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机械毕业设计论文
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毕业设计92带式输送机,机械毕业设计论文
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1 目录 一前言 . 1 1.作用及意义 1 2.传动方案规划 1 二、电机的选择及主要性能参数计算 . 2 1. 电动机的选择 2 2.传动比的确定 .2 3.计算传动装置的运动和动力参数 .2 三 .结构设计 （一） 齿轮 的 计算 闭式 .4 1. 选定齿轮类型 ， 精度等 级， 材料 及 齿数 . 4 2. 按齿面接触疲劳强度设计 4 3.按 齿根弯曲强度 计算 6 4.几何尺寸 计算 7 5.结构设计及绘制齿轮零件图 . 7 （二）齿轮的计算开式 1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 . .8 2. 按 齿面 接触疲劳强度设计 . .8 3.按齿根 弯曲强度 计算 .10 4.几何尺寸计算 .11 （三）轴与 轴承 的选择和计算轴的设计轴 1.轴上功率，转速，转矩 .12 2.求作用在齿轮上的 .12 nts 2 3.初步确定轴的最小直径 12 4.轴的结构设计 .12 5.求轴上的载荷 .13 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 .15 轴 1.轴上功率，转速，转矩 .16 2.求作用在齿轮上的 .16 3.初步确定轴的最小直径 .16 4.轴的结构设计 .16 5.求轴上的载荷 .17 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 .18 (四 )带及带轮的设计计算 nts 3 一、前言 1.作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动 形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便 。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了 三 级传动，第一级传动为 带传动，第二 级 传动为 直齿圆柱齿轮减速器，第 三 级传动为 开式齿轮 传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之 。本设计采用的是 二 级直齿轮传动 (说明直齿轮传动的优缺点 ) 说明减速 器的结构特点、材料选择和应用场合 。 综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达 等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力 2.传动方案规划 原始数据 参数 题号 2 输出轴功率 P/KW 4 输出轴转速 n/min 38 传动工作年限 /a 10 每日工作班数 1 工作场所 矿山 批量 大批 nts 4 二、电机的选择及主要性能参数计算 1. 电动机的选择 （ 1） 电 机类型的选择 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。 （ 2） 电动机功率的选择 确定各个部分的传动效率为：带传动效率 1，滚动轴承效率（一对） 2，闭式齿轮传动效率 3，开式齿轮传动效率 4。 所需电动机功率 PdPd = PW * W= 1* 23* 3* 4 = 0.96*0.993*0.97*0.92 = 0.83 Pd = Pw *w= 40.83 = 4.82 KW (3) 确定电动 机的转速 根据输出轴为 38r/min，按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比 i1 = 24,单级齿轮传动比 i2 = 925，则合理总传动比范围为 i =18100，故电动机转速可选范围为 nd = i w =（ 18100） *38 =6843800r/min 由附表 8.1 查得 故选 Y132M2-6 2.传动比的确定 (1)总传动比为 i = nmnw= 96038 =25.26 (2)分配传动比 带传动传动比为 :： 2 减速器的传动比为： 3 开 式齿轮传动传动比为： 4.21 3.计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速 n = nmi0= 9602 = 480r/min nts 5 n = ni1= 4803 = 160r/min n = ni2= 1604.21 =38r/min 2.各轴的输入功率 P = Pd * 01 = 4.82 * 0.96 = 4.63 KW P = P * 12 = 4.63 * 0.99 *0.97 = 4.45 KW P = P * 2 * 4 = 4.45 *0.99 *0.92 =4.05 KW 3.各轴的转矩 Td = 9550 * Pdnm= 9550 * 4.82960 =47.95 NM T = Td * i0 01 = 47.95 * 2 * 0.96 = 92.06 NM T = T * i1 * 12 = 92.06 * 3 * 0.99 * 0.97 = 265.22 NM T = T * i2 * 23 = 265.3 * 4.21 * 0.99 * 0.92 = 1016.98 NM 将以上算得的运动和动力参数列表如下 轴名 参 数 电动机轴 轴 1 轴 2 轴 3 转速 n(r/min) 960 480 160 38 功率 P(kW) 4.82 4.63 4.45 4.05 转矩 T(Nm) 47.95 92.06 265.22 1016.98 传动比 i 2 3 4.21 效率 0.96 0.95 0.95 nts 6 三 .结构设计 （一）齿轮的计算 闭式 1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。 1） 选用直齿圆柱齿轮传动 2） 选用 8 级精度 3） 材料选择 由 表 10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用 40Cr（调质），硬度 280HBS，大齿轮选用 45钢（调质），硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。由表 10-4选择齿轮精度 8级。 取小齿轮齿数 1z 24,则大齿轮齿数 2z 3*24 72，取 2z 72。 2. 按齿面接触疲劳强度设计 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd(1)确定公式内的各计算值。 1） 式选载荷系数 Kt =1.3 2） 小齿轮传递的转矩 92060NMM 3） 由 表 10-7，选取齿宽系数 1d4） 由表 10-6，得 材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 5） 由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M P aH 6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 M P aH 5502lim 6） 计算应力循环次数 N1 =60 * n1 * j * Lh =60 * 480 * 1 * 8 * 300 * 10 = 69120000h N2= 6912000003 = 230400000 h 7) 图 10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数 KHNI = 0.93； 95.02 HNK， 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1， H1= Hlim2KHN2S = 0.93 * 6001 = 558 nts 7 5.5221 95.0550 22l i m2 S K HNHH (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H中较小值。 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd= 64.06mm 2）计算圆周速度 V V = d1tn160 * 1000 = * 64.06 * 48060 * 1000 = 1.62m/s 3）计算齿宽 b = dd1t = 1 * 64.06 = 64.06mm 4) 计算齿宽 与齿高之比 bh 模数 mt = d1tz1= 64.0624 = 2.67mm 齿高 h = 2.25mt = 2.25 * 2.67 = 6mm bh = 64.066 = 10.68 5) 计算载荷系数 根据 V = 1.62m/s ， 8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV = 1.16 直齿轮 1 FH KK,查表 10-2 得 KA = 1.25，查表 10-4， 8 级精度，小齿轮相对支撑对称布置时， KH = 1.35。由 bh = 10.68， KH = 1.35 查图 10-13 得 KF =1.29 故载荷系数 K = KA KV KH KH = 1.25 * 1.16 * 1 * 0.35 = 1.9575 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 nts 8 d1 = d1t 3 KKt = 64.06 * 3 1.95751.3 = 73.42mm 7)计算模数 m m = d1z1= 73.4224 = 3.059mm 故取 m = 3mm. 3.按齿根弯曲强度计算 (1) 3 211 )(2FSaFadYYzKTm1）由图 10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 2）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95， KFN2 = 0.98 3) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安 全系数 S=1.4. F1 = KFN1 FE1S = 0.95 * 5001.4 = 339.29Mpa F2 = KFN2 FE2S = 0.98 * 3801.4 = 266Mpa 4)计算载荷系数 K K = KAKVKF KF = 1.25 * 0.16 * 1 * 1.29 = 1.8705 5) 查取齿形系数： 65.21 FaY,YFa2 = 2.236 6） 取应力校 正系数 YSa1= 1.58, YSa2= 1.754 7)计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较 YFa1YSa1 F1 = 2.65 * 1.58339.26 = 0.01234 YFa2YSa2 F2 = 2.236 * 1.754266 = 0.01474 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 nts 9 m 3 2 * 1.8705 * 9.2606 * 104 * 0.014741 * 242 = 2.066mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数 2.066，并 圆整为标准值 3mm。 算出小齿轮齿数 Z1 = d1m1=73.423 25 大齿轮齿数 Z2= 3 * 25 = 75 4.几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆 直径 （ 2） d1 = Z1m1= 25 * 3 =75mm d2 = Z2m1 =75 * 3 = 225mm （ 2）计算中心距 a=d1+d22 = 75+2252 =150mm (3)计算齿轮宽 b= dd1 = 1 * 75 =75mm 取 B1= 80mm B2= 75mm 5.结构设计及绘制齿轮零件图 nts 10 （二）齿轮的计算 开式 1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 3）材料选择 由 表 10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用 QT600-2（常化），硬度 280HBS，大齿轮选用 QT500-5（常化），硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。由表 10-4选择齿轮精度 8 级。 取小齿轮齿数 1z 18,则大齿轮齿数 2z 4.21*18 76，取 2z 76。 2. 按齿面接触疲劳强度设计 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd(1)确定公式内的各计算值。 1） 式选载荷系数 Kt =1.3 2）小齿轮传递的转矩 265220NMM 3）由 表 10-7，选取齿宽系数 .60d4）由表 10-6，得 材料的弹性影响系数 21.9173 MPZ E 5）由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M P aH 6201lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 M P aH 5502lim 6）计算应力循环次数 N1 =60*n1*j*Lh =60*160*1*8*300*10 =230400000h N2= = 54726840h 7)图 10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数 KHNI 0.95； 98.02 HNK， 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1， H1=KHN1 Hlim1S = =589Mpa nts 11 pa.85481 5608.90 22l i m2 MS K HNHH (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H中较小值。 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd=2.32 mm =96.25mm 2）计算圆周速度 V V = = m/s 3）计算齿宽 b = dd1t =0.6 =57.75mm 4) 计算齿宽与齿高之比 bh 模数 mt = d1tz1= =5.4mm 齿高 h = 2.25mt = 2.25 =12.015mm bh = =4.81mm 5) 计算载荷系数 根据 V =0.81m/s ， 8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV =1.04 直齿轮 1 FH KK,查表 10-2 得 KA = 1.25，查表 10-4， 8 级精度，小齿轮相对支撑对称布置时， KH =1.389。由 bh =4.81， KH =1.389 查图 10-13 得 KF =1.28 故载荷系数 K = KA KV KH KH nts 12 = 1.25 * 1.04* 1 *1.389 =1.81 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1 = d1t 3 KKt =96.25 =107.47mm 7)计算模数 m m = d1z1= =5.97mm 故取 m =6mm. 3.按齿根弯曲强度计算 3 211 )(2FSaFadYYzKTm1）由图 10-20(a)得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4301 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3302 2）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95， KFN2 = 0.98 3) 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4. F1 = KFN1 FE1S = =230.7Mpa F2 = KFN2 FE2S = =231Mpa 4)计算载荷系数 K K = KAKVKF KF =1.25*1.04*1*1.28 =1.664 5) 查取齿形系数： 80.21 FaY,YFa2 =2.212 6）取应力校正系数 YSa1=1.55, YSa2=1.774 7)计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较 nts 13 YFa1YSa1 F1 = =0.0188 YFa2YSa2 F2 = =0.0169 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 m =4.36mm 对比计算结果，由 齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.36mm，并 圆整为标准值 6mm。 算出小齿轮齿数 Z1 = d1m1= 18 大齿轮齿数 Z2= 取 Z2=76 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 （ 2） d1 =Z1m1=18 =108mm d2 = Z2m1 = mm （ 2）计算中心距 a=d1+d22 = =282mm (3)计算齿轮宽 b= dd1 =0.6 mm 取 B1=70mm， B2=70mm nts 14 （二）轴与轴承的选择和计算 轴的设计 轴 1.轴上功率，转速，转矩 P = 4.63KW n =480r/min T = 92060NM 2.求作用在齿轮上的 d1= Z1m1= 25 * 3=75mm Ft = 2Td1= 2 * 9206075 =2455N Fr = Ft1tan = 2455 * tan20=89305N Fn = Ftcos = 2455cos20 = 2612.6N 3.初步确定轴的最小直径 选用材料为 45 钢，经调质处理，根据查表 15-3，取 A0=112 dmin= A03 Pn = 112 * 3 4.63480 = 23.84mm 故取 d = 26mm 4.轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足带轮的轴向定位要求， 轴段右端需制出一轴肩， 故取 d =30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径 D= 33mm。带轮与轴配合的轮毂的长度 L2=52mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴端面上，故 轴段的长度应比 L2略短些， nts 15 现取 l = 50mm 2)初步选择滚动轴承 因轴承只受径向力作用，故选单列向心球轴承。参照工作要求并根据 d =30 mm，选 6307。 则 d = d 35mm，而 l = 23mm.右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得 6307 型轴承的的定位轴肩高度 h = 4.5mm，因此，取 d = 44mm。 3)取安装齿轮处的轴段 的直径 d = 40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 80mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l = 76mm，齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度 h0.07d， 故取 h = 4mm，则轴环处的直径 d = 48mm，轴环宽度 b 1.4h，取 l = 10mm 4)根据计算轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及 便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间 的距离 l = 30mm，故取 l = 50mm。 5)取齿轮距离箱体内壁的距离 a = 16mm 轴承应距箱体内壁一段距离 s，取s = 8mm 已知轴承宽度 T = 21mm 则， l = 49mm，根据支承对称 l = 33mm 至此已初步确定了轴的各段直径和长度。 5.求轴上的载荷 从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面 C 是 轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 MH、 MV、 M 的值列于下表： nts 16 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F FNH2=2812.8N FNV1=446.75N FNH2=659N FNV2=446.75N 弯矩 M MH1=86591.79Nmm MV=34176.37Nmm MH2=128227.4Nmm 总弯矩M M1=86591.79Nmm M2=132703.76Nmm 扭矩 T T=92060Nmm nts 17 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯 矩的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力。 ca= =22.46Mpa 前已选定轴的材料为 45 刚，调质处理，由表 15-1 查得 -1=60Mpa，因此 ca0.07d， 故取 h =5mm，则轴环处的直径 d =60mm，轴环宽度 b1.4h，取 l =9mm 4)根据计算轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及 便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的右端面间 的距离 l =28mm，故取 l =48mm。 5)取齿轮距离箱体内壁的距离 a = 16mm 轴承应距箱体内壁一段距离 s，取s = 8mm 已知轴承宽度 T = 24mm 则， l =4mm，根据支承对称 l =55mm 至此已初步确定了轴的各段直径和长度。 5.求轴上的载荷 （ 1）作用在三轴上的力 nts 20 D3=m1Z3=6 Ft = =4911.48N Fr =Ft tan=1787.6N Fn = （ 2） 从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 MH、 MV、 M 的值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F FNH2=1978.63N FNV1=720N FNH2=9247.61N FNV2=1787.6N 弯矩 M MH1=152354.5Nmm MV1=55440Nmm MH2=486235.5Nmm MV=121506Nmm 总弯矩M M1=162128Nmm M2=538914Nmm 扭矩 T T=265220Nmm 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩的截面的强度。根据上表数据以及单向旋转，扭转切应力为脉动循
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