机械毕业设计510带式输送机传动装置毕业设计
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共32页)
编号：553764
类型：共享资源
大小：305.63KB
格式：ZIP
上传时间：2015-12-04
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械毕业设计510带式输送机传动装置毕业设计,机械毕业设计论文
- 内容简介：
-
第 1 页 共 32 页 目 录 前言 1 前言 （ 2） 1 带式输送机的 结构 总体 方案 设计 1-1 带式输送机的 整体 设计 方案 论述 （ 3） 1-2 带式输送机的执行机构与传动机构 方案 初步 设计 （ 4） 1-3 带式输送机的电机选择 （ 6） 2 带式输送机 传动 运动和动力参数分析 2-1 计算总传动比及分配各级传动比 （ 7） 2-2 传动装置的运动与动力参数分析 及 计算 （ 7） 3 带式输送机中 传动零件的设计计算 与校核 3-1 主要传动零件的设计计算与校核 3-1-1 齿轮的设计 （ 9） 3-1-2 轴的设计 （ 17） 3-1-3 轴承的选用与寿命分析 （ 27） 3-2 支撑、连接类 等 零件设计 及 选择 3-2-1 联轴器的选用与校核 （ 28） 3-2-2 键的选用与校核 （ 29） 4 各配合尺 寸处的公差与配合及润滑方式 和 密封方式 的 选 择 （ 30） 5 减速器的 附件及箱体设计 （ 30） 6 绘制减速器装配图及主要零件图 6-1 减速器装配图 1张（ A3） （ 31） 6-2 中间轴上齿轮 工作图 1 张（ A4） （ 31） 6-3 输出轴工作图 1张 （ A4） （ 31） 7 心得体会、收获、意见与建议 （ 31） 8 参考文献 （ 32） nts第 2 页 共 32 页 前 言 机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。这是因为工业、农业、国防和科学技术的现代化程度，都会通过机械工业的发展反映出来。人们所以要广泛应用机器，是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能被人工生产改进产品质量，特别是能够大大提高劳动生产率和发送劳动条件。同时，不论是集中进行大量生产还是迅速完成多种品种、小批量生产，都只有使用机器才能便于实现产品的标准化、系列化、和通用化，尤其是便于实现高度的机械 化、电气化和自动化。因此，机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务，在现代化建设的进程中起着主导和决定的作用。所以通过大量设计制造和广泛使用各种各样先进的机器，就能够大大加强促进国民经济发展的力度，加速我国的社会主义现代化建设。 我们这次的课程设计任务是设计 带式输送机 装置 。这个装置我们其实不陌生，平常生活中也经常看到。而我们设计的目的就是通过这次的课程设计能够使得我们所学到的东西能够得到更好的应用同时也让我们 体会到更多的机械感性认识。对于带式输送机，它的应用非常的广，如工厂的产品 输送，矿山的矿料的运输，钢铁生产的运输等都用到了带式输送机。而带式输送机的设计过程也正好基本上把我们平常所学的东西包含在里面了，对我们的知识进行了一次强有力的加强作用。比如其中就有我们最为常见的机械减速器的设计，带传动的设计等。所以要想使得我们学生更好的在机械行业里发挥作用为我们祖国的未来而尽一份力，我们必须学好理论知识的同时也要搞好实践性的设计课程。从多方面的把我们转化为社会的工作人员。所以这次的课程设计是非常有必要的，而设计带式输送机也是我们最佳的选择。 nts第 3 页 共 32 页 1 带式输送机的 结构总体设 计 1-1 带式输送机的整体 设计 方案 论述 一、 带式输送机的工作 及生产 要求分析 带式输送机的 输送带工作拉力 F= 4.2 kN；输送带工作速度 =1.9m/s；滚动直径 D= 450mm；滚筒效率 j=0.96； 整机工作情况为： 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境 为： 室内，灰尘较大，环境最高温度 35oC； 寿命要求为 使用折旧期 8 年；动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； 制 造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 所以整机工作情况为： 低速， 小 功率，载荷平稳，工作环境不恶劣，长期工作不经常启动、关闭，无其他特殊要求。 二、带式输送机的整体设计思路 我们知道现代的机器通常由原动机构、传动机构、执行机构三部分组成。此外，为保证机器正常运转还需要一些辅助机构如操纵装置或控制系统。对 与 机器的方案 设计 我们应该满足其基本的工作和其他特殊要求外还应 尽可能的实现优化设计即： 1）机械系统尽可能简单； 2）尽量缩小机构尺寸； 3）机构应具有交好的动力特性 ； 4）机械系统应具有良好的人机性能； 5）机械系统尽可能的节能、环保及低成本 。本次 设计 的机械系统为一带式输送机， 由它的基本工作要求我们可以知道 原动机可以用 足够功率和转速的 交流电动机 即可满足要求 ；传动机构采用常用的 闭式 减速器即可；执行机构则为滚筒带动输送带 工作 。 其示意图 （ 1-1）如下所示： 图（ 1-1） nts第 4 页 共 32 页 采用 上述的传动原理基本上满足工作要求，而且 结构 简单 、清晰、可靠；生产加工容易；成本底；传递平稳 可靠 ；传递效率高可以节约能源；工作安全、噪音小；易于检查和维修 其中所用的传动机构是我们最为常用的减速器，从而大大的降低了设计的成本及缩短了设计周期。 1-2 带式输送机的执行机构与传动机构 方案 初步 设 计 一、带式输送机的执 行机构 方案 初步 设计 由于工作要求中已经说明，工作形式为带输送，所以我们就将执行机构设计为滚筒带动输送带工作的形式。运动靠滚筒与带的摩擦来维持，而滚筒则由原动机驱动。 其原理图如图（ 1-2）所示： 图（ 1-2） 因为此执行机构为扰性机构且长时间 低速 运转， 要求平稳传动，切功率和扭矩不是很大， 所以必须要求其具有足够的疲劳强度和过载保护功能 ， 滚筒用 空心的轮辐式圆柱体 滚筒 ， 输送带 用 橡胶面煤矿用织物整芯输送带 (PVG)680s 型 。 二、带式输送机的传动机构 方案 初步 设 计 由工作要求可知，带的速度比较低所以我们采用二级减速器来实现传动。在室内工作时灰尘多所以应该采用闭式的减速器， 而其寿命为 8 年比较长，传动速度比不是很高，传动要求平稳，结构要求紧凑，所以我们 在工作要求不高的情况下尽可能的降低成本 选择二级的圆柱 直 齿轮传动卧式减速器 。 其机构图如图（ 1-3）所示： nts第 5 页 共 32 页 图（ 1-3） 1） 初选 主要传动元件 我们采用 四个 圆柱 直 齿轮 （ Z1、 Z2、 Z3、 Z4，其中 Z1 为高速级， Z2、 Z3为中间级， Z4 为低速级） 传动为闭式二级减速器 的传 动件 ， 减速器的三根 传动轴 （普通的直轴 高速级轴、中间级轴、低速级轴 ） 平行布置属于 展开的 卧式，虽然机构尺寸相对稍大，但是其结构更加简单，生产加工容易， 成本相当低，维修和查错更加容易。 2） 初选 减速器的各轴承 其每一根轴上的 一对 轴承我们使用普通的 深沟球 滚动轴承即可满足工作要求 （主要承受径向力同时也可承受部分轴向力）而且其价格与其他类轴承比最低 。 3） 初选 输入与输出轴与外接轴的联结 元件 输出轴 （低速轴） 与外接轴 （滚筒轴） 的联接， 高速级的轴与电机的轴联结我们用滑块联轴器即可，其机构简单，尺寸紧凑，适用于 中小功率、较高速度 的无剧烈冲击的轴的联结。 4） 初选 减速器的箱体 我们使用的为普通的二级减速器，其工作要求不高， 尺寸较大，结构复杂nts第 6 页 共 32 页 所以使用 铸造箱体即可满足要求。 1-3 带式输送机的电机选择 一、确定电机的类型和结构型式 工作中提供的电源为三相交流 电压 380/220V，所以选择交流电机；工作温度不高，环境灰尘较多，连续 单向 运转周期长，无变速要求，工作载荷稳定，所以应该选择 Y 型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式。 二、电机的容量（额定功率）确定 有工作要求可以知道，此电机连续单向运转周期长，工作载荷稳 定，所以只要选择电机的额定功率稍大于工作要求的功率即可。由带式输送机的整体设计要求图（ 1-1）与图（ 1-3）我们可以反算出 所需 电机的功率 P0： 已知：负载 F1=4.2KN； 带速 V1=1.9m/s； 滚筒效率0=0.98 则有： 1000111 VFP ）（ KWP 98.79.12.41 滚筒 轴 的功率01 PP 因为滚筒轴由两个轴承支撑同时与减速器的低速级相连，所以我们可以求得： 低速 级轴的功率：GL PP 因为低速级轴由两个轴承支撑而且由中间级轴的齿轮传动所以我们可以求得： 中间级轴的功率：GZ PP 因为 中间 级轴由两个轴承支撑而且由 高速 级轴的齿轮传动所以我们可以求得： 高速级的轴的功率：GZ PP 因为高速级的轴有两个轴承支撑而且与电机轴的连接由滑块联轴器联接所以有：电机轴的功率：GL PP 电机直接驱动电机轴所以有： 所需电机功率： PP 0422010 GZLPP （ 带输送的工作负载功率为 P1；滚筒轴的功率为 P ；低速级轴的功率为 P ；中间级轴的功率为 P ；高速级轴的功率为 P ；电机输出轴的功率为 P ；滚筒的工作效率为0；滑块联轴器的效率为 L ；滚动轴承的效率为G；齿轮的效率为 Z 。 ） 查 相关资料可知：滑块 联轴器 （钢性联轴器效率为 1.0，在这里我们也取和滑块联轴器一样的效率） 的效率为 L 为 0.99；滚动轴承 （一对） 的效率为G为0.99；齿轮的效率 Z 为 0.98。 所以可算得 ： P0=9.58（ KW） 所以电机的额定功率 Ped 略大于 P0 则根据相关资料查得可去电机额定功率nts第 7 页 共 32 页 为 Ped=11（ KW）。 三、电机转速的确定 由带的速度 V1=1.9m/s 可以知道： 601 ）（ 滚滚 Dvn 经计算可得 n 滚 =80.68 （ r/min） 根据齿轮传动的一般推荐传动比 i 为 36 可知二级齿轮减速器的总传动 i 总 比为936，所以电机的满载速度 nm 范围为 726.122904.48（ r/min） 满足这一速度要求的同步转速的 Y 型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式电机有750（ r/min）、 1000（ r/min）、 1500（ r/min）。综合考虑其额定功率为 11（ KW）以及为使得电机的价格合适，尺寸不至于太大 ，我们可以选择 Y160L-6 型 Y 系列三相异步电机其参数如下 所示： 型号 Y160L-6 ； 额定功率 Ped11（ KW） ； 满载转速 nm=970（ r/min）； 额定转矩 Td=2.0 105Nmm。 2 带式输送机 传动 运动和动力参数分析 2-1 计算总传动比及分配各级传动比 一、计算总传动比 i i = 02.1268.809 7 01 nn m二、分配各级传动比 为使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。在二级减速器中，两级的大齿轮直径应该尽量相近。结合推荐的齿轮各级传动比： 21 5.13.1 ii ）（ 21 iii 3005.3421 ii2-2 传动装置的运动与动力参数分析及计算 一、各轴的转速计算 电机轴 ）（ m i n/970 rnnm 高速级的轴 ）（ m in/9 7 0 rnnnm 中间级轴 ）（ m i n/5.24249701 rinn 低速级轴 ）（ m i n/68.8035.2422 rinn 滚筒轴 m in )/68.80 rnn （nts第 8 页 共 32 页 二、各轴的输入功率 的 计算 电机轴 ）（ KWPP 58.90 高速级的轴 ）（ KWPPL 48.999.058.9 中间级轴 ）（ KWPPZG 01.998.099.048.9 低速级轴 ）（ KWPPZG 56.898.099.048.9 滚筒轴 ）（ KWPPLG 39.899.099.048.9 三、各轴的输入转矩的计算 电机轴 ： ）（ mmNnPTT m 43030 1043.997058.9109 5 5 0109 5 5 0 高速级的轴 ： ）（ mmNTTL 44 1033.91099.043.9中间级轴 ： ）（ mmNiTT ZG 541 1055.310498.099.033.9 低速级轴 ： ）（ mmNiTT ZG 652 1001.110398.099.055.3 滚筒轴 ： ）（ mmNTTGL 56 109.91099.099.001.1各轴的运动参数如下表 1-1 所示： 项 目 电 机 轴 高速 级 轴 I 中间 级 轴 II 低速 级 轴 III 滚筒轴 转速（ r/min） 970 970 242.5 80.68 80.68 功率（ kW） 9.58 9.48 9.01 8.56 8.39 转矩（ N m） 94.30 93.30 355.00 1010.00 990.00 传动比 : i1=4 ； i2=3 传动效率： L 为 0.99 ； G为 0.99 ； Z 为 0.98 表 1-1 nts第 9 页 共 32 页 3 带式输送机中 传动零件的设计计算 与校核 3-1 主要传动零件的设计计算与校核 3-1-1 齿轮的设计 一 、 高速 级齿轮的设计 1、选择高速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数 1）、精度等级： 查相关齿轮设计资料及结合工作要求 （传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为 8年（两班制，一年当 300 天算） ，传动比 i1=4） 可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为 6-8级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用 7级以上，所以我们 初选 7级精度 （ GB10095 1988） 。 2）、材料： 小齿轮用 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料选 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，两者硬度差为 40 HBS （在推荐的硬度差范围内） 。 3）、齿数： 闭式齿轮推荐小齿轮齿数为 20-40，为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数 Z1=24 则大齿轮齿数 Z2= 9624411 Zi 。 2、 按齿面接触强度设计 因为高 速级的 输入 载荷大于低速级的载荷，所以 使用 高 速级的数据进行 试算，即 ： d1t32132.2 HEd ZKT 1） .确定公式内的各计算数值 （ 1） 试 选载荷系数tK 1.3 （ 2） 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 EZ 189.8 （ MP21 ） （ 3） 由表 10 7 选取齿 宽系数d 1 （ 4） 小齿轮输入扭矩T=9.33 104 （ Nmm） （ 5） 由图 10 21d 按齿面 硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600（ MPa） ；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550（ MPa） ； （ 6） 由式 10 13 计算应力循环次数 1N hLjn 160 910234.2830082197060 ）（ 2N 11/iN 810587.5 （ 7） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数HN1K 0.92 ；HN2K 1.04 （ 8） 计算接触疲劳许用应力 nts第 10 页 共 32 页 取失效概率为 1，安全系数 S 1，得 ： 1H SK HHN 1lim1 0.92 600MPa 552 （ MPa） 2H SK HHN 2lim21.04 550MPa 572（ MPa） H Min 21 HH ，=552 （ MPa） 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t321132.2 HEdZKT =2.32 3245528.1894 5 11033.93.1 = 60.716（ mm） （ 2） 计算圆周速度 v v=100060 11 nd t=100060 97060.716 = 3.08（ m/s） （ 3） 计算齿宽 b b=tdd1=1 60.716=60.716（ mm） （ 4） 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： tm=11zdt=2460.716=2.53 （ mm） 齿高： h=2.25tm=2.25 2.53mm=5.69（ mm） 齿高之比 b/h=60.716 5.69=10.67 （ 5） 计算载荷系数 K 查表 10-2，可 取 使用系数 AK =1 根据 v= 3.08（ m/s） ,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数VK=1.12； 直齿轮的HK=FK=1； 由表 10-4 插值法查得 7 级精 度、小齿轮相对支撑非对称布置时，HK=1.423。 由 b/h=10.67，HK=1.423， 查 图 10 13 得FK=1.35； 故载荷系数 ： K= HHVA KKKK= 432.1112.11 =1.59 （ 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 ： nts第 11 页 共 32 页 d1= 31 / tt KKd= 3 3.1/59.1716.06 =64.9（ mm） （ 7） 计算模数 m m = 249.64d11 Z =2.7 （ mm） 3按齿根弯曲强度设计 模数 m 3 21 12 F SFd YYzKT 1) 确定 公式内各 计算 数值 （ 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500（ MPa）；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380（ MPa）； （ 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.86， KFN2=0.89； （ 3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得： ）（ M P aSK FEFNF 14.3074.1 50086.0111 ）（ M P aSK FEFNF 6.2414.1 38089.0222 （ 4） 计算载荷系数 K； K= FFVA KKKK= 35.1112.11 =1.377 （ 5） 查取齿型系数 ； 由表 10 5 查得Fa1Y=2.65；Fa2Y=2.18 （ 6） 查取应力校正系数 ； 由表 10 5 查得Sa1Y=1.58；Sa2Y=1.79 （ 7） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 。 111FSaFaYY=14.30758.12.65 =0.0136 2 22F SaFa YY=6.241 79.118.2 =0.0162 nts第 12 页 共 32 页 0162.0222111 FSaFaFSaFaFSaFa YYYYM a xYY ，（ 8） 设计计算 m 3 2112FSFdYYzKT = 324 0162.02411033.9377.12 =1.933（ mm） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m略大于由 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 d有关， 可取由弯曲强度算得的模数 1.933（ mm），就近 圆整为标准值 m 2.0（ mm），按接触疲劳强度算得分度 圆直径： d1=64.9（ mm）。 （ 9） 算出小齿轮齿数： 320.29.64d 11 mZ （ 10） 算出大齿轮齿数： 1284322 Z 4、 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 小齿轮 ： 0.23211 mZd 64（ mm） 大齿轮 ： 2560.212822 mZd （ mm） 2） 计算中心距 ）（ mmdda 1602 256642 21 3） 计算齿轮宽度 b=1dd=1 64=64（ mm） 取 B2=65（ mm）， B1=70（ mm）。 二 、低速级齿轮的设计 1、选择低速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数 1）、精度等级：查相关齿轮设计资料及结合工作要求（传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为 8年（两班制，一年当 300 天算），传动比 i2=3）nts第 13 页 共 32 页 可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为 6-8 级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用 7级以上，所以我们初选 7 级精度 （ GB10095 1988） 。 2）、材料：小齿轮用 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料选 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，两者硬度差为 40 HBS （在推荐的硬度差范围内）。 3）、齿数：闭式齿轮推荐小齿轮齿数为 20-40，为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数 Z3=24 则大齿轮齿数 Z4= 7224332 Zi。 2、 按齿面接触强度设计 因为低 速级的 输入载荷大于输出 的载荷，所以 使用输入的数据进行 试算，即 ： D3t32132.2 HEd ZKT 1） .确定公式内的各计算数值 （ 1） 试 选载荷系数tK 1.3 （ 2） 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 EZ 189.8 （ MP21 ） （ 3） 由表 10 7 选取齿 宽系数d 1 （ 4） 小齿轮输入扭矩T=35.5 104 （ Nmm） （ 5） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600（ MPa） ；大齿轮的解除 疲劳强度极限 Hlim2 550（ MPa） ； （ 6） 由式 10 13 计算应力循环次数 1N h Ljn 60 81059.583008215.24260 2N 21/iN 81068.1 （ 7） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数HN1K 1.04 ；HN2K 1.1 （ 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，得 ： 1H SK HHN 1lim1 1.04 600MPa 624 （ MPa） 2H SK HHN 2lim21.1 550MPa 605（ MPa） H Min 21 HH ， =605 （ MPa） 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 d3t nts第 14 页 共 32 页 d3t32132.2 HEd ZKT =2.32 3246 0 58.1 8 94 5 1105.353.1 = 89.1（ mm） （ 2） 计算圆周速度 v v=100060 3 tnd=100060 5.24289.1 = 1.313（ m/s） （ 3） 计算齿宽 b b=tdd3=1 89.1=89.1（ mm） （ 4） 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： tm=33zdt=2489.1=3.71 （ mm） 齿高： h=2.25tm=2.25 3.71mm=8.35（ mm） 齿高之比 b/h=89.1 8.35=10.67 （ 5） 计算载荷系数 K 查表 10-2，可 取 使用系数 AK =1 根据 v= 1.313（ m/s） ,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数VK=1.08； 直齿轮的HK=FK=1； 由表 10-4 插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，HK=1.423。 由 b/h=10.67，HK=1.423， 查 图 10 13 得FK=1.35； 故载荷系数 ： K= HHVA KKKK=1 1.08 1 1.423=1.54 （ 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 ： d3= 331 / tt KKd= 3 3.1/54.11.89 =94.2（ mm） （ 7） 计算模数 m m = 242.94d13 Z =3.93（ mm） 3按齿根弯曲强度设计 1） 模数 m 3 232 F SFd YYzKT 2） 确定 公式内各 计算 数值 nts第 15 页 共 32 页 （ 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500（ MPa）；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限 FE2=380（ MPa）； （ 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88， KFN2=0.9； （ 3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得： ）（ M P aSK FEFNF 29.3144.1 50088.0111 ）（ M P aSK FEFNF 2.2444.1 3809.0222 （ 4） 计算载荷系数 K； K= FFVA KKKK=1 1.07 1 1.35=1.452 （ 5） 查取齿型系数 ； 由表 10 5 查得Fa1Y=2.65；Fa2Y=2.24 （ 6） 查取应力校正系数 ； 由表 10 5 查得Sa1Y=1.58；Sa2Y=1.75 （ 7） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 。 111FSaFaYY=29.31458.12.65 =0.0133 2 22F SaFa YY=2.244 75.124.2 =0.0160 0160.0222111 FSaFaFSaFaFSaFa YYYYM a xYY ，（ 8） 设计计算 m 3 232FSFd YYzKT = 324 0160.0241105.35452.12 =2.98（ mm） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度 计算的模数 m 略大于由 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 nts第 16 页 共 32 页 曲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 d有关， 可取由弯曲强度算得的模数 2.98（ mm），就近 圆整为标准值 m 3.0（ mm），按接触疲劳强度算得分度 圆直径： d3=94.2（ mm）。 算出小齿轮齿数： 310.32.94d 33 mZ 算出大齿轮齿数： 933314 Z4、 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 小齿轮 ： 0.33133 mZd93（ mm） 大齿轮 ： 2 7 90.39344 mZd （ mm） 2） 计算中心距 ）（ mmdda 1862 279932 432 3） 计算齿轮宽度 b=3dd=1 93=93（ mm） 取 B4=95（ mm）， B3=100（ mm）。 三、齿轮的 结构设计 对于小齿轮，我们计 算完轴的强度校核后才能设计其与轴是否为一体的而对与大齿轮， 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 其所有齿轮的参数如下表 1-2 所示： 参数 齿轮 分度圆 d 齿顶圆 da 齿根圆 df 模数 m 齿数 Z 压力角 齿宽 B 中心距 a Z1 64 68 59 2.0 32 200 70 160 Z2 256 260 251 2.0 128 200 65 Z3 93 99 85.5 3.0 31 200 100 186 Z4 279 285 271.5 3.0 93 200 95 表 1-2 nts第 17 页 共 32 页 3-1-2 轴的设计与校核 一、高速级轴的设计与校核 1、初步拟定 高速级轴 上零件的装配方案 1）轴上载荷： I 轴输入 功率1P=9.48（ KW）； 转速1n=970（ r/min）； 转矩 1T =9.33 104 （ mmN ）。 2）材料选择 ：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑 和严格的钢度要求 因素，选择 40Cr 其许用弯曲疲劳强度为 1=355 （ MPa） 。 3） 初步确定轴的最小直径 d min=311nPA。 （查表 15-3， A0 取 110） d min=311nPA。 = 3 97048.9110 =23.52（ mm ） 取 dmin =25（ mm） 4） 初选轴上零件的装配尺寸 并 确定 轴上零件的装配方案 如下图 1-4： 图 1-4 a） I-II、 IV-V 段轴用于安装轴承 6307 和 轴套 （ 用于固定轴承 ） ，故取直径为 35（ mm） ，长度取为 2 21+2 10=62（ mm） 。 b） II-III 段 为小齿轮 ， 直径 取 为 69（ mm） ，长度为 70（ mm）。 c） III-IV 段为 自由段 考虑到中间轴上的 Z3 齿轮的宽度为 100（ mm）所以 直径 取为 40mm， 长度取为 110（ mm）。 nts第 18 页 共 32 页 d） - 段 为端盖布置及预留装配端 考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度 所以 外径 取 30mm， 长度取为 45（ mm）。 e） - 段 用于与联轴器配合， 直径为 25mm， 长度取为 50mm，考虑到联轴器需要 44（ mm）及预留 6（ mm） 。 所以总长及各段直径如下： 长度： L= LI-II +LII-III+ LIII-IV+ LIV-V+ L - + L - =31+70+110+31+45+50=337（ mm） 各段直径： LI-II、 LIV-V为 直径 35（ mm） LII-III 为 直径 69（ mm） LIII-IV 为 直径 40（ mm） L - 为 直径 30（ mm） L - 为 直径 25（ mm） 2、校核 高速级轴 的强度计算 对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。 其结构可以简化为下图 1-5所示： 图 1-5 1） 受力分析 及扭弯合成计算 齿轮受力可以分解为经向力 Fr 和圆周力 Ft 其大小和反向计算如下： ）（）（KNFFKNdTFtrt06.120t an92.2642103.9320311 nts第 19 页 共 32 页 求 d 点的弯矩以便画扭弯图： xy 平面内的弯矩 ： Mxy= ）（ mmNLLLFafaddfr 43 104.4221 5.1655.551006.1 xz平面内的弯矩 ： Mxz= ）（ mmNLLLFafaddft 43 1014.12221 5.1655.551092.2 2） 弯矩、扭矩图如 1-6 图 所示 ： 图 1-6 ）（ N m mMMM xzxy 4242422 109.121014.12104.4ma x T1=9.33 104 （ Nmm） 3）第三强度理论校核： nts第 20 页 共 32 页 121221224 WTMWTWMca经分析最容易破坏的是 b、 c、 d 点，所以对这三点分别进行校核。 a）校核齿轮中点 d（直径为 69（ mm） 考虑到切齿轮的削弱用 45（ mm）来计算 ）的强度： ）（ M P adWTMddd 8.17329 3 311 2 9322212 因为 40Cr 的许用弯曲疲劳强度 1 =355 （ MPa） 所以 d 点安全。 b）校核 c 点（直径为 40（ mm）的强度： ）（ N m mMMM xzcxycc 422 1059.13 3293319.135322212ccc dWTM 因为 c 点的直径、弯矩都大与 b 点，所以将 b 点的直径 db=35（ mm）代如上式如果满足强度要求则知道 c、 b 两点都满足强度要求。经计算得： 2.39323.9319.1351322212 ）（ M P adWTMbbc所以设计的高速级轴 1 大大的 满足强度要求， 不需钢度校核了， 设计合理不用修改了 （且直接在轴上切齿轮） 。 二 、 中间级 轴 的设计与校核 1、初步拟定中间 高速级轴 上零件的装配方案 1）轴上载荷： 轴输入 功率 1P =9.01（ KW）； 转速n=242.5（ r/min）；转矩 1T =35.5 104 （ mmN ）。 2）材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑 和严格的钢度要求 因素，选择 40Cr 其许用弯曲疲劳强度为 1 =355 （ MPa） 。 3） 初步确定轴的最小直径 D min=3nPA。 （查表 15-3， A0 取 110） nts第 21 页 共 32 页 d min=3nPA。 = 3 5.24201.9110 =36.7（ mm ） 取 d min =40 （ mm） 4） 初选轴上零件的装配尺寸并 确定轴上零件的装配方案 如下图 1-7： 图 1-7 a） I-II、 - 段轴用于安装轴承 6308 和 轴套 （ 用于固定轴承 ） ，故取直径为 40（ mm），长度取为 2 23+2 12.5=71（ mm） 。 b） II-III 段为大 齿轮 Z2， 直径 取 为 45mm，长度为 65（ mm）。 c） III-IV 段为 定位轴肩，为使得齿轮 Z2 与 齿轮 Z1 对中 所以 外径 取为50（ mm） ，长度取为 10（ mm）。 d） IV-V 段 为安装齿轮 Z3，其宽度为 100（ mm）， 所以 直 径 取 45mm，长度取为 100（ mm）。 所以总长及各段直径如下： nts第 22 页 共 32 页 长度： L= LI-II +LII-III+ LIII-IV+ LIV-V+ L - =35.5+65+10+100+35.5=246（ mm） 各段直径： LI-II、 L - 为 直径 40（ mm） LII-III 、 LIV-V为 直径 45（ mm） LIII-IV 为 直径 50（ mm） 2、校核 中间级轴 的强度计算 对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图 1-8所示： 图 1-8 1） 受力分析及扭弯合成计算 齿轮受力可以分解为经向力 Fr 和圆周力 Ft 其大小和反向计算如下： ）（）（）（）（KNFFKNdTFKNFFKNdTFtrttrt62.220t an2.793210355200.120t an77.22562103552022332011321求 各点的弯矩 画扭弯图： xy平面内的弯 矩： M c=12.25 104（ Nmm）； Mf=1.27 104（ Nmm） nts第 23 页 共 32 页 xz平面内的弯矩： M c=46.17 104（ Nmm）； Mf=30.6 104（ Nmm） 2）弯矩、扭矩图如 1-9 图所示： 图 1-9 ）（ N m mMMM xzxy 4242422 107.471017.461025.12ma x T1=35.5 104 （ Nmm） 3）第三强度理论校核： 121221224 WTMWTWMca经分析最容易破坏的是 c 点，所以对这点 进行校核。 a） 校核齿轮中点 c（直径为 45（ mm） 因为为转角点，所以我们取直径为 40（ mm） 来算 ）的强度： ）（ M P adWTMccd 6.9432355147732222 因为 40Cr 的许用弯曲疲劳强度 1 =355 （ MPa） 所以 c 点安全。 所以设计的中间级 轴 满足强度要求， 不需钢度校核了， 设计合理不用修改了。 nts第 24 页 共 32 页 三 、低速级轴 的设计与校核 1、初步拟定 高速级轴 上零件的装配方案 1）轴上载荷： I 轴输入 功率1P=8.56（ KW）； 转速1n=80.68（ r/min）；转矩 1T =101 104 （ mmN ）。 2）材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严格的钢度要求因素，选择 40Cr 其许用弯曲疲劳强度为 1=355 （ MPa） 。 3） 初步确定轴的最小直径 D3min=3nPA。 （查表 15-3， A0 取 100） d min=3nPA。 = 3 68.80 56.8100 =52.1（ mm ） 取 dmin =55（ mm） 4）初选轴上零件的装配尺寸并 确定轴上零件的装配 方案 如下图 1-10： 图 1-10 a） I-II、 - 段轴用于安装轴承 6212 和轴套（ 用于固定轴承 ） ，故取nts第 25 页 共 32 页 直径为 60（ mm），长度取为 2 22+2 15=74（ mm） 。 b） II-III 段 为 齿轮 Z4， 直径 取 为 65（ mm），长度为 95（ mm）。 c） III-IV 段为 轴肩用来定位， 所以 外径 取为 70mm，长度取为 12（ mm）。 d） IV-V 段 为自由端考虑到与中间轴上齿轮的对中配合， 所以 外径 取65mm，长度取为 63（ mm）。 e） - 段 用于 端盖布置及预留装配端 考虑箱体突缘厚
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号