帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置

蘭州交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書課題620N.m帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算姓名專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)及其自動(dòng)化班級設(shè)計(jì)任務(wù)本題目要求完成620N.m帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置全部零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，利用AutoCAD繪出施工圖，利用Solidworks完成全部零部件的造型設(shè)計(jì)，對主要受力零件進(jìn)行受力分析，并完成相關(guān)內(nèi)容的論文。620N.m帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)技術(shù)參數(shù)為：帶式輸送機(jī)工作轉(zhuǎn)矩：620N.m運(yùn)輸帶工作速度：0.85m/s卷筒直徑：370mm工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%設(shè)計(jì)要求指導(dǎo)教師簽字系主任簽字主管院長簽章二、電動(dòng)機(jī)的選擇1、按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V,Y型。2、計(jì)算功率=Fv/1000===3.1Kw系統(tǒng)的傳動(dòng)效率機(jī)構(gòu)V帶傳動(dòng)齒輪傳動(dòng)滾動(dòng)軸承（一對）聯(lián)軸器卷筒傳動(dòng)效率0.900.980.980.990.96符號所以：＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82其中齒輪為8級精度等級油潤滑所以Pd=Pw/η＝3.8kw確定轉(zhuǎn)速圏筒工作轉(zhuǎn)速＝==47.77轉(zhuǎn)二級減速器的傳動(dòng)比為7.150（調(diào)質(zhì)）所以電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍339.42390通過比較，選擇型號為Y132S-4其主要參數(shù)如下：電動(dòng)機(jī)額定功率P電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm電動(dòng)機(jī)伸出端直徑電動(dòng)機(jī)伸出端安裝長度5.5kw1440(r.min-1)38m80mm三、傳動(dòng)比的分配及轉(zhuǎn)動(dòng)校核總的轉(zhuǎn)動(dòng)比:i===30.1選擇帶輪傳動(dòng)比i1=3，一級齒輪傳動(dòng)比i2=3.7,二級齒輪傳動(dòng)比i3=2.97、由于電動(dòng)帶式運(yùn)輸機(jī)屬通用機(jī)械，故應(yīng)以電動(dòng)機(jī)的額定功率作為設(shè)計(jì)功率，用以計(jì)算傳動(dòng)裝置中各軸的功率。0軸（電動(dòng)機(jī)）輸入功率：=5.5kw1軸（高速軸）輸入功率：=5.50.92=5.06kw2軸（中間軸）的輸入功率：=5.50.920.980.98×=4.86kw3軸（低速軸）的輸入功率：=5.50.92=4.62kw4軸（滾筒軸）的輸入功率:=5.50.920.99×0.96=4.484kw8、各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計(jì)算：0軸（電動(dòng)機(jī)）的輸入轉(zhuǎn)矩：==36.47Nmm1軸（高速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：==100.67Nmm2軸（中間軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：==357.66Nmm3軸（低速軸）的輸入轉(zhuǎn)矩：==986.38Nmm4軸（滾筒軸）的輸入轉(zhuǎn)矩:==957.35Nmm軸編號名稱轉(zhuǎn)速/(r/min)轉(zhuǎn)矩/(N.mm)功率/KW=1\*ROMANI電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸14403.647×5.5=2\*ROMANII高速軸4801.0067×5.06=3\*ROMANIII中間軸129.733.5766×4.86=4\*ROMANIV低速軸44.739.8638×4.62=5\*ROMANV卷筒軸44.739.5735×4.484四、三角帶的傳動(dòng)設(shè)計(jì)確定計(jì)算功功率由[課]表8-6查得工作情況系數(shù)=1.2，故=1.25.5=6.6kw2.選取窄V帶類型根據(jù)由[課]圖8-9確定選用SPZ型。3．確定帶輪基準(zhǔn)直徑由[2]表8-3和表8-7取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=80mm根據(jù)[2]式（8-15），從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑。=380=240mm根據(jù)[2]表8-7取=250mm按[2]式（8-13）驗(yàn)算帶的速度==6.29m/s<25m/s帶的速度合適4．確定窄V帶的基準(zhǔn)長度和傳動(dòng)中心距根據(jù)0.7（+）<<2（+），初步確定中心距=500mm根據(jù)[2]式（8-20）計(jì)算帶的基準(zhǔn)長度2+（+）+=2500+（250+80）+=1532.55mm由[2]表8-2選帶的基準(zhǔn)長度=1600mm按[2]式（8-12）計(jì)算實(shí)際中心距+=400+=533.73mm5.演算主動(dòng)輪上的包角由[2]式（8-6）得+=+=>主動(dòng)輪上的包角合適6．計(jì)算窄V帶的根數(shù)由=1440r/min=80mm=3查[課]表8-5c和[課]表8-5d得=1.60kw=0.22kw查[課]表8-8得=0.95=0.99，則==3.856取=4根。7．計(jì)算預(yù)緊力查[課]表8-4得=0.065Kg/m,故=550.3N8．計(jì)算作用在軸上的壓軸力==4346.38N9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)略。五、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)㈠高速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS.減速器采用圓柱斜齒輪傳動(dòng)，螺旋角初選為=14°初選小齒輪齒數(shù)為2。那么大齒輪齒數(shù)為81。3、由于減速器采用閉式傳動(dòng)，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)公式：≥確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,,=0.765,,=0.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齒寬系數(shù)＝1.0。查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限：＝560MPa.由計(jì)算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：＝60×480×1×（2×8×8×300）＝2.76×==4.38×再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94,=1.05.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。=0.94×590=554.6Mpa=1.05×560=588Mpa=571.3MPa4、計(jì)算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得：≥53.87mm=199.32mm計(jì)算小齒輪圓周速度：v＝=1.35m/s計(jì)算齒寬b及模數(shù)m.b=齒高:h==2.25×2.376=5.346mm=10.08計(jì)算縱向重合度：＝0.318×1×22×tan14°＝1.744計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1已知V＝1.35m/s7級齒輪精度，由表查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.05由表查得：的計(jì)算公式：＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×53.87＝1.42再由表查的：=1.33,=1.2公式：=1×1.2×1.05×1.42=1.789再按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得分度院圓直徑：=55.91mm計(jì)算模數(shù)：==2.466mm5、再按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)：設(shè)計(jì)公式：確定計(jì)算參數(shù)：計(jì)算載荷系數(shù)：=1×1.05×1.2×1.33=1.676根據(jù)縱向重合度：＝1.744，從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)：=24.82=86.87由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.63,=2.206查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.588，=1.777再由表查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝500MPa,大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限＝380MPa再由表查得彎曲疲勞系數(shù)：=0.85,=0.9計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：S=1.35 ==314.8Mpa ==253.3MPa計(jì)算大，小齒輪的，并加以比較：=0.01327=0.0155大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪=0.0155設(shè)計(jì)計(jì)算：對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強(qiáng)度，但為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得分度圓直徑=53.87mm來計(jì)算齒數(shù)：==26.1取＝26則=976、幾何尺寸計(jì)算：計(jì)算中心距：將中心距圓整為：127mm按圓整后中心距修正螺旋角：因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：=53.69mm=200.3mm計(jì)算齒輪寬度：=1×53.69=53.69mm取=54mm,=60mm8、高速級齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角αn20o螺旋角β14.4o分度圓直徑d153.69d2200.3齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×57.69da2=d2+2ha*mn=200.3+2×204.3齒根圓直徑df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×248.69df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ）127=2×(22+81)/（2cos14.4o）齒寬b2=b54b1=b2+(5～10)mm603、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。代號結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式結(jié)果/mm輪轂處直徑D1D1=1.6d=1.6×4572輪轂軸向長LL=(1.2～1.5)d≥B54倒角尺寸nn=0.5mn1齒根圓處厚度σ0σ0=(2.5～4)mn8腹板最大直徑D0D0=df2－2σ0216板孔分布圓直徑D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直徑d1d1=0.25(D0－D1)35腹板厚CC=0.3b218（二）、低速齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)1、已知＝129.73r/min2、選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS.減速器采用圓柱斜齒輪傳動(dòng)，螺旋角初選為=14°初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)為81。3、由于減速器采用閉式傳動(dòng)，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)公式：≥確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768,,==0.945=0.789+0.945=1.713選齒寬系數(shù)＝1.0。查表得：材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限＝590MPa，大齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限：＝560MPa.由計(jì)算公式：N=算出循環(huán)次數(shù)：＝60×129.73×1×（2×8×8×300）＝2.99×=1×再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90,=0.95.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1,失效概率1％。=0.90×590=531Mpa=0.95×560=532Mpa=531.5MPa4、計(jì)算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得：≥87.86mm計(jì)算小齒輪圓周速度：v＝=0.596m/s計(jì)算齒寬b及模數(shù)m.b=mm齒高:h==2.25×3.04=6.85mm =12.83計(jì)算縱向重合度：＝0.318×1×28×tan14°＝2.22計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1已知V＝0.596m/s，7級齒輪精度，由表查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.03由表查得：的計(jì)算公式：＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×87.86＝1.428再由[課]表10－3查的：=1.33,=1.2公式：=1×1.03×1.428×1.2=1.765再按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑：=90.78mm計(jì)算模數(shù)：==3.146mm5、再按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)：設(shè)計(jì)公式：確定計(jì)算參數(shù)：計(jì)算載荷系數(shù)：=1×1.03×1.2×1.33=1.644根據(jù)縱向重合度：＝2.22，從[課]圖10－28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)：=31.59=91.38再由[課]表10－5查取齒形系數(shù)=2.505,=2.20查取應(yīng)力校正系數(shù)=1.63，=1.781計(jì)算大，小齒輪的，并加以比較：=0.00769=0.00737小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪=0.00737設(shè)計(jì)計(jì)算：mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=2mm，既滿足彎曲強(qiáng)度，但為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得分度圓直徑=90.78mm來計(jì)算齒數(shù)：==44.04?。?4得＝1276、幾何尺寸計(jì)算：計(jì)算中心距：將中心距圓整為：177mm按圓整后中心距修正螺旋角：因的值改變不大，故參數(shù)等不必修正。計(jì)算大小齒輪分度圓直徑：=90.56mm=263.44mm計(jì)算齒輪寬度：=1×90.56=90.56mm取=90mm,=95mm7、低數(shù)級齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm面基數(shù)mn2面壓力角αn20o螺旋角β13.7o分度圓直徑d390.56d4263.44齒頂圓直徑da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2267.44齒根圓直徑df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×285.56df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2258.44中心距a=mn(Z1+Z2)/2cosβ177齒寬b2=b90b1=b2+(5～10)mm95六、軸的設(shè)計(jì)（一）、高速軸的設(shè)計(jì)1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。2、按切應(yīng)力估算軸徑由表15—3查得，取A0=106軸伸出段直徑d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm取d1=32mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)、劃分軸段軸伸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段d4,d6;齒輪軸段。2)、確定各軸段的直徑由于軸伸直徑比強(qiáng)度計(jì)算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應(yīng)盡可能從較小值增加，因此，取d2=34mm，選擇滾動(dòng)軸承30207，軸頸直徑d3=d7=35齒輪段尺寸。分度圓直徑d=53.69da=57.69 df=48.693)、定各軸段的軸向長度。由中間軸的設(shè)計(jì)知軸長L＝253.5+伸出端的長度由帶輪厚度確定＝（1.5－2）d,取＝64mm選取軸向長度為20＝（2030）其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。AC=57mmCD=170mmAB=227mm(2)、繪軸的受力圖。(3)、計(jì)算軸上的作用力：Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5N Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401N Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4o=957N(4)、計(jì)算支反力繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227=(1401×70+957×27)227=1163N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2]227=(1401×57-975×27)227=238N校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ=238+1163-1401=0計(jì)算無誤同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=3728.5×170/227=2792由ΣMAy=0，得RBY=3728.5×5/227=936N校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft1=936+2792--3728=0計(jì)算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左=RAZ×57=66291Nmm MCZ右=RBZ×170=40460Nmm MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm(6)、合成彎矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=100670Nmm(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×100670=58389NmmC處：M′C左=MC左=159144 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279(9)、校核軸徑。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.1×55)1/3=31mm＜43mm強(qiáng)度足夠。(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表6—2查出鍵長：L=45；（二）、中間軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料。因中間軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表15—1查得：硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa抗拉強(qiáng)度極限：δβ=640MPa屈服強(qiáng)度極限：δs=355MPa彎曲疲勞極限：b-1=275MPa剪切疲勞極限：τ-1=155MPa許用彎曲應(yīng)力：[b-1]=60MPa2、軸的初步估算根據(jù)表15—3，取A0=112d≥=112=37.46mm考慮該處軸徑應(yīng)當(dāng)大于高速級軸頸處直徑，取D1=dmin=403、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、各軸段直徑的確定。初選滾動(dòng)軸承，代號為30208.軸頸直徑d1=d5=dmin=40mm.齒輪2處軸頭直徑d2=45mm齒輪2定位軸角厚度。hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm該處直徑d2=54齒輪3的直徑：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm由軸承表5—11查出軸承的安裝尺寸d4=49(2)、各軸段軸向長度的確定。軸承寬度B=19.75mm,兩齒輪端面間的距離△4=10mm其余的如圖4、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。AC=57mmCD=88mmCB=72mmAD=217mm(2)、繪軸的受力圖。(3)、計(jì)算軸上的作用力：齒輪2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N齒輪3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N(4)、計(jì)算支反力繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217=(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959)217=833N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57]217=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57)217=2450N校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ=833+2959-1342-2450=0計(jì)算無誤同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N由ΣMAy=0，得RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0計(jì)算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2=833×57－917×100.15=-48522NmmD處彎矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2 =2450×72+1926×45.26=263609Nmm MDZ右=RBZ×72=176400水平面彎矩圖。MCY=RAY×57=5449×57=283348NmmMDY=RBy×72=6021×72433512Nmm(6)、合成彎矩處：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD處：MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右=(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=533660Nmm(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×533660=309523NmmC處：M′C左=MC左=286640 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428D處：M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M′D右=M2D右=468027Nmm(9)、校核軸徑。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.1×55)1/3=42.5mm＜4強(qiáng)度足夠。D剖面：dD=(M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.1×55)1/3 =46.7mm＜85.56mm(齒根圓直徑)強(qiáng)度足夠。(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)；由表6—2查出鍵長：L=45；(11)中間軸的精確校核：對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度和應(yīng)力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危險(xiǎn)段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由II斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就對II處進(jìn)行校核。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由手冊查得：。由手冊查得：Ⅰ剖面的安全系數(shù)：抗彎斷面系數(shù)：抗扭斷面系數(shù)：彎曲應(yīng)力幅：彎曲平均應(yīng)力扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：平均切應(yīng)力：鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.92，尺寸系數(shù)剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算：剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算，由齒輪計(jì)算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù)綜合安全系數(shù)：所以具有足夠的強(qiáng)度。（三）、低速軸的設(shè)計(jì)1、軸的材料與齒輪4的材料相同為45鋼調(diào)質(zhì)。2、按切應(yīng)力計(jì)算軸徑。由表15—3查得，取A0=112軸伸出段直徑d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取d1=50mm,則軸孔長度L1=84mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)、劃分軸段d1;過密封圓處軸段d2;軸頸d3,d8;軸承安裝定位軸段d4；軸身d5,d7；軸頭d6。2)、確定各軸段直徑。取d2=52mm選擇滾動(dòng)軸承30211，軸頸直徑d3=d8=55mm.，軸承寬22.754、按許用彎曲應(yīng)力校核軸。(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。AC=67mmCB=141mmAB=208mm(2)、繪軸的受力圖。(3)、計(jì)算軸上的作用力：Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805N Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7o=684N(4)、計(jì)算支反力繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208=2335N同理：ΣMAZ=0,得RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2]208=470N校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ=4708+2335-2805=0計(jì)算無誤同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=7488×141/2208=5076由ΣMAy=0，得RBY=7488×67/208=2412N校核：ΣZ=RAY+RBY－Ft1=2412+5076--7488=0計(jì)算無誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。C處彎矩：MCZ左=RAZ×67=156445Nmm MCZ右=RBZ×141=340374Nmm MCY=RAY×67=340092Nmm(6)、合成彎矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右=(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。T2=986380Nmm(8)、計(jì)算當(dāng)量彎矩應(yīng)力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58αT2=0.58×986380=572100NmmC處：M′C左=MC左=374614 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826(9)、校核軸徑。C剖面：dC=(M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.1×55)1/3=50mm＜62mm強(qiáng)度足夠。(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表6—1查出鍵槽尺寸：b×h=18×11由表6—2查出鍵長：L=70；七、滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算（一）中間滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算選用的軸承型號為30208由表9－16查得Cr=59.8kN,=42.8kNe=0.371、作用在軸承上的負(fù)荷。1)、徑向負(fù)荷A處軸承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512NB處軸承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N2)、軸向負(fù)荷3)、軸承受力簡圖。外部軸向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N從最不利受力情況考慮FA指向B處軸承，如上圖所示。軸承內(nèi)作軸向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ軸承Ⅱ被壓緊，為緊端，故FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N2、計(jì)算當(dāng)量功負(fù)荷。Ⅰ軸承，F(xiàn)aⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[課]表13-5，е=0.42FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0動(dòng)載荷系數(shù)fp=1.1當(dāng)量動(dòng)載荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063NⅡ軸承：FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44，X2=0.44，Y2=1.26當(dāng)量功載荷PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048) =7371N3、驗(yàn)算軸承壽命因PrⅠ＜PrⅡ,故只需驗(yàn)算Ⅱ軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：8×300×16=38400h軸承實(shí)際壽命Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3=128554h＞38400具有足夠使用壽命。4、軸承靜負(fù)荷計(jì)算經(jīng)計(jì)算，滿足要求；計(jì)算過程略。經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求八、平鍵聯(lián)接的選用和計(jì)算1、中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運(yùn)用及計(jì)算。由前面軸的設(shè)計(jì)已知本處軸徑為：d2=45由表6—1選擇鍵14×9×50鍵的接觸長度L=d2－b=50－14=36,接觸度h′=h/2=9/2=4.5mm由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[δp]=120MPaδp=2T2/d2lh′=(2×357.66×103)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP]鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠2、低速軸與齒輪4的鍵聯(lián)接選用及計(jì)算。由前面軸的設(shè)計(jì)已知本處軸徑為：d4=62由表6—1選擇鍵18×11×70鍵的接觸長度L=d2－b=70－18=52,接觸度h′=h/2=11/2=5.5mm由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[δp]=120MPaδp=2T2/d2lh′=(2×986.38×103)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP]鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠九．聯(lián)軸器的選擇計(jì)算由于低速級的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5計(jì)算轉(zhuǎn)矩：＝K=1.5986380=1479.6Nm轉(zhuǎn)速n=44.73d=50所以由表可知：強(qiáng)度和轉(zhuǎn)速均滿足要求十、箱體及其附件的設(shè)計(jì)選擇1、零部件名稱符號件速器的尺寸關(guān)系箱座壁厚δ18箱蓋壁厚δ18箱蓋凸緣厚度b130箱座凸緣厚度b13地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)量n6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1M6蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2M14聯(lián)接螺栓d2的間距L125~200軸承端蓋螺釘直徑d3M8檢查孔蓋螺釘直徑d4M8定位銷直徑d83、油標(biāo)尺的尺寸設(shè)計(jì)如圖由表7—21，選取為M12d的。D=20b=6h=28d2=12a=10D1=16d1=4參考文獻(xiàn)：1、沒有注明的為《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》書。2、《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材。3、《機(jī)械原理》教材?？傂师?0.82Y132S—4電動(dòng)機(jī)P=5.5KWN=1440(r.min-1)主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=80mm從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑＝250mm實(shí)際中心距533.73mm包角＝V帶的根數(shù)＝4＝53.87mm=199.32mm模數(shù)M＝2.376齒寬B＝53.87齒數(shù)＝26＝97中心距a=127mm螺旋角=分度圓直徑=53.69mm=200.3mm齒寬b=53.69mm=60mm=54mm,=87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.85＝44=127中心距a=177.3mm螺旋角=分度圓直徑=90.56mm=263.44mm=90mm,=95mm40Cr調(diào)質(zhì)軸承選3020745鋼調(diào)質(zhì)選滾動(dòng)軸承3020845鋼調(diào)質(zhì)選擇滾動(dòng)軸承30211

畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）原創(chuàng)性聲明本人所呈交的畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）是我在導(dǎo)師的指導(dǎo)下進(jìn)行的研究工作及取得的研究成果。據(jù)我所知，除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文（設(shè)計(jì)）不包含其他個(gè)人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。對本論文（設(shè)計(jì)）的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。作者簽名：日期：畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）授權(quán)使用說明本論文（設(shè)計(jì)）作者完全了解**學(xué)院有關(guān)保留、使用畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）的規(guī)定，學(xué)校有權(quán)保留論文（設(shè)計(jì)）并向相關(guān)部門送交論文（設(shè)計(jì)）的電子版和紙質(zhì)版。有權(quán)將論文（設(shè)計(jì)）用于非贏利目的的少量復(fù)制并允許論文（設(shè)計(jì)）進(jìn)入學(xué)校圖書館被查閱。學(xué)?？梢怨颊撐模ㄔO(shè)計(jì)）的全部或部分內(nèi)容。保密的論文（設(shè)計(jì)）在解密后適用本規(guī)定。

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