機械設計課程設計計算說明書 (2)

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文檔簡介

1、　　目錄　　一、傳動裝置的總體設計1　　二、傳動件設計3　　三、軸的設計計算12 　　四、軸的強度校核19　　五、鍵連接的強度

2、校核27　　六、軸承的壽命校核28　　七、附件設計30　　參考文獻31　　一、傳動裝置的總體設計　　1．分析或確定傳動方案

3、　　帶式輸送機由電動機、二級展開式圓柱齒輪減速器、卷筒與運輸帶組成，各部件用聯(lián)軸器連接并安裝在機架上。　　設計的原始數(shù)據(jù)及要求在任務書中給定，設計減速器傳動件、軸系部件及箱體零件等。　　由載荷特性，高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動，低速級選用直齒圓柱齒輪傳動　　2．選擇電動機<

4、/b>　　2.1選擇電動機的類型　　按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結構，電壓380V。　　2.2選擇電動機的容量　　工作機的有效功率為：　　從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：</p&

5、gt;　　式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由[2]表9.1取。則：　　所以電動機所需要的工作功率為：　　2.3確定電動機轉速　　按[2]表9.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機卷筒軸的轉速為：　　所以電動機

6、轉速的可選范圍為：　　符合這一范圍的同步轉速有、和三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為的電動機。　　根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由本書的表14.1或有關手冊選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能如下表：　　電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：<

7、;/p>　　3．計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比　　3.1總傳動比　　3.2．分配傳動比：　　考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：　　4．計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)

8、　　4.1各軸的轉速　?、褫S　?、蜉S　　Ⅲ軸　　卷筒軸

9、　　4.2各軸的輸入功率　　Ⅰ軸　?、蜉S　　Ⅲ軸　　卷筒軸</p

10、>　　4.3各軸的輸入轉矩　　電動機軸的輸入轉矩為　　所以： 　?、褫S　　Ⅱ軸<

11、;b>　?、筝S　　卷筒軸　　將上述計算結果匯總于下表得:　　二、傳動件設計[1]　　1．高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計　　1.1選擇材料、熱處理方式及精度等級<

12、/p>　　考慮到此考慮到帶式輸送機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由表6.2得: 小齒輪調質處理，齒面硬度為217~255HBW，平均硬度236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度162~217HBW，平均硬度190HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30~50HBW范圍內，選用8級精度。　　1.2初步計算傳動主要尺寸

13、　　由于是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。由式6.21，即　　式中各參數(shù)為：　　小齒輪傳遞的扭矩　　設計時，因v值未知，初選　　由表6.6選取齒寬系數(shù)</p&

14、gt;　　由表6.5查得彈性系數(shù) 　　初選螺旋角，由圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為　　初選,則，取，則齒數(shù)比。　　由式6.1得端面重合度　　由式6.2得軸面重合度　　由圖6.16查得重合度系數(shù)

15、;　　由圖6.26查得螺旋角系數(shù)　　許用接觸應力由[1]式6.26，即算得　　由圖6.29e、圖6.29a得接觸疲勞極限應力、　　小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為　　由圖6.30查得壽命系數(shù)，　　由表

16、6.7，取安全系數(shù) 得　　故取　　初算小齒輪1的分度圓直徑，得　　1.3確定傳動尺寸　　1)計算載荷系數(shù)K　　由表6

17、.3查得使用系數(shù)　　由圖6.7查得動載系數(shù)　　由圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)　　由圖6.7查得齒間載荷分布系數(shù)　　則　　2)對進行修正。</p&g

18、t;　　3)確定模數(shù)　　由標準取　　4)計算傳動尺寸　　中心距　　圓整為<

19、/b>　　則螺旋角　　因值與初選值相差較大，故與值有關數(shù)值需修正，修正后結果為，，，，，，，　　取，不用修正和　　故<p&

20、gt;　　取　　1.4校核齒根彎曲疲勞強度　　當量齒數(shù)：　　由圖6.20查得：　　由圖6.21查得：（均由插值得到）

21、　　由圖6.22查得重合度系數(shù) 　　由圖6.28查得螺旋角系數(shù)　　8) 許用彎曲應力可由式6.29，即算得。　　由圖6.29f、圖6.29b查得接觸疲勞極限應力　　由圖6.32查得壽命系數(shù)　　由表6.7查得安全系數(shù)</p&g

22、t;　　故　　滿足齒根彎曲疲勞強度　　1.5計算齒輪傳動其他尺寸　　端面模數(shù)，端面齒頂高系數(shù)，端面頂隙系數(shù) 　　齒頂高 <b&

23、gt;　　齒根高　　小齒輪1齒頂圓直徑 　　小齒輪1齒根圓直徑 　　大齒輪2齒頂圓直徑 　　大齒輪2齒根圓直徑 　　2．低速級直齒圓柱齒輪傳動（二級傳動）　　2.1選擇

24、材料、熱處理方式及精度等級　　與高速級齒輪相同　　2.2初步計算主要尺寸　　由于是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。由式6.8，即　　式中各參數(shù)為：<p&

25、gt;　　小齒輪傳遞的扭矩　　設計時，因v值未知，初選　　由表6.6選取齒寬系數(shù)　　由表6.5查得彈性系數(shù) 　　由圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為　　初選,則，取，則齒數(shù)比。

26、　　由式6.1得端面重合度　　由圖6.16查得重合度系數(shù)　　許用接觸應力由式6.26，即算得　　由圖6.29e、圖6.29a得接觸疲勞極限應力、　　小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為　　由圖6.30查得壽

27、命系數(shù)，　　由表6.7，取安全系數(shù) 得　　故取　　初算小齒輪3的分度圓直徑，得　　2.3確定傳動尺寸　　1)計算載荷系數(shù)K</b&

28、gt;　　由表6.3查得使用系數(shù)　　由圖6.7查得動載系數(shù)　　由圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)　　由圖6.4查得齒間載荷分布系數(shù)　　則

29、;　　2)對進行修正。　　3)確定模數(shù)　　由標準取　　4)計算傳動尺寸　　中心距：

30、;　　對齒輪3采用正變位，圓整中心距為 　　則中心距變動系數(shù) 　　取　　2.4校核齒根彎曲疲勞強度　　由圖6.20查得：</p&g

31、t;　　由圖6.21查得：（均由插值得到）　　由圖6.22查得重合度系數(shù) 　　許用彎曲應力可由式6.29，即算得。　　由圖6.29f、圖6.29b查得接觸疲勞極限應力　　由圖6.32查得壽命系數(shù)　　由表6.7

32、查得安全系數(shù)　　故　　滿足齒根彎曲疲勞強度　　2.5計算齒輪傳動其他尺寸　　嚙合角 　　變位系數(shù)

33、;　　取 　　小齒輪3：　　齒頂高變動系數(shù) 　　齒頂高 　　齒根高</b&

34、gt;　　齒頂圓直徑 　　齒根圓直徑 　　大齒輪4：　　齒頂高 <b&g

35、t;　　齒根高　　齒頂圓直徑 　　齒根圓直徑　　齒輪有關尺寸　　三、軸的設計計算

36、　　整體結構的初步設計　　為方便軸承部件的裝拆，機體采用剖分式結構。因為大批量生產，選擇鑄造成形。為方便軸承的固定、實現(xiàn)較好的密封性能以及調整軸承間隙并承受軸向力的作用，初步選用凸緣式軸承端蓋。　　潤滑油選用L-AN68，油池高度60mm，淹沒高速級大齒輪10mm，淹沒低速級大齒輪約三分之一。低

37、速級大齒輪齒頂圓到油池底面的距離H1=30mm。　　因為軸的跨度不大，且工作溫度變化不大，故軸的軸向固定采用兩端固定方式。　　齒輪1線速度與齒輪2的線速度相等，即：　　，　　但是考慮此處線速度并不是很大，而且減速器的尺寸比較大，有六個

38、軸承，綜合考慮采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。工作環(huán)境有塵，密封方式暫采用橡膠圈。　　高速軸(即軸Ⅰ)的設計計算　　選擇軸的材料　　因傳遞功率不大，且單向轉動、無沖擊，一般機械使用，對質量結構無特殊要求，所以選45鋼，調質處理。<b&

39、gt;　　初算軸徑　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查 [1]表9.4得，彎矩較大故取　　轉速　　功率　　則 &l

40、t;p>　　考慮到軸端有一個鍵槽，軸徑加大5%，則　　結構設計　　軸的草圖如下：　　聯(lián)軸器及軸段1　　為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離震動，選用彈

41、性柱銷聯(lián)軸器。　　計算轉矩：　　又因為發(fā)動機軸，查表得LH3型聯(lián)軸器滿足要求，因此　　由聯(lián)軸器結構確定　　周向連接用A型普通平鍵，GB/T 1096-2003<p&g

42、t;　　軸段2　　由[1]圖9.8得 　　得　　所以取　　軸段3、5<b

43、>　　由[1]圖9.8得　　得　　取　　由[2]表12.2初選軸承7208C，查得、、　　軸段4<p&

44、gt;　　由[1]圖9.8得　　得　　取　　由于　　中間軸(即軸Ⅱ)的設計計算

45、　　選擇軸的材料　　因傳遞功率不大，且單向轉動、無沖擊，一般機械使用，對質量結構無特殊要求，所以選45鋼，調質處理。　　初算軸徑　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查[1]表9.4得，彎矩較大故取&

46、lt;b>　　轉速　　功率　　則 　　結構設計　　軸的草圖如下：<

47、;p>　　軸段1、5　　取　　由[2]表12.2初選軸承7206C，查得、、　　軸段2　　由[1]圖9.8得

48、　　得　　所以取　　周向連接用A型普通平鍵，GB/T 1096-2003　　軸段4　　由[1]圖9.8得 <b

49、>　　得　　所以取　　周向連接用A型普通平鍵，GB/T 1096-2003　　軸段3　　由[1]圖9.8得&

50、lt;p>　　得　　取　　輸出軸(即軸Ⅲ)的設計計算　　選擇軸的材料　　因傳遞功率不大，且單向轉動、無沖擊，一般機械使用，對質量結構無特殊要求，所以選4

51、5鋼，調質處理。　　初算軸徑　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查參考文獻[1]表9.4得，彎矩較大故取　　轉速　　功率

52、;　　則 　　考慮到軸端有一個鍵槽，軸徑加大5%，則　　結構設計　　軸的草圖如下：　　軸段7&l

53、t;p>　　取　　為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。　　計算轉矩：　　查表得LH3型聯(lián)軸器滿足要求, 　　因此 </

54、p>　　周向連接用A型普通平鍵，GB/T 1096-2003　　軸段6　　由[1]圖9.8得 　　得　　所以取

55、　　軸段1、5　　由[1]圖9.8得 　　得　　所以取　　由[2]表12.1初選軸承6211，查得、、<p

56、>　　軸段2、4　　由[1]圖9.8得　　得　　取　　周向連接用A型普通平鍵，GB/T 1096-2003<

57、/p>　　軸段3　　由[1]圖9.8得　　得　　取　　軸的最終尺寸確定&l

58、t;/b>　　考慮三根軸齒輪的配合，軸與密封件的配合，軸與箱體的配合，最終確定：　　軸I： 　　軸II： 　　軸III： <

59、;p>　　四、軸的強度校核　　輸入軸：　　畫軸的受力簡圖　　軸的受力簡圖、彎矩圖、轉矩圖畫在一起　　圖1</

60、p>　　計算支反力　　轉矩　　小齒輪1圓周力,為小齒輪1分度圓直徑　　小齒輪1徑向力　　小齒輪1軸向力</

61、b>　　在水平面上　　在垂直平面上　　軸承1的總支承反力　　軸承2的總支承反力<p&

62、gt;　　畫彎矩圖　　垂直面上，小齒輪1中間截面處彎矩最大， 　　水平面上，小齒輪1中間截面處左側，　　小齒輪1中間截面處右側， 　　合彎矩，小齒輪1中間截面左側 　　小齒輪1中間截面右側&l

63、t;/p>　　如圖1所示　　畫轉矩圖　　如圖1所示　　校核強度　　由彎矩轉矩圖可知，小齒輪1

64、中間截面左側處為危險截面　　由[1]表9.6，抗彎剖面模量；　　抗扭剖面模量；　　彎曲應力：　　,

65、　　扭剪應力：　　對于調質45鋼，由[1]表9.3查得 　　由[1]查得碳素鋼等效系數(shù)　　由[1]表9.11查得軸與滾動軸承配合應力系數(shù) 　　由[1]表9.12查得絕對尺寸系數(shù) 　　由[1]表9.9查得軸磨削時

66、表面質量系數(shù) 　　安全系數(shù)　　由[1]表9.13查得許用安全系數(shù)，，安全。　　中間軸：　　畫軸的受力簡圖　　軸的受力

67、簡圖、彎矩圖、轉矩圖畫在一起　　圖2　　計算支反力　　轉矩　　小齒輪3圓周力,為小齒輪3分度圓直徑

68、　　小齒輪3徑向力　　大齒輪2圓周力,為小齒輪分度圓直徑　　大齒輪2徑向力　　大齒輪2軸向力　　在水平面上<

69、p>　　在垂直平面上　　軸承1的總支承反力　　軸承2的總支承反力　　畫彎矩圖　　垂直面上，a-a截面處， <

70、/p>　　b-b截面處，　　水平面上，a-a截面處，　　b-b截面右側， 　　b-b截面左側，　　合彎矩，a-a截面處， <

71、/p>　　b-b截面右側，　　b-b截面左側，　　如圖2所示　　畫轉矩圖

72、　如圖2所示　　校核強度　　由彎矩轉矩圖可知，a-a截面處為危險截面　　由[1]表9.6，抗彎剖面模量；　　抗扭剖面模量；<b&

73、gt;　　彎曲應力：　　,　　扭剪應力：　　對于調質45鋼，由[1]表9.3查得 　　由[1]查得碳素鋼等效系數(shù)　　由[1]表9.11

74、查得鍵槽引起應力集中系數(shù) 　　由[1]表9.12查得絕對尺寸系數(shù) 　　由[1]表9.9查得軸磨削時表面質量系數(shù) 　　安全系數(shù)　　由參考文獻[1]表9.13查得許用安全系數(shù)，，安全。<b&

75、gt;　　輸出軸：　　畫軸的受力簡圖　　圖3　　計算支反力　　轉矩<p

76、>　　大齒輪4圓周力 　　大齒輪4徑向力　　在水平面上　　在垂直平面上　　軸承1的總支承反力&l

77、t;/b>　　軸承2的總支承反力　　畫彎矩圖　　垂直面上，a-a截面處彎矩最大， 　　水平面上，a-a截面處彎矩最大，　　如圖3所

78、示　　畫轉矩圖　　如圖3所示　　強度校核　　由彎矩轉矩圖可知，a-a截面處為危險截面　　軸的安全

79、系數(shù)校核計算　　由[1]表9.6，抗彎剖面模量；　　抗扭剖面模量；　　彎曲應力：　　,　　扭剪應力

80、：　　對于調質45鋼，由[1]表9.3查得 　　由[1]查得碳素鋼等效系數(shù)　　由[1]表9.11查得軸與滾動軸承配合應力系數(shù) 　　由[1]表9.12查得絕對尺寸系數(shù) 　　由[1]表9.9查得軸磨削時表面質量系數(shù)

81、 　　安全系數(shù)　　由[1]表9.13查得許用安全系數(shù)，，安全。　　五、鍵連接的強度校核　　由[1]式4.1知　　式中：

82、;　　——工作面的擠壓應力，；　　——傳遞的轉矩，；　　——軸的直徑，；　　——鍵的工作長度，，A型，，為鍵的公稱長度和鍵寬；　　——鍵與轂槽的接觸高度，

83、；　　——許用擠壓應力，，由[1]表4.1，靜連接，材料為鋼，靜載，。　　對于軸1上的鍵　　；校核通過；　　對于軸2上的鍵<p&

84、gt;　　; 校核通過。　　軸3　　六、軸承的壽命校核　　軸1：角接觸球軸承7208C， 　　計算軸承的軸向力</

85、p>　　軸承I、II內部軸向力分別為　　計算當量動載荷　　由，由[1]表10.13查得。　　因為，所以。　　當量動載荷為</

86、p>　　由，由[1]表10.13查得。　　因為，所以。　　當量動載荷為　　校核軸承壽命　　軸承在以下工作，由[1]表10.10查得

87、。中等沖擊，由[1]表10.11查得。　　軸承I的壽命為　　已知減速器使用6年兩班，則預期壽命為　　，故軸承壽命充裕。　　軸2：角接觸球軸承7206C，

88、　　計算軸承的軸向力　　軸承I、II內部軸向力分別為　　計算當量動載荷　　由，由[1]表10.13查得。　　因為，所以。<p&g

89、t;　　當量動載荷為　　由，由[1]表10.13查得。　　因為，所以。　　當量動載荷為　　校核軸承壽命

90、;　　軸承在以下工作，由表10.10查得。中等沖擊，由[1]表10.11查得。　　軸承I的壽命為　　已知減速器使用6年兩班，則預期壽命為　　，故軸承壽命充裕 　　軸3:深溝球

91、軸承6211，　　軸承不受軸向力，只有徑向力，且，所以只校核軸承1。　?。?）計算當量動載荷　??；　?。?）校核壽命　　由[1]表10.10，工作溫度，；

92、　　由[1]表10.11，中等沖擊，?。?lt;/p>　　由[2]表12.1，查軸承6211，；　　——壽命指數(shù)，對于球軸承，；　　——軸承的預期壽命，6年2班，每年按250天計；　　，校核通過。</

93、p>　　七、附件設計[4]　　通氣器　　齒輪箱高速運轉時內部氣體受熱膨脹，為保證箱體內外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內高壓氣體排出。　　選用通氣器尺寸M12×1.25</p&

94、gt;　　窺視孔和窺視孔蓋 　　為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔。　　為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。尺寸為120X90 。連接螺釘4×M6×16。　　油標尺</b&

95、gt;　　為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 　　選用油標尺尺寸M12。　　油塞　　為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊將其封住。&l

96、t;p>　　選用油塞尺寸 M12×1.25　　定位銷　　保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。　　選用GB/T 117-2000 12X35<b&g

97、t;　　啟蓋螺釘　　在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結構參見減速器總裝圖，尺寸取M10×1.5　　起吊裝置 　　減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。&l

98、t;/p>　　為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤　　參考文獻　　宋寶玉, 王黎欽. 機械設計. 北京: 高等教育出版社　　宋寶玉. 機械設計課程設計指導書. 北京: 高等教育出版社　　張鋒,宋寶玉.

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