳動的傳動比范圍為;機械設計第八版142頁</p><p> 一級圓柱齒輪減速器的傳
12、動比為i2∈[8,10 ];機械設計第八版413頁</p><p> 總傳動比的范圍為[16,40];</p><p> 則電動機的轉速范圍為[763,1908];</p><p> 3.選擇電動機的型號:</p><p> 根據(jù)工作條件,選擇一般用途的Y系列三相異步電動機,根據(jù)電動機所需的功率,并考慮電動機轉速越高,總傳動比越大,
13、減速器的尺寸也相應的增大,所以選用Y160M-6型電動機。額定功率7.5KW,滿載轉速971(r/min),額定轉矩2.0(N/m),最大轉矩2.0(N/m) </p><p> 4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比</p><p> 總傳動比ib=n/nw=971/47.7=20.3</p><p> 式中:為電動機滿載轉速;</p>
14、<p><b> 為工作機軸轉速。</b></p><p> 取V帶的傳動比為i1=3,則減速器的傳動比i2=ib/3=10.03;</p><p> 5.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p> 6.計算各軸的轉速。</p><p> Ⅰ軸:n1=n/i1=971/3=323.6 r/min
15、;</p><p> Ⅱ軸:n2=ni/6.76=47.7; r/min</p><p> 卷筒軸:n3=n2=47.7 r/min</p><p><b> 7.計算各軸的功率</b></p><p> ?、褫S:P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW);</p><p> ?、?/p>
16、軸P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);</p><p> 卷筒軸的輸入功率:P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW)</p><p><b> 8.計算各軸的轉矩</b></p><p> 電動機軸的輸出轉轉矩:T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m&
17、lt;/p><p> ?、褫S的轉矩:T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m</p><p> ?、蜉S的轉矩:T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8N·m</p><p> 第二部分 傳動零件的計算</p><p> 四.V型帶零件設計 <
18、;/p><p><b> 1.計算功率:</b></p><p> --------工作情況系數(shù),查表取值1.3;機械設計第八版156頁</p><p> --------電動機的額定功率</p><p><b> 2.選擇帶型</b></p><p> 根據(jù),n=97
19、1,可知選擇B型;機械設計第八版157頁</p><p> 由表8-6和表8-8取主動輪基準直徑</p><p> 則從動輪的直徑為 </p><p><b> 據(jù)表8-8,取mm</b></p><p><b> 3.驗算帶的速度</b></p><p><
20、b> ==7.11m/s</b></p><p> 機械設計第八版157頁</p><p> 7.11m/s 25m/s</p><p><b> V帶的速度合適</b></p><p> 4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩</p><p> 根據(jù)0.7(+)&l
21、t;<2(+),初步確定中心矩</p><p> 機械設計第八版152頁</p><p><b> =1000mm</b></p><p> 5.計算帶所需的基準長度:</p><p> = = =2950.6mm</p><p> 機械設計第八版158頁</p>&
22、lt;p> 由表8-2選帶的基準長度=3150mm</p><p> 6.計算實際中心距a</p><p> =/2=1100mm</p><p> 機械設計第八版158頁</p><p><b> 驗算小帶輪上的包角</b></p><p><b> = </b
23、></p><p><b> 7.確定帶的根數(shù)Z</b></p><p> Z= 機械設計第八版158頁</p><p> 由, 查表8-4a和表8-4b</p><p> 得 =1.68,=0.31</p><p> 查表8-5得:0.955,查表8-2得:1.07,則
24、</p><p><b> Z=</b></p><p> =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794</p><p><b> 取Z=5根</b></p><p><b> 8.計算預緊力</b></p><p> 機
25、械設計第八版158頁</p><p> 查表8-3得q=0.18(kg/m)</p><p><b> 則=230.8N</b></p><p> 9.計算作用在軸上的壓軸力</p><p> =2285.2N 機械設計第八版158頁</p><p><b> 五
26、.帶輪結構設計</b></p><p><b> 帶輪的材料采用鑄鐵</b></p><p> 主動輪基準直徑,故采用腹板式(或實心式),從動輪基準直徑,采用孔板式。</p><p><b> 六.齒輪的設計</b></p><p> 1.選定齒輪的類型,精度等級,材料以及齒數(shù);
27、</p><p> ?。?).按傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動;</p><p> (2).減速器運輸機為一般工作機器,工作速度不是太高,所以選用7級精度(GB10095-88);</p><p> (3).選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調質),硬度為280HBS,大齒輪的材料為45剛(調質),硬度為240HBS,二者的材料硬度相差為40H
28、BS。</p><p> (4).選小齒輪的齒數(shù)為24,則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24,取=163</p><p> 2按齒面接觸強度進行設計</p><p> 由設計公式進行計算,即</p><p> 機械設計第八版203頁</p><p> 選用載荷系數(shù)=1.3</p><
29、p> 計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p> 由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù);機械設計第八版205頁</p><p> 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8</p><p> 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa</p><p> 3.計算應力循
30、環(huán)次數(shù)</p><p> ==60323.61(2436510)=1.7;機械設計第八版206頁</p><p> =2.522/6.76=</p><p> 取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89, =0.895;機械設計第八版207頁</p><p> 4.計算接觸疲勞許用應力。</p><p> 取失效概率為1%
31、,安全系數(shù)S=1,得</p><p><b> =534</b></p><p><b> =492.25</b></p><p> 機械設計第八版205頁</p><p> 5.計算接觸疲勞許用應力。</p><p> 1)試算小齒輪分度圓的直徑,帶入中較小的值&
32、lt;/p><p> =2.32 =71mm</p><p> (1)計算圓周的速度</p><p> ==1.20mm/s</p><p><b> (2)計算齒寬b</b></p><p> =171mm=71mm</p><p> (3)計算齒寬和齒高之比。&
33、lt;/p><p> 模數(shù)=2.95 mm</p><p> 齒高=2.252.95=6.63 mm</p><p><b> =11</b></p><p> (4)計算載荷系數(shù)。</p><p> 根據(jù)V=1.2mm/s;7級精度,可查得動載系數(shù)=0.6;機械設計第八版194頁</
34、p><p> 直齒輪 =1;</p><p> 可得使用系數(shù) =1;機械設計第八版193頁</p><p> 用插圖法差得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時,=1.423; 機械設計第八版196頁</p><p> 由10.68,=1.423 可得=1.36</p>&l
35、t;p> 故載荷系數(shù)==0.8538</p><p> 機械設計第八版192頁</p><p> (5)按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。</p><p><b> ==61.6mm</b></p><p><b> (6)計算模數(shù)m。</b></p><
36、p><b> ==2.56;</b></p><p> 6.按齒根彎曲強度設計</p><p><b> 彎曲強度的計算公式</b></p><p> ?。粰C械設計第八版201頁</p><p> ?。?)確定公式內各計算數(shù)值</p><p> 1)查表可得小齒
37、輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa; 大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa 機械設計第八版209頁</p><p> 2)查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86, =0.87;</p><p> 3)計算彎曲疲勞許用應力。</p><p> 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式可得</p><
38、p> = =307.14 Mpa</p><p> = =236.14 Mpa</p><p><b> 計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b> = =0.816</b></p><p><b> 查取齒形系數(shù)。</b></p>&l
39、t;p> 查得 2.65 2.06</p><p> 機械設計第八版200頁</p><p> 6)查取應力校正系數(shù)。</p><p> 查表可得 = 1.58 =1.97</p><p> 機械設計第八版200頁</p><p> 計算大,小齒
40、輪的并加以比較。</p><p><b> ==0.0159</b></p><p> = =0.0172</p><p><b> 大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b> ?。?)設計計算。</b></p><p><b>
41、; =1.84</b></p><p> 對比計算結果,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,可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.3并就近圓整為標準值m=2,按接觸強度計算得的分度圓直徑=71 mm,算出小齒輪數(shù)</p><p&g
42、t;<b> = =31</b></p><p> 大齒輪的齒數(shù)=6.7631=210</p><p> 這樣設計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊,避免了浪費</p><p><b> 4.幾何尺寸的計算</b></p><p> (1)計算
43、分度圓直徑</p><p><b> =m=64mm</b></p><p><b> = m=420mm</b></p><p><b> (2)計算中心距</b></p><p><b> =242mm</b></p><p
44、> ?。?)計算齒輪的寬度</p><p><b> 64 mm</b></p><p><b> 七.軸的設計與校核</b></p><p><b> 高速軸的計算。</b></p><p><b> (1)選擇軸的材料</b></p
45、><p> 選取45鋼,調制處理,參數(shù)如下:</p><p> 硬度為HBS=220</p><p> 抗拉強度極限σB=650MPa</p><p> 屈服強度極限σs=360MPa</p><p> 彎曲疲勞極限σ-1=270MPa</p><p> 剪切疲勞極限τ-1=155MPa
46、</p><p> 許用彎應力[σ-1]=60MPa </p><p> 二初步估算軸的最小直徑</p><p> 由前面的傳動裝置的參數(shù)可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW);查表可取=115; 機械設計第八版370頁表15-3</p>
47、<p><b> =31.26mm</b></p><p><b> 三.軸的機構設計</b></p><p> ?。?)擬定軸上零件的裝配方案</p><p> 如圖(軸1),從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。</p><p> (2)根據(jù)軸向定位的要
48、求確定軸的各段直徑和長度</p><p> 1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑,取=32 mm,為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上,,故Ⅰ段的長度應比帶輪的寬度略短一些,取帶輪的寬度為50 mm,現(xiàn)取。</p><p> 帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度,取=2.5 mm,則=37 mm。</p><p> 軸承端蓋的總寬度為20 mm,根據(jù)軸
49、承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm,故取=50 mm.</p><p> 2.初步選責滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用,一般情況下不受軸向力的作用,故選用深溝球滾動軸承,由于軸=37 mm,故軸承的型號為6208,其尺寸為40mm,80mm, mm.所以==40mm,= =18mm</p><p> 3.取做成齒輪處的軸段Ⅴ–Ⅵ
50、的直徑=45mm,=64mm</p><p> 取齒輪距箱體內壁間距離a=10mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,</p><p> 4.在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,</p><p><b> 取s=4mm,則</b></p><p> s+a=4mm+10mm=14mm</p><
51、;p><b> =48mm</b></p><p> 同理=s+a=14mm,=43 mm</p><p> 至此,已經初步確定了各軸段的長度和直徑</p><p> (3)軸上零件的軸向定位</p><p> 齒輪,帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接(詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程)</p>
52、<p> (4)確定軸上的倒角和圓角尺寸</p><p> 參考課本表15-2,取軸端倒角為1×45°,各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm </p><p><b> (四)計算過程</b></p><p> 1.根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖,如圖,對于6208深溝球滾軸承的,簡支梁的軸的支承
53、跨距: L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm</p><p> =47+50+9=106mm,=55 mm, =65mm</p><p> 2.作用在齒輪上的力<
54、/p><p><b> = =916.6N</b></p><p><b> 333.6N</b></p><p><b> 計算支反力</b></p><p> 水平方向的ΣM=0,所以</p><p><b> ,=458.3N<
55、;/b></p><p> 0, =541.6N</p><p> 垂直方向的ΣM=0,有</p><p> 0, =197N</p><p> 0, =166.8N</p><p><b> 計算彎矩</b></p><
56、;p><b> 水平面的彎矩</b></p><p> = =29789.5</p><p><b> 垂直面彎矩</b></p><p><b> 10840 </b></p><p><b> 10840</b></p>
57、<p><b> 合成彎矩</b></p><p><b> ==31700</b></p><p><b> ==31700</b></p><p> 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖,可看出C為危險截面,現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表:</p><
58、;p> 3.按彎扭合成應力校核軸的硬度</p><p> 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險截面C)的強度。根據(jù)課本式15-5及上表中的值,并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取α=0.6,軸的計算應力</p><p> ==13.51QMPa</p><p> 已由前面查得許用彎應力[σ-1]=60Mpa,因,故安全。</p&
59、gt;<p> 4.精確校核軸的疲勞強度</p><p> 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應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。</p><p> 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重;從受載的情況看,截面C上的應力最大
60、。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近,但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大,故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可,因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大,故可不必校核。</p><p><b> 2)截面V左側</b></p><p> 抗
61、彎截面系數(shù):W=0.1d3=0.1×453=9112.5mm3</p><p> 抗扭截面系數(shù):WT=0.2d3=0.2×453=18225mm3</p><p><b> 截面V左側的彎矩為</b></p><p><b> 13256.36</b></p><p>&l
62、t;b> 截面V上的扭矩為</b></p><p><b> =195300</b></p><p><b> 截面上的彎曲應力</b></p><p><b> =1.45Mpa</b></p><p><b> 截面上的扭轉切應力<
63、;/b></p><p><b> =21.45Mpa</b></p><p> 軸的材料為45號鋼,調質處理,由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa</p><p> 過盈配合處的的值,由課本附表3-8用插入法求出,并取</p><p> ,=2.18 </p>
64、;<p> 則0.8×2.18=1.744</p><p> 軸按磨削加工,由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)=0.92</p><p><b> 故得綜合系數(shù)值為:</b></p><p><b> ?。?==2.267</b></p><p><b> ?。?/p>
65、 ==1.831</b></p><p> 又由課本§3-1及§3-2得炭鋼得特性系數(shù)</p><p> ?。?.1~0.2 ,取 =0.1</p><p> ?。?.05~0.1 ,取 =0.05</p><p> 所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為</p><p><b>
66、; =83.6</b></p><p><b> ==7.68</b></p><p> 7.652>>S=1.6</p><p> ?。ㄒ蛴嬎憔容^低,材料不夠均勻,故選取s=1.6)</p><p> 故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性,故可略
67、去靜強度校核。</p><p><b> 八.低速軸的計算</b></p><p><b> 1.軸的材料選取</b></p><p> 選取45鋼,調制處理,參數(shù)如下:</p><p> 硬度為HBS=220</p><p> 抗拉強度極限σB=650MPa<
68、;/p><p> 屈服強度極限σs=360MPa</p><p> 彎曲疲勞極限σ-1=270MPa</p><p> 剪切疲勞極限τ-1=155MPa</p><p> 許用彎應力[σ-1]=60MPa </p><p> 2.初步估計軸的最小直徑</p><p> 軸上的轉速 功率
69、由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知</p><p> =47.7;=6.25 取=115</p><p><b> 58.4</b></p><p> 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需要同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p> 聯(lián)軸器的計算轉矩
70、,查表14-1,考慮到轉矩變化小,故取.則</p><p> ?。?1906800按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊(軟件版)R2.0,選HL5型彈性套柱銷連軸器,半聯(lián)軸器孔的直徑,長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故?。?0mm</p><p> 3.擬定軸的裝配方案</p><p> 4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑
71、和長度。</p><p> (1)選取d=60mm, 。因I-II軸右端需要制出一個</p><p><b> 定位軸肩,故取</b></p><p> ?。?)初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用,,故選用深溝球軸承,參照工作</p><p> 要求, 由軸知其工作要求并根據(jù)dⅡ–Ⅲ=70mm,選取單列圓錐滾子
72、軸承</p><p> 33015型,由機械設計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù):</p><p> 軸承直徑:d=75mm ; 軸承寬度:B=31mm,D=115mm </p><p><b> 所以, </b></p><p> ?。?)右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承</p&g
73、t;<p> 的定位軸肩高度h=2mm,因此,取</p><p> ?。?)取做成齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑=85mm;</p><p> 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位,齒輪的寬度為64</p><p><b> mm,取</b></p><p> (5)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋
74、的裝拆及便于</p><p> 對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與帶輪右端</p><p> 面間的距離l =30mm, 故取</p><p> ?。?)因為低速軸要和高速軸相配合,其兩個齒輪應該相重合,所以取=42mm.</p><p><b> =32 mm..</b></p><p&
75、gt; (7)軸上零件的周向定位。</p><p> 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接(詳細選擇</p><p> 過程見后面的鍵選擇)。</p><p> ?。?)確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p> 參考課本表15-2,取軸端倒角為1×45°,各軸肩處的圓角半徑為R=1.2mm</p>
76、<p> 參考課本表15-2,取軸端倒角為1×45°,各軸肩處的圓角半徑為R=1.2mm</p><p><b> 4.計算過程</b></p><p> 1.根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。</p><p><b> 故 </b>
77、</p><p> 因此作為簡支梁的支點跨距 </p><p><b> 計算支反力 </b></p><p> 作用在低速軸上的==6220N=2263.8N</p><p> 水平面方向 ΣMB=0,</p><p><b> 故</b></p
78、><p><b> =0, </b></p><p> 垂直面方向 ΣMB=0,</p><p><b> 故</b></p><p><b> ΣF=0,</b></p><p><b> 2)計算彎距</b></p&
79、gt;<p><b> 水平面彎距</b></p><p><b> = =185295</b></p><p><b> 垂直面彎矩</b></p><p><b> 67457</b></p><p><b> 674
80、30</b></p><p><b> 合成彎矩</b></p><p><b> ==197190</b></p><p><b> ==197190</b></p><p> 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。可看出c截面為最危險截面,現(xiàn)將計算出的
81、截面C處的及M的值列于下表3:</p><p> 5.按彎扭合成應力校核軸的硬度</p><p> 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險截面C)的強度。根據(jù)課本式15-5及上表中的值,并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取α=0.6,軸的計算應力</p><p> ?。?MPa=13.166 MPa</p><p> 已
82、由前面查得許用彎應力[σ-1]=60MPa,因<[σ-1],故安全。</p><p> 6.精確校核軸的疲勞強度</p><p><b> 1)判斷危險截面</b></p><p> 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應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的,所以截面A
83、,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。</p><p> 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和IV和V處的過盈配合引起的應力集中最嚴重;從受載的情況看,截面C上的應力最大。截面IV的應力集中的影響和截面V的相近,但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大,故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側即可,因為
84、IV的左側是個軸環(huán)直徑比較大,故可不必校核。</p><p><b> 2)截面IV右側</b></p><p> 抗彎截面系數(shù):W=0.1d3=0.1×853=61412.5mm3</p><p> 抗扭截面系數(shù):WT=0.2d3=0.2×853=122825mm3</p><p> 彎矩M
85、及彎曲應力為:</p><p> M=197190×=100112 N·mm</p><p> ?。?= =1.63MPa</p><p><b> 截面上的扭矩</b></p><p><b> 截面上的扭轉切力:</b></p><p> ?。剑?/p>
86、=10.6Mpa</p><p> 過盈配合處的的值,由課本附表3-8用插入法求出,并取</p><p><b> ,=2.20 </b></p><p> 則0.8×2.20=1.76</p><p> 軸按磨削加工,由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)=0.92</p><p&g
87、t;<b> 故得綜合系數(shù)值為:</b></p><p><b> ?。?==2.29</b></p><p><b> ?。?==1.85</b></p><p> 又由課本§3-1及§3-2得炭鋼得特性系數(shù)</p><p> ?。?.1~0.2 ,取
88、 =0.1</p><p> =0.05~0.1 ,取 =0.05</p><p> 所以軸在截面Ⅵ的右側的安全系數(shù)為</p><p><b> =103.30</b></p><p><b> ?。?6.32</b></p><p> 25.505>S=1.
89、6</p><p> (因計算精度較低,材料不夠均勻,故選取s=1.6)</p><p> 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性,故可略去靜強度校核。 </p><p><b> 九.軸承強度的校核</b></p><p> 1.高速軸上的軸承校核</p>
90、<p> 按照以上軸的結構設計,初步選用型號32007型的單列圓錐滾子軸承。</p><p><b> 1)軸承的徑向載荷</b></p><p><b> 軸承D </b></p><p> ?。?557.716N</p><p><b> 軸承B </b&g
91、t;</p><p> ?。?557.716N</p><p> 求兩軸承的計算軸向力</p><p> 對于32007型軸承,按表13-7,軸承派生軸向力,其中e為判斷系數(shù),其值由的大小來確定,但現(xiàn)在軸承軸向力</p><p><b> N</b></p><p><b> 則
92、</b></p><p> 查機械設計手冊(軟件版)R2.0得32007型軸承的基本額定動載荷C=70.5KN</p><p> 。按照表13-5注1),取則相對軸向載荷為,在表中介于0.172~0.345之間,對應的e值為0.19~0.22,Y值為1.99~2.30。用線性插值法求Y值</p><p> Y=1.99+(2.30-1.99)
93、15;(0.345-0.279)/(0.345-0.172)=2.108</p><p> 故 X=0.4 Y=2.108</p><p> 3)求當量動載荷P </p><p> 4)驗算軸承壽命,根據(jù)式(13-5)</p><p><b> h</b></p><p&g
94、t;<b> 已知軸承工作壽命為</b></p><p> 因為,故所選軸承滿足工作壽命要求。</p><p> 2.低速軸上的軸承的校核</p><p> 選用深溝球軸承61812,查機械設計手冊(軟件版)R2.0得基本額定動載荷</p><p><b> 軸承的徑向力計算:</b>&l
95、t;/p><p> 軸承1 ==1290.32N</p><p> 軸承2 ==1825.35N</p><p> 因為 <,以軸承2為校核對象</p><p> Pr==1825.35N</p><p> =3750347.275h>48000h</p><p&g
96、t;<b> 所選軸承合適。</b></p><p><b> 十.鍵的選擇和校核</b></p><p> 1.選擇鍵的鏈接和類型</p><p> 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端,故選用圓頭普通平鍵(A型)</p><p> 根據(jù)d=45mm,從
97、表6-1中查得鍵的截面尺寸為:寬度b=14mm,鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列,取鍵長L=70mm</p><p> 2.校核鍵連接的強度</p><p> 鍵、軸、輪轂的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應力[]=100-120MPa,取其平均值。[]=110MPa.</p><p> 鍵的工作長度l=L-b=70-14=56mm</p&
98、gt;<p> 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm</p><p><b> 由式(6-1)得,</b></p><p> 故合適。鍵的類型為鍵14×70 GB/1096-1979</p><p> 3.帶輪上的鍵的選擇</p><p> 帶輪處鍵位于
99、軸端,選擇 鍵 C863 GB/T1096-79,查表得公稱尺寸b×h=8×7 </p><p><b> 長度L=63mm,</b></p><p> 鍵材料用45鋼,查課本得</p><p> 許用擠壓應力[]=100~120Mpa,取[</p><p> 鍵的工作長度l=L-b=63-
100、8=55mm</p><p> k=0.5h=0.5×7=3.5mm。</p><p><b> 故合適。</b></p><p> 4.大齒輪上的鍵的選擇</p><p> 選擇 鍵 70×20 GB/T1096-79,查表得公稱尺寸b×h=20×12 </p&g
101、t;<p><b> 長度L=70mm,</b></p><p> 鍵材料用45鋼,查課本得</p><p> 許用擠壓應力[]=100~120Mpa,取[</p><p> 鍵的工作長度l=L-b=70-20=50mm</p><p> k=0.5h=0.5×12=6mm。</p
102、><p><b> 故合適。</b></p><p> 5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇</p><p> 鍵位于軸端,選單圓頭平鍵(C型)b=14mm,h=9mm,L=80mm.</p><p> 工作長度l=L-B=80-14=66mm,k=0.5h=0.5×9=4.5mm</p><p>
103、; 故合適。選擇鍵C80×14 GB/T1096-1979</p><p> 十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇</p><p><b> 1.潤滑方式的選擇</b></p><p> 在減速器中,良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱,還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用,從而保證減速器的
104、正常工作及壽命。</p><p><b> 齒輪圓周速度:</b></p><p><b> 高速齒輪</b></p><p> V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s</p><p
105、> 低速齒輪 </p><p> V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)=0.276 m/s<2m/s</p><p> 由于V均小于2m/s,而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑,齒輪靠機體油的飛濺潤滑。<
106、/p><p><b> 2.潤滑油的選擇</b></p><p> 由于該減速器是一般齒輪減速器,故選用N200工業(yè)齒輪油,軸承選用ZGN-2潤滑脂。</p><p><b> 3.密封方式的選擇</b></p><p> 輸入軸和輸出軸的外伸處,為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐
107、蝕,要求設置密封裝置。因用脂潤滑,所以采用毛氈圈油封,即在軸承蓋上開出梯形槽,將毛氈按標準制成環(huán)形,放置在梯形槽中以與軸密合接觸;或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封,然后用另一個零件壓在氈圈油封上,以調整毛氈密封效果,它的結構簡單。</p><p><b> 所以用氈圈油封。 </b></p><p><b> 十二.箱體的設置</b></
108、p><p> 十三.減速器附件的選擇</p><p><b> 1.觀察孔蓋</b></p><p> 由于減速器屬于中小型,查表確定尺寸如下</p><p><b> 2.通氣器</b></p><p> 設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出,現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下:
109、</p><p><b> 3.游標</b></p><p> 選游標尺,為穩(wěn)定油痕位置,采用隔離套。查表確定尺寸如下:</p><p><b> 4.油塞</b></p><p><b> 5.吊環(huán)螺釘</b></p><p><b>
110、; 6.定位銷</b></p><p> 為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度,需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=(0.7~0.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑,長度等于分箱面凸緣總厚度。</p><p><b> 7.起蓋螺釘</b></p><p> 為便于開啟箱蓋,在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起
111、蓋螺釘,螺釘螺紋段要高出凸緣厚度,螺釘端部做成圓柱形。</p><p><b> 十四.設計總結</b></p><p> 作為一名機械設計制造及自動化大三的學生,我覺得能做類似的課程設計是十分有意義,而且是十分必要的。在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面,如何去鍛煉我們的實踐面?如何把我們所學到的專業(yè)基礎
112、理論知識用到實踐中去呢?我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中,我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善,更加符合工程標準,一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的,同時也是必不可少的。我們是在作設計,但我們不是藝術家。他們可以拋開實際,盡情在幻想的世界里翱翔,我們是工程師,一切都要有據(jù)可依.有</p><p> 理可尋,不切實際的構想永遠只能是構想,永遠無法升
113、級為設計。</p><p> 作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的,由于本次大作業(yè)要求用 auto CAD制圖,因此要想更加有效率的制圖,我們必須熟練的掌握它。</p><p> 雖然過去從未獨立應用過它,但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率好高,記得大二學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度,單單是為了學而學,這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會
114、提高效率,這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由于水平有限,難免會有錯誤,還望老師批評指正。</p><p><b> 十六:參考資料</b></p><p> 1.《機械原理》 孫桓、陳作模、葛文杰主編高等教育出版社 2006年</p><p> 2.《機械設計》 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 2001年</p>
115、<p> 3.《機械設計手冊》 吳宗澤﹑ 羅圣田主編 高等教育出版社 1993年</p><p> 4.《機械設計課程設計》 劉俊龍 ﹑ 何在洲主編 機械工業(yè)出版社 1992年</p><p> 5.《機械設計課程設計》 盧頌峰﹑ 王大康主編 北京工業(yè)大學出版社 1993年</p><p> 6.《機械設計課程設計》蔡廣新 主編 機械工業(yè)出版
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