带式输送机课程设计

带式输送机课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 机械设计课程设计 计算 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 设计题目 带式运输机传动装置 机械电子工程 专业 二 班 设计者 指导教师 年 月日 目录 一(拟定传动方案 ...................................... 错误～未定义 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 签。 1.电动机选型说明 ........................................ 错误～未定义书签。 2.电动机容量的确定 ...................................... 错误～未定义书签。 3.电动机传动比的确定及各传动比的分配 .................... 错误～未定义书签。 4.电动机型号 ............................................ 错误～未定义书签。 5. 各轴转速、转矩及传动功率 ............................. 错误～未定义书签。 二(传动件的设计 ...................................... 错误～未定义书签。 1.V带传动主要传动参数 .................................. 错误～未定义书签。 三(齿轮传动部分的设计 .............................. 错误～未定义书签。 (1)高速级齿轮传动主要参数 ............................... 错误～未定义书签。 (2)低速级齿轮传动主要参数 ............................... 错误～未定义书签。 四(减速器各轴结构设计 .............................. 错误～未定义书签。 1.低速轴的设计 .......................................... 错误～未定义书签。 2.高速轴的设计 .......................................... 错误～未定义书签。 30.中间轴的设计 ......................................... 错误～未定义书签。 五(轴承与键的选择与校核 ............................ 错误～未定义书签。 六(润滑与密封 ......................................... 错误～未定义书签。 七、减速器的箱体及其附件 ............................ 错误～未定义书签。 八(小结 ................................................. 错误～未定义书签。 九.参考文献 ............................................. 错误～未定义书签。 主要结果 计算与说明 一(拟定传动方案 1.电动机选型说明 工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流 异步电动机。最常用的电动机为Y系列鼠笼式三相异步交流电动机， 其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易 燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场 合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。 此外，根据工作要求和安装需要，采用一般用途的Y(IP44) 系列卧式封闭结构三相异步电动机。 2.电动机容量的确定 T,1200N,m ,4.37Kw PP1)工作机所需功率 ww 601000v， 由课程设计书P11式(2-3)，式中， nr/min, ,D D=400mm v=0.7m/s 60，1000，0.7 ？n,,33.423r/min ,，400 T,1200N,m 1200，33.423 ？P,,4.37Kww39.55，10，0.96 P2)电动机输出功率 d Pw 由课程设计书P11式(2-1) P,d,,,0.86 由课程设计书P86 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 12-8，得: =5.08kw PdV带传动的效率 =0.95 ,1 圆柱斜齿轮传动的效率=0.97 ,2 P= 5.5 kw ed 滚动轴承的效率=0.99 ,3 弹性联轴器的效率 =0.992 ,4 卷筒的效率 =0.96 ,5 传动装置总效率为 i,3带 2323,,,,,,,,,,0.95，0.97，0.99，0.992,0.861234 P4.37i=9.57 w故电动机输出功率为 P,,,5.08kwd,0.86i,3.661 电动机额定功率选择 i,2.612 由课程设计书P193表19-1选= 5.5 kw Ped 3.电动机传动比的确定及各传动比的分配 选用同步转速为1000r/min的电动机，型号为Y132M2-6 由课程设计书P12式(2-5) i,i,i,i a12带 V带传动常用传动比范围i=2~4 取=3 i1 带 960nm i,,,28.72根据课程设计书P12式(2-6) an33.423 iai？i,ii？,,9.57a带 又 i带 根据课程设计书P13式(2-8)，得 i(高速级),1.4i,3.66 1 i9.57？i(低速级),,,2.61 2i3.661 4.电动机型号 根据选定的电动机的类型，结构型式，功率为5.5 kw，转速 为960r/min，结合Y系列电动机的主要参数，选用Y132M2-6型的 电动机。 电动机的主要技术数据 最大转 额定功率 满载转速 堵转转矩/ 电动机型号 矩/额定 (kw) (r/min) 额定转矩 转矩 P,5.5KWca Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 5. 各轴转速、转矩及传动功率 设:电动机轴为0轴，高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速 d=112mm d1轴为III轴,鼓轮轴为I?轴。 =355mm dd2根据书<机械设计 课程设计>P14页 得到以下表格和参数: 轴名 功率 转矩转速 传动效率 , p/kw T/N.M, n/(r/min) 比i 电动5.08 50.54 960 机轴 3 0.941 a=500mm 1轴 4.78 142.65 320 0 3.66 0.960 2轴 4.59 501.37 87.43 =1763.09mm Ld00.960 3轴 4.41 1257.18 33.50 2.61 L,1800mm d1 0.992 工作4.37 1245.77 33.50 a=518.455mm 机轴 二、传动件的设计 1.V带传动主要传动参数 设计该输送机传动系统中第一级用窄V带传动，电动机型号为Z=5 Y 132M2-6，输出功率Pd=5.08kw，转速n=960r/min，传动比i=3， 一天运行8小时。 F,218.52N0 1)确定计算功率Pca 由《机械设计》P156表8-7查得工作情况系数=1.0 KA F,2125.44Np故kw P,P,K,1.0，5.5,5.5cadA 2)选取窄V带类型 根据、 ，由《机械设计》P157图8-11P,5.5KWn,960r/mincaI 选用A型带。 3)确定带轮基准直径 由《机械设计》p.155表8-6和《机械设计》p.157表8-8 d取小带轮基准直径=112mm d1,,14: dnd21根据 i,, nd2d1 从动轮基准直径=1123=336mm d,d，i，d2d1 d根据《机械设计》P157表8-8取=355 mm 按《机械设计》d2 P150式(8-13)验算带的速度 dn,，112，960,d11 v,,,5.63m/s,30 m/s 60，100060，1000 ,,1d?带的速度合适。 4)确定窄V带的基准长度和传动中心距 ,,1.66a,ddadd根据 0.7 (+),2 (+) 初步确定中心距d1d20d1d2 Z,2.433Ha=500mm 0 计算所需的基准长度 Z,189.8Mpa 2E(d,d),21ddmm L,2a，(d，d)，,1763.090012ddd 24a0= 600 Mpa, Hlim1由《机械设计》P146表8-2选取带的基准长度 =1800mm L= 550 Mpa ,dHlim2 ,LLdd08计算实际中心距a mm ,，,518.455aa N,3.6864，100128 N,1.0072，1025)验算主动轮上的包角 ,1 K,0.9457.3:HN1 合适 ,,180:,(d,d),153.14:,90:1d2d1K,0.96aHN2 ?主动轮上的包角合适。 =564Mpa [,]H1 6)计算窄V带的根数Z =528Mpa [,]H2 Pca Z,(P，,P)KK 0,L根据《机械设计》P158式(8-26) 由n=960r/min，d=112mm ，i=3 =546Mpa [,]d11H 由《机械设计》p.152、153、154查表8-4a和表8-4b得: P=1.160kw ΔP=0.11 kw 00 mm d,63.034153.14:又=查《机械设计》p.155表8-5得Kα=0.93 ,1t1 查《机械设计》p.146表8-2得=1.01 则: KL V,1.06m/s1t Pca Z,,4.6 ?取Z=5根 PPKK(，,)0,L (7)确定带的初拉力 F0 (2.5,K)P ,2caF),500，，qv,168.09N ( 0min Kzv, bt=13.733 取 F,1.3(F),218.52N00minht F(8)计算带传动的压轴力 p,=2.379 , , 1 F,2ZFsin,2125.44N p0 2 三(齿轮传动部分的设计 (1)高速级齿轮传动主要参数 K=2.728 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 a. 选用圆柱斜齿传动 b. 由《机械设计》p.191表(10-1) 小齿轮为40Cr，调质处理，HBS=280 d,75.303mm1 大齿轮为45号钢，调质处理，HBS=240，与小齿轮硬度相差 40 c. 精度等级选8级精度 K=2.659 d. 初选小齿轮=30 Z 1 传动比=3.66 大齿轮==30×3.66=109.8 iZZ，i1211 取= 109 初选螺旋角β=14º Z2 ,2.379,, Y,0.88,2)按齿面接触强度设计 Z,32.84V1 Z,119.32V2根据《机械设计》P203式(10-9)设计公式 Y,2.48,FA1 3Y,2.16FA22KTZ,Z1u，2t,HE ()d,,,t1Y,1.639SA1,,,[]ud,H Y,1.805SA2, 确定计算参数 ,a. 初选载荷系数=1.6 K,550MpatFE1 ,,500MpaFE2b. 小齿轮传递的扭矩 6P9.55，10，4.78I6K,0.90FN1 T,9.55，10,,142653.125N,mm1 n320IK,0.92FN2 由《机械设计》P205表10-7, 取:齿宽系数=1 ,d S=1.4 c. 由资料《机械设计》P215图10-26 根据=30,=109查得: ZZ12 =0.79 =0.87 ,,a1a2 所以，端面重合度 ,,,，,,1.66aa1a2,[],353.57MpaF1 [,],328.57Mpad. 据β=14º,由《机械设计》图P217(10-30 ) 选取区域系数F2 =2.433 ZH e. 由《机械设计》P201表10-6 查得材料的弹性影响系数Z= E 189.8 Mpa f. 由《机械设计》P209图10-21(d) 小齿轮的= 600 Mpa ,Hlim1 大齿轮的= 550 Mpa, Hlim2 g. 由《机械设计》P206式(10-13)计算应力循环次数 m,28N,60njLh,60，320，1，(8，300，8),3.6864，1011 Z,3618 3.6864，108N,,1.0072，10Z,131223.66 h. 由《机械设计》P207图10-19,查得:接触疲劳寿命系数 =0.94 =0.96 KKHN1HN2 i. 计算接触疲劳许用应力 安全系数=1 所以 S H ,K1lim1HNH ,564MPa= [,]H1SHa=172mm K,HNH2lim2,528MPa= [,]H2 SH ，,,,,,, 564，528HH12许用接触应力=,,546Mpa [,]H13:50'56''β= 22 ,,<1.23,=1.23×528=649.44Mpa[,] HH2 d,74.16mm1 取小，所以=546MPa ,,,Hd,269.84mm2, 设计计算 b,74.16mma.试算小齿轮分度圆直径, 由计算公式得 d1tB,80mm 132B,75mm2,,2KTZZu，1tIHE,,,d,,,63.034mm t 1,,,,,,,uHd,,, ，d，n, 1t1tb.计算圆周速度 =,1.06m/s v1t 60，1000 c.计算齿宽及模数bm tnt b,,，d,1，63.034,63.034mmtd1t d，cos,63.034，cos14: 1t,,2.04 m,nt Z301t bt d.计算齿高与齿高之比 ht β=14º h,2.25m,2.25，2.04,4.59mmtt b t,13.733 ht e.计算纵向重合度 ,, , ==0.318×1×30×tg14?=2.379 Ztg,0.318,,10d f.计算载荷系数K 由《机械设计》P193表10-2,得 K,1.25A P194图10-8 (8级精度) K,1.07V KK取==1.4 HaFa 由《机械设计》P196表10-4 ，按软齿面，8级精度，非对 K,1.6t称布置，=63.034, ,=1,得 K,1.457b dH,t b 由P198图10-13 由=13.733， K,1.457，查得H,h T,501366.808mm3K,1.42 ,,1F,d 故载荷系数 ,,0.743aK= =1.25×1.07×1.4×1.457=2.728 KK,,KK,0.82 AVHaH,4a ,,1.56ag.按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 3 Kd,75.303mm= dt11 Kt Z,2.433H (3)按齿根弯曲强度设计 Z= 189.8 MpaE 32= 600 Mpa ,,KTYYYHlim32cosBFASA1由《机械设计》P201式(10-5)， m,n2= 550 Mpa ,,,,Z,,Hlim4d,F1 8, 确定计算参数 N,1.007，103 7a.计算载荷系数=1.25×1.07×1.4×K,KKKKN,3.858，10AF,F,V4 K,0.94HN31.42=2.659 K,0.96HN4b.小齿轮传递扭矩=142653.125N?mm T1 c.根据纵向重合度 ,=2.379,从《机械设计》P217图10-28查得, 螺旋角影响系数Y =0.88 , ZZ12 ,32.84,119.32d.计算当量齿数= = ZZV1V233cos,cos, [,],564MpaH3 [ [,],528MpaH4e.查取齿形系数:由《机械设计》P200表10-5得， =2.48 ，=2.16(差值法) YYFA1FA2 f.查取应力校正系数:由《机械设计》P200表10-5查得， =1.639,=1.805(差值法) YY [,],546MpaSA1SA2H g.由《机械设计》P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度强度 极限=550MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ,, FE1FE2 h.由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN 88 N,3.6864，10N,1.0072，1012 K,0.90K,0.92=0.4604m/s vFN1FN23t i.计算弯曲疲劳许用应力: 由《机械设计》取弯曲疲劳安全系数S=1.4 b,100.58mmt 由《机械设计》P205式(10-12)，得 m,4.880ntK,FN1FE1 ,,,,353.57Mpa ,F1S K ,FN2FE2 ,,,,328.57Mpa,F2 S YYFASA j.计算大、小齿轮的,并加以比较 ,,,bFt=9.16 htYYYY22FASA11FASA ,0.01150,0.01187 ,,,,,,FF12 ,,1.586,32,2KTYcosYY ,FASA1取大代入，得 m,,1.709mmn2 ,,,,,Zd,F1 , 设计计算; K,1.25A K,1.04dcos,V1Z,,36.53d 取=2 =75.303mm; m11n mn K,K,1.4HaFa取Z,36,Z,36.3.66,131.76,取Z,131 122K,1.469 ,H K,1.4F,4)几何尺寸计算 (Z，Z)m12na.计算中心距 ,,172.11mm 取172mm aa, ,2cosK,2.674 b.计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径 m(Z，Z)n12 β=arccos,13:50'56'' 2a=119.35mm d3 ZmZm 1n2n d,,74.16mmd,,269.84mm12 ,,coscos c.计算齿轮宽度 b,,，d,74.16mmd1 d.圆整齿轮宽度 B,80mm,B,75mm12 (2)低速级齿轮传动主要参数 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 K,2.548 a.选用圆柱斜齿传动 b.由《机械设计》P191表(10-1) 小齿轮为40Cr，调质处理，HBS=280 大齿轮为45号钢，调质处理，HBS=240，与小齿轮硬度相差40 Y,0.88, c.精度等级选8级精度 Z,21.89V3 d.初选小齿轮=20 Z 3Z,56.92V4 Y,2.721传动比=2.61 大齿轮==20×2.61=52.2 Z，iiZFA33224 Y,2.292FA4取=52 初选螺旋角β=14º Z4 Y,1.568SA3 2)按齿面接触强度设计 Y,1.721SA4 ,,550MpaFE3根据《机械设计》P203式(10-9)设计公式 ,,500MpaFE43 2KTZ,Z1u，2tHE3 ()d,,,t3K,0.90FN3,,,[]ud,H K,0.95FN4, 确定计算参数 a.初选载荷系数=1.6 Kt b.小齿轮传递的扭矩 6 P9.55，10，4.5963 T,9.55，10,,501366.808N,mm 3n87.433,[],353.57MpaF3 由《机械设计》P205表10-7, 取:齿宽系数=1 ,[,],339.29MpadF4 c.由资料《机械设计》P215图10-26 根据=20,=52查得: ZZ34 =0.74 =0.82 ,,a3a4 所以，端面重合度 ,,,，,,1.56aa3a4 d.根据β=14º,由《机械设计》图P217(10-30 ) 选取区域系数 =2.433 Z H e.由《机械设计》P201表10-6 查得材料的弹性影响系数Z= E Mpa189.8 f.由《机械设计》P209图10-21(d) 小齿轮的= 600 Mpa ,Hlim3 m,4 大齿轮的= 550 Mpa, Hlim4 Z,283g.由《机械设计》P206式(10-13)计算应力循环次数 Z,7348N,60njLh,60，87.43，1，(8，300，8),1.007，1031 8 1.007，107N,,3.858，104 2.61 h.由《机械设计》P207图10-19,查得:接触疲劳寿命系数=0.94 KHN3 =0.96 KHN4 i.计算接触疲劳许用应力 安全系数=1 所以 Sa,208mm H ,K3lim3HNH,564MPa= [,] H3SH ,13:47'43'',K,HNH4lim4,528MPa= [,]H4d,115.33mm S3H d,300.67mm4，,,,,,,564，528HH34许用接触应力=Mpa ,,546[,] H22 <1.23=1.23×528=649.44Mpa ,,,[,] HH4 b,115.33 取小，所以=546MPa ,,,HB,120mm 3 B,115mm, 设计计算 4 a.试算小齿轮分度圆直径, 由计算公式得 d3t 3 2,,2KTZZu，1tHE,3 ,,d,,,100.58mm t3,,,,,,,uHd,,, ，d，n,3t3t ,0.4604b.计算圆周速度 =m/s v3t60，1000 c.计算齿宽及模数bm tnt b,,，d,1，100.58,100.58mmtd3t d，cos,100.58，cos14:3t,,4.880 m, ntZ203 btd.计算齿高与齿高之比 ht h,2.25m,2.25，4.8796,10.979mm tt bt ,9.16 ht e.计算纵向重合度 ,, , ==0.318×1×20×tg14?=1.586 0.318,Ztg,,d30 f.计算载荷系数K 由《机械设计》P193表10-2,得 K,1.25A P194图10-8 (8级精度) K,1.04 V 取K=K=1.4 HaFa 由《机械设计》P196表10-4 ，按软齿面，8级精度，非对 称布置，=100.58, ,=1,得K,1.469 bdH,t bK,由P198图10-13 由=9.16， 1.469，查得1.4 K, F,H,h d,56mmmin故载荷系数 K= =1.25×1.04×1.4×1.469=2.674 KK,KKAVHaH, F,8362.52Ng.按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 t F,3134.12N r3KF,2053.30Nd,119.35mm= dat33Kt (3)按齿根弯曲强度设计 32 ,KTYYY2cosBFASA3由《机械设计》P201式(10-5)，m ,n2,,,Z,,d,F3K,1.5A , 确定计算参数 T,1885.77N,mmca a.计算载荷系数K,KKKK=1.25×1.04×1.4×1.4=2.548 AF,F,V b.小齿轮传递扭矩=501366.808N?mm T 3 c.根据纵向重合度 ,=1.586,从《机械设计》P217图10-28查得, 螺旋角影响系数Y =0.88 , ZZ34 ,21.89,56.92d.计算当量齿数= = ZZV3V433cos,cos, e.查取齿形系数:由《机械设计》P200表10-5得， =2.721 ，=2.292(差值法) YY FA3FA4 f.查取应力校正系数:由《机械设计》P200表10-5查得， =1.568,=1.721(差值法) YY SA3SA4 g.由《机械设计》P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度强度 极限=550MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ,,FE3FE4 h.由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 78，10 N,1.007，10N,3.85834L,170mm1 L,100mm K,0.90K,0.952FN3FN4 L,86mm3i.计算弯曲疲劳许用应力: 由《机械设计》取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由《机械设计》P205式(10-12)，得 K,FN3FE3,,,,353.57Mpa ,F3F,4495.98NSNH1 F,3866.54NNH2K,FN4FE4 ,,,,339.29Mpa,FM,308682.86N,mm4aS M,386654N,mmH1 YYFASAM,386654.28N,mmH2j.计算大、小齿轮的,并加以比较 ,,,F YYYY44FASAFA3SA3F,3108.69N ,0.01207 ,0.01163NV1,,,,,,FF34F,25.43NNV2 3M,310869N,mm2V1,2KTYcosYY,FASA3取大代入，得 m,,3.4467mmnM,2186.98N,mm2V2,,,,,Zd,F3 , 设计计算; dM,496126N,mmcos,31Z,,28.95 取=4 =119.35mm; md 3n3tmM,386660N,mmn2 取Z,28,Z,28,2.61,73.08,取Z,73 344 4)几何尺寸计算 ,,17.63Mpaca(，)ZZm34n a.计算中心距 mm 取208mm ,,208.18aa,,2cos b.计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径 m(Z，Z)n34β=arccos ,13:47'43'' 2a ZmZm 3n4nd,,115.33mmd,,300.67mm 34W,42187.5,,coscos W,84375,c.计算齿轮宽度 b,,，d,115.33mmd3 d.圆整齿轮宽度 B,120mm,B,115mm34 各齿轮参数 M,248063N,mm T,1257180N,mm轮号 分度圆直齿顶圆直齿根圆齿宽全齿齿顶齿根 ,,5.88Mpab径 径 直径 B 高h 高 高 ,,14.90MpaT高速级74.16 78.16 69.16 80 4.5 2 2.5 小齿轮 高速级269.84 273.84 264.84 75 4.5 2 2.5 ,,640MpaB大齿轮 ,,275Mpa ,1低速级115.33 123.33 105.33 120 9 4 5 ,,155Mpa,1 小齿轮 低速级300.67 308.67 290.67 115 9 4 5 ,,2.0,大齿轮 ,,1.4 , q,0.82, q,0.85四(减速器各轴结构设计 , K,1.821.低速轴的设计 , K,1.34, 已知:分度圆直径， d,300.67mmT,1257.18N,m44,,0.67,,,13:47'43'' ,,0.79, ,,,,0.89一(初步估算轴的直径: ,, 由《机械设计》P370表15-3选，则: A,110,,10q3 P d,A,55.958mm0 n 取: d,56mmmin 二(受力分析: K,2.84,1(计算作用在轴上的力: 2T2，1257180K,1.824,F,,,8362.52Ntd300.67 4 ,tgtg20:nF,F,,8362.52,,3134.12N rt coscos13:47'43'',,,0.15,F,F,tg,,8362.52,tg13:47'43'',2053.30N at,,0.08, 三(初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计: 1(选择联轴器型号: 联轴器计算转矩，查《机械设计》P351表14-1，T,K,TcaA3 查得， ，则，T,K,T,1.5,1257.18,1885.77N,mK,1.5caA4A 查课程设计书P159表16-4，选用HL5型弹性柱销联轴器，半 联轴器的孔径为60，半联轴器与轴配合的毂孔长度为: L,142mm，半联轴器长度。 L,107mm1 2(初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照 S,9.12ca，选择30314圆锥滚子轴承，其尺寸为d,70mm2 d，D，B,70，150，35a=30.6故 d,75mm,d,85mm,d,80mm,d,70mm3456 四(计算轴上的载荷 1) 由轴的初步结构作计算简图: W,51200 W,102400, M,248063N,mm ,,4.84Mpab T,1257180N,mm ,,12.28Mpa2)判断危险截面 T 参照《机械设计》P372图15-24 从应力集中来看截面?和? 应力集中最严重。但截面?不受扭矩作用而且轴径较大故不必校 核。因此轴只需较核截面?。 3)作出轴的计算简图 L,170mm,L,100mm,L,86mm123 (1)水平面 ,,,,0.89,, F,L 8362.52,100t3F,,,4495.98NK,3.70NH1,L，L100，8623K,2.99,F,L8362.52,86t2F,,,3866.54N NH2L，L100，8623 d300.674 M,F,,2053.3,,308682.86N,mmaa22 M,F,L,3866.54,100,386654N,mmH1NH12 M,F,L,4495.98,86,386654.28N,mm H2NH23 (2)垂直面 (F,L，M)3134.12,86，308682.86r3aF,,,3108.69NNV1 L，L100，8623 (F,L,M)3134.12,100,308682.86r2aF,,,25.43N NV2 L，L100，8623 S,7.25caM,F,L,3108.69,100,310869N,mmV1NV12 M,F,L,25.43,86,2186.98N,mmV2NV23 (3)总弯矩 2222 M,M，M,310869，386654,496126N,mmVH111 2222M,M，M,2186.98，386654.28,386660N,mmVH222 (4)按弯扭合成应力较核轴的强度 2222 M,M，(T),496126，(0.6，1257180),ca1 ,902840.83N,mm M902840.83 d,25mmcamin ,,,,17.63Mpaca3W0.1，80 ? ,,,[][,],60MPaca,1,1 ?该轴的强度合格。 F,3847.09Nt F,1442.15N r(5)精确较核轴的疲劳强度 F,948.42Naa.危险截面左侧 33 W,0.1d,0.1，75,42187.5 抗弯截面系数 33 抗扭截面系数 W,0.2d,0.2，75,84375, 截面上的弯矩 100,50 M,496162，,248063N,mm100 T,1257180N,mm 截面上的扭矩 M248063 截面上的弯曲应力 ,,,,5.88MPabW42187.5 T1257180,,,,14.90MPa 截面上的扭转应力 T W84375T 轴的材料为45号钢, 调质处理，由资料[1]p362,表15-1查得 , , ,,640MPa,,275MPa,,155MPaB,1,1 ,, 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 ,, r2.0D80L,182mm ? , ,,0.027,,1.071d75d75L,100mm 2 ?根据《机械设计》P41附图3-1，用插值法求得 ,,2.0L,70mm,3 F,1584.10NNH1 ,,1.4,F,2262.99NNH2 M,35167.41N,mm 轴的材料的敏感系数为 0.82 q,0.85q,a,, M,158410N,mmH1 ?有效应力集中系数为 M,158409.3N,mmH2 ，， k,1，q(,,1),1，0.822.0,1,1.82,,, k,1，q(,,1),1，0.85(1.4,1),1.34,,, 由附图3-2，得尺寸系数0.67 尺寸系数0.79 ,,,,,, 轴按磨削加工,表面质量系数为 ,,,,0.89,, F,800.69NNV1 轴未经表面强化处理, 强化系数为 ,,1 qF,641.46NNV2 M,80069N,mm 综合系数值为: V1 M,44902.2N,mmV2 k11.821,,，,1,，,1,2.84K , ,,0.670.89,, k11.341,M,177495.84N,mm1,，,1,，,1,1.82K ,,,0.790.89,,M,164650.28N,mm2 材料的特性系数 0.1~0.2 ,取 ,取 ,,0.15,,0.05~0.1,,0.08,, ,,,, 计算安全系数值: Sca ,275,1s,,,16.47 , ,,21.62Mpak,,,，2.84，5.88，0.15，0ca,,am ,155,1 s,,,10.95 ,14.9014.90k,，,,,a,m 1.82，，0.08，22 SS16.47，10.95,,S,,,9.12,S,1.5 ca 222216.47，10.95S，S,, 故可知轴安全。 b.危险截面右侧 33W,0.1d,0.1，80,51200 抗弯截面系数 3 d,45mm3minW,0.2d,0.2，80,102400 抗扭截面系数 , M,248063N,mm 截面上的弯矩 M248063 截面上的弯曲应力 ,,,,4.84MPa bW51200 T,1257180N,mm 截面上的扭矩 T1257180F,3716.05Nt2,,,,12.28MPa 截面上的扭转应力 TW102400F,8694.53N,t3 F,1393.03Nr2 截面上过盈配一值, 取个 F,3258.55Nr3kk,,F,916.11N,3.58,0.8，3.58,2.864 , a2,,,,F,2134.82Na3 轴按磨削加工,表面质量系数为 ,,,,0.89,, 故综合系数值为: k11,,，,1,3.58，,1,3.70K , ,,0.89,, k11,,，,1,2.864，,1,2.99K , ,,0.89,, 计算安全系数值: Sca ,275,1s,,,15.36 , k,,,，3.7，4.84，0,,am ,155,1s,,,8.22 , 12.2812.28k,,,，,a,m2.99，，0.08， 22 SS15.36，8.22,, S,,,7.25,1.5 ca222215.36，8.22 SS，,, 故可知轴安全。 2.高速轴的设计 一(初步估算轴的直径: 由《机械设计》P370表15-3选，则: A,1000 3P d,A,24.63mm0n 取: d,25mmmin 二(受力分析: 1(计算作用在轴上的力: 2T2，142650F,5599.32N1NH1F,,,3847.09Ntd74.16F,6811.26N1NH2 ,tgtg20:M,123601.56N,mmna2 F,F,,3847.09,,1442.15N rtcoscos13:50'56''M,123104.39N,mm,a3 F,F,tg,,3847.09,tg13:50'56'',948.42NM,347157.84atH2左三(初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计: M,347157.45H2右1(初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照M,544901.19H3左，选择30306圆锥滚子轴承，其尺寸为d,30mmM,544900.8H3右d，D，B,30，72，19a=15故 d,25mm,d,30mm,d,38mm,d,45mm,d,38mm,d,30mm123456 四(计算轴上的载荷 1) 由轴的初步结构作计算简图: F,3097.65NNV1 F,1554.00NNV2 M,192054.3V2左 M,68452.74V2右2)判断危险截面 M,124320V3右参照《机械设计》P372图15-24 从应力集中来看截面?和?M,247424.39V3左应力集中最严重。但截面?不受扭矩作用而且轴径较大故不必校 核。因此轴只需较核截面?。 3)作出轴的计算简图 L,182mm,L,100mm,L,70mm 123 M,598444.76max(1)水平面 F,Lt3F,,1584.10N HN1L，L23 F,Lt2 F,,2262.99NNH2L，L 23 d74.161 M,F,,948.42,,35167.41N,mmaa 22 M,F,L,1584.10,100,158410N,mmH1NH12 ,,40.26MpacaM,F,L,2262.99,70,158409.3N,mmH2NH23 (2)垂直面 (F,L，M)1442.15,70，35167.41 r3aF,,,800.69NNV1 L，L17023 (F,L,M)1442.15,100,35167.41r2aF,,,641.46N NV2 L，L17023 M,F,L,800.69,100,80069N,mmV1NV12 M,F,L,641.46,70,44902.2N,mmV2NV23 (3)总弯矩 2222=55800N CrM,M，M,80069，158410,177495.84N,mmVH111 e=0.31 2222M,M，M,44902.2，158409.3,164650.28N,mmVH222 f,1.2p (4)按弯扭合成应力较核轴的强度 2222M,M，(T),177495.84，(0.6，142650),ca1 ,197054.36N,mm M197054.36ca ,,,,21.62Mpaca3 W0.1，45 ? ,,,[][,],60MPaca,1,1 ?该轴的强度合格。 F,1774.96Nr1 F,2352.15Nr2 3.中间轴的设计 一(初步估算轴的直径: 由《机械设计》P370表15-3选，则: A,1180 3F,550.24Nd1P d,A,44.18mmF,729.17N0d2n 取: ，已知 d,45mmT,501.37N,mmin2 F,1677.59Na1二(受力分析: F,729.17N1(计算作用在轴上的力: a2 2TP,4676.89N2，50137012F,,,3716.05N t2d269.84P,2822.58N22 2T2，501370 2F,,,8694.53Nt3 d115.333 , tgtg20:nF,F,,3716.05,,1393.03N r2t2 ,coscos13:50'56'' ,tgtg20:nF,F,,8694.53,,3258.55N r3t3coscos13:47'43'', L,88456.53hh,F,F,tg,916.11Na2t2 F,F,tg,,2134.82N a3t3 三(初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计: 1(初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照 d,50mm，选择30310圆锥滚子轴承，其尺寸为 d，D，B,50，110，27a=23故 d,50mm,d,56mm,d,63mm,d,56mm,d,50mm12345 四(计算轴上的载荷 1) 由轴的初步结构作计算简图: ,,,,100MP pa l,42mm k,3.5mm 2)判断危险截面 参照《机械设计》P372图15-24 从应力集中来看截面II和? ,,77.6Mpa应力集中最严重。 3)作出轴的计算简图 L,62mm,L,40mm,L,65mm,L,80mm1234 (1)水平面 ,,,,100MP pa F,L，F,(L，L，L)t34t2234F,,5599.32Nl,56mmNH1L，L，L，L 1234k,4.5mmF,L，F,(L，L，L)t21t3123F,,6811.26N NH2L，L，L，L1234 d269.842 M,F,,916.11,,123601.56N,mma2a222,,25.16Mpa d115.333 M,F,,2134.82,,123104.39N,mma3a322 M,F,L,5599.32,62,347157.84N,mm NH11H2左 M,F,(L，L，L),F,(L，L),347157.45N,mmNH2234t323H2右 ()M,F,L，L，L,F,(L，L),544901.19N,mmNH1123t223H3左 M,FL,6811.26,80,544900.8N,mmNH2,4H3右 (2)垂直面 F,L，F,(L，L，L)，M，Mr34r2234a2a3 F,,3097.65NNV1L，L，L，L1234 F,(L，L，L)，F,L,M,M r3123r21a2a3F,,1554.00NNV2L，L，L，L 1234 l,47mmM,F,L,3097.65,62,192054.3N,mmNV11V2左 k,5mmM,M,M,192054.3,123601.56,68452.74N,mma2V2右V2左 M,F,L,1554.00,80,124320N,mmNV24V3右 M,M，M,124320，123104.39,247424.39N,mma3V3右V3左 ,,77.58Mpa (3)总弯矩 22 M,M，MmaxVH3左3左 22,247424.39，544901.19,598444.76N,mm (4)按弯扭合成应力较核轴的强度 2222M,M，(T),598444.76，(0.6,501370),[,],90MPa camax p,669798.482N,mm l,84mmM669798.482 ca ,,,,40.26Mpaca3k,5mmW0.1，55 ? ,,,[] [,],60MPaca,1,1 ?该轴的强度合格。 ,,43.41Mpa 五(轴承与键的选择与校核 一、轴承的校核 高速轴轴承的寿命验算 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年(年工作 ,,100Mpa ,,p日为300天)。单班制工作 选择30306轴承,=55800N，e=0.31，=1.2 fCprl,78mm F,800.69NF,1584.10Nk,7mmNV1NH1 F,2262.99NF,641.46NNH2NV2 1(求两轴承受到的径向载荷 FF&,,57.56Mpa rr12 ,,,,125Mpa p22F,F，F,1774.96N rNVNH111 22F,F，F,2352.15NrNVNH222l,82mm 2(求两轴承受到的径向载荷 FF&k,5.5mmdd12 Fd,e，Fr,550.24N11 Fd,e，Fr,729.17N22,,92.92Mpa 因为，所以左端被压紧。 FFF，,daed21 F,Fd，F,1677.59Na12ae F,F,729.17N a2d2 3、求两轴承的当量动载荷 PP&12 Fa1 ？,0.95,e？P,f(0.4,F，1.9,F),4676.89N 1pr1a1F r1 F a2,0.31,e？P,f,F,2822.58N 2pr2 Fr2 4(验算轴承的寿命 因为，所以按左端轴承的受力大小验算; PP,12 6610C1055800 33 L,(),(),88456.53hh 60nP60，3204676.89 按每天工作8小时，一年工作300天算，寿命为36年 故所选轴承可满足寿命要求。 二(键的选择与校核 1)高速轴: 键一(与V带轮连接) a. 选择键的类型与尺寸 选用单圆头普通平键，C类键 轴的材料为45钢 查《机械设 计》P106表6-2，得 3 V,10931.692cmmin,,,,100MP pa 键的工作长度l，键与轮毂槽的接触高度k k,0.5h,0.5，7,3.5mm l,L,b,50,8,42mm b. 校核键连接的强度 3 T,142.65，10N,mm1 32T2，142.65，101,,,,77.6Mpa,,,,,100MP pakld3.5，42，25 ?键联接挤压强度满足 键二(与高速小齿轮连接) c. 选择键的类型与尺寸 选用单圆头普通平键，A类键 轴的材料为45钢 查《机械设 计》P106表6-2，得 ,,,,100MP pa 键的工作长度l，键与轮毂槽的接触高度k k,0.5h,0.5，9,4.5mm l,L,b,70,14,56mm d. 校核键连接的强度 3 T,142.65，10N,mm1 32T2，142.65，101,,,,25.16Mpa,,,,,100MP pakld4.5，56，45 ?键联接挤压强度满足 2)中间轴 键一(与高速轴大齿轮连接) a.选择键的类型和尺寸 选用圆头普通平键,A型键，轴的材料为45号钢, [,],100MPa查《机械设计》P106表6-2, 取 p 键的工作长度l,键与轮毂槽的接触高度k l,L,b,63,16,47mm k,0.5h,0.5，10,5mm b.校核键联接的强度 332T，102，501.37，102,,,,,,77.58Mpa,, pkld5，47，55 ?该键满足强度要求。 键二(与低速小齿轮连接) a.选择键的类型和尺寸 选用圆头普通平键,A型键，轴的材料为45号钢, 查《机械设计》P106表6-2, 取 [,],90MPap 键的工作长度l,键与轮毂槽的接触高度k l,L,b,100,16,84mm k,0.5h,0.5，10,5mm b.校核键联接的强度 332T，102，501.37，102,,,,,,43.41MPa,, pkld5，84，55 ?该键满足强度要求。 3)低速轴 键一 (与低速大齿轮连接) a. 选择键的类型和尺寸 选用圆头普通平键,A型键，轴的材料为45号钢, 查《机械设计》P106表6-2, 取 100Mpa ,,,,p 键的工作长度l,键与轮毂槽的接触高度k l,L,b,100,22,78mm k,0.5h,7mm b.校核键联接的强度 332T，102，1257.18，103,,,,,,57.56Mpa,, pkld7，78，80 ?该键满足强度要求 键二(与联轴器联结) a.选择键的类型和尺寸 选用圆头普通平键, A型键，轴的材料为45号钢, 查<机械设计》 P106表6-2, 取,, 125Mpa ,,p 键的工作长度l,键与轮毂槽的接触高度k l,L,b,100,18,82mm k,0.5h,5.5mm b.校核键联接的强度 332T，102，1257.18，103,,,,,,92.92Mpa ,, pkld5.5，82，60 ?该键满足强度要求 六(润滑与密封 1.润滑油牌号及油量计算 由《机械设计》P234表10-11，选择牌号220，运动粘度为220V、est的润滑剂。 2 油量计算 3cm以每传递1KW功率所需油量为350--700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量 3cm为700--1400 实际储油量: 由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm;低速 11大齿轮浸油深度在齿轮半径;大齿轮齿顶距箱底距离大于(,,)63 30—50mm的要求得:(设计值为50) d11300.674,，50,，，50,75.06mm最低油深: 6262 d11300.674,，50,，，50,100.11mm最高油深: 3232 箱体内壁总长:L=665.02mm 箱体内壁总宽:b=219mm 3 V,75.06，665.02，219,10931.692cmmin 可见箱体有足够的储油量. 2. 滚动轴承的润滑 采用油润滑 七、减速器的箱体及其附件 (1)箱体 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 箱体主要结构尺寸 名称 数值(mm) 箱座壁厚 δ=8 箱盖壁厚 δ=8 1 b=12 箱体凸缘厚度 b=12 1 b=20 2 m=6.8 加强肋厚 m=6.8 1 地脚螺钉直径 d=19.488M20 f 地脚螺钉数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d=14.62选用M16 1 箱盖、箱座联接螺栓直径 d=9.74选用M10 2 观察孔盖螺钉直径 d=5.85M8 4 d26 f d、d、d至箱外壁距离 d C= 22 f1211 d 18 2 d 24 fd、d、d至凸缘边缘的距离 C= f122d 20 1 d 14 2 轴承旁凸台半径R1 R1=C2=22 凸台高度 97mm 外箱壁至轴承端盖距离l1 42 大齿轮顶圆与内壁距离 10 齿轮端面与内机壁距离 10 (2)主要附件 1.窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔,大小以手可以伸进为宜。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 2.通气器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大。为避免由此 引起的密封部位的密封性下降，造成润滑油泄漏，在视孔盖上设有通 气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，保持箱体内压力正常，从而保证箱体的密封性。 3.油面指示器 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位，可以及时加泄润滑油。 4.定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 5.起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为 搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。 6.启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。 7.放油孔及螺塞 为排出油污，箱座底部常有倾斜，在底面较低处设有放油孔并用放油螺塞和密封垫圈进行密封。此外，在最低处作有一定斜度，以便于放油。 小结 让人绞尽脑汁的机械设计课程设计终于结束了，在本次课程设计中，我体会最深的就是在设计环节中每个不起眼的数字就可能使你一切的努力与功劳白费，因为在设计中，数据与数据之间往往都是环环相扣，一旦原始的数据算错了，那么接下来的所有数据都有可能是错的，所以在本次设计中，这使我费劲了脑汁，保证每个数据的正确性。 此外，让我感受最深的是对于机械领域的知识的缺乏，回想起本次课程设计，要不是依靠着参考书，以前学过的关于机械设计方面的知识几乎都已经忘得差不多了，这使我感觉很对不起辛辛苦苦教我们的老师，我们把他们教我们的又还给了他们还不是消化为自己的知识。当然也正是因为本次课程设计给我们敲响了警钟，对于以前学过的知识一定要去复习和掌握，彻底转化为自己的知识。 在课程设计中，一方面是进行大量的数字计算及校核检验，另一方面则是进行电脑CAD的绘制，因为CAD是很早就学习的课程，所以起先都忘记的差不多了，后来通过熟悉，慢慢的就习惯了。虽然，数据的计算确实很累，但是从中我们学到了很多以前忘记的知 识，虽然原先的数据被一次次的推翻，但是我们是不会被打败的，因为我们学的是机械，所以我们要勇敢的面对挑战。 看着一叠叠厚厚的说明书以及几张很 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 的CAD图，心里不由得自豪起来，毕竟这些都是自己亲手完成的，是通过自己无数次的计算与检验能到的。此外，老师的帮助也是功不可没的，正是因为有了他们的指点，才能让我们省去了很多无谓的计算，为我们节省了很多时间。 通过本次的课程设计，使我对机械行业更加的感兴趣，同时也让我懂得了只有认真努力的做好每一件事，才能能够该有的回报。才能在未来的道路上使自己立于不败之地。 九.参考文献 (1)濮良贵、纪名刚 主编 《机械设计》第八版 高等教育出版社 2006; (2)王洪 刘扬 主编 《机械设计 课程设计》 北京交通大学出版社 2010 (3) 陆玉 主编 《机械设计 课程设计》第四版 机械工业出版社 2009 (4)孙恒，陈作模，葛文杰 主编 《机械原理》第七版 高等教育出版社