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钉磨机床设计【8张图/13900字】【优秀机械毕业设计论文】

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钉磨机床设计【】【优秀机械毕业设计论文】.rar

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A0-钉磨机床主视.dwg

A0-钉磨机床俯视.dwg

A0-钉磨机床左视.dwg

A1-压紧滚动部分.dwg

A2-丝杠部分.dwg

A3-蜗杆传动部分.dwg

A3-钉磨轮内轮毂.dwg

A3-钉磨轮外轮毂.dwg

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关键词：: 机床设计优秀优良机械毕业设计论文

资源描述：

文档包括:
说明书一份,47页,13900字左右.
任务书一份.
翻译一份.

图纸共8张:
A0-钉磨机床俯视.dwg
A0-钉磨机床主视.dwg
A0-钉磨机床左视.dwg
A1-压紧滚动部分.dwg
A2-丝杠部分.dwg
A3-钉磨轮内轮毂.dwg
A3-钉磨轮外轮毂.dwg
A3-蜗杆传动部分.dwg

摘要

为了把报废轮胎进行回收利用，加工成农业机械用的实心轮胎。而设计了钉磨机床，钉磨机床是属于专用机床，它是实心轮胎加工中的其中一道工序。据统计，目前全世界每年有15亿条轮胎报废，其中北美大约4亿条，西欧近2亿条，日本1亿条[1～5]。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。所以对为了把废旧轮胎进行回收加工的机械进行优化设计是有重大意义的，国外例如美国等国家关于类似的机床设计挺多的他们关于废轮胎回收利用的企业挺多的。
关键字：报废轮胎蜗杆传动部分带传动部分压辊部分

Abstract

For proceeds to discards the tire the recovery makes use of, processing the solid tire that farm machinery use.But design the whets the machine bed, the whets the machine bed is an among them a work to belong to the appropriation machine bed, it is, in the solid tire that process preface.According to the covariance, the current whole world reaches annually 2,200,000,000 about 4 of hundred million, Western Europe is near 2 of hundred million,1 of hundred million ： Japan[1 5] of ～ .How to will discard the old tire recycling and reduce the deal turns, harmless turn, not only relate to the this important and social problem in environmental protection, but also still relate to keep on developping this world strategy problem.So to for proceeds to discard recovery that old tire the machine processes to proceed excellent turn the design is a business enterprise to have great significance, abroad for example the United States etc. nation concerning similar machine bed design pretty many they concerning discard tire recover the exploitation pretty many.
Key word:Discarding the tire Pole spreads to move the part Takes to spread to move the part Presses the roll part

目录

摘要 ………………………………………………………………I
Abstract …………………………………………………………II
第1章绪论………………………………………………………1
1.1 钉磨机床的技术现状及发展趋势 ……………………1
第2章钉磨机床的机构方案……………………………………2
2.1 钉磨机床的研究目的和意义 …………………………2
2.2 钉磨机床的特点 ………………………………………2
2.3 钉磨机床的用途和应用领域 …………………………2
2.4 总体方案确定 …………………………………………2
2.5 钉磨机床的结构方案确定 ……………………………3
2.5.1 钉磨头部分 …………………………………4
2.5.2 蜗杆传动部分 ………………………………4
2.5.3 带传动部分 …………………………………4
2.5.4 齿轮传动部分 ………………………………4
2.5.5 压辊部分 ……………………………………4
第3章钉磨头部分的结构方案设计……………………………6
3.1 引言 ……………………………………………………6
3.2 钉磨头的结构方案 ……………………………………6
3.2.1 钉磨头的结构方案确定 ……………………7
第4章蜗杆传动部分的设计……………………………………8
4.1 蜗杆传动的类型 ………………………………………8
4.2 蜗杆传动的失效形式 …………………………………9
4.3 蜗杆刚度计算和蜗轮轮齿强度计算分析 ……………11
4.3.1 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 ………………11
4.3.2 蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算 ………………14
4.3.3 蜗杆传动的刚度计算 ………………………15
4.4 材料选择： ……………………………………………16
4.5 设计计算： ……………………………………………16
4.5.1 接触疲劳强度计算：…………………………17
4.5.2 弯曲疲劳强度校核 …………………………19
第5章带传动部分的设计 ……………………………………22
5.1 概述……………………………………………………22
5.1.1 带传动的特点 ………………………………22
5.1.2 应用范围 ……………………………………22
5.1.3 带传动中的力分析 …………………………23
5.2 普通V带传动设计……………………………………25
5.2.1 V带传动的具体设计…………………………25
5.2.2 带的弹性滑动和打滑 ……………………28
5.3 V带轮结构设计 ………………………………………31
5.3.1 V带轮设计的要 ……………………………31
5.3.2 带轮的材料 …………………………………31
5.3.3 结构尺寸 …………………………………31
第6章齿轮传动部分设计 ……………………………………33
6.1 概述 …………………………………………………33
6.1.1 齿轮传动的主要特点： ……………………33
6.2 失效形式 ……………………………………………34
6.3 设计内容 ……………………………………………34
6.3.1 按齿面接触强度设计 ………………………35
6.3.2 按齿根弯曲强度设计 ………………………37
6.3.3 几何尺寸计算 ………………………………39
第7章绿色制造技术 …………………………………………40
7.1 绿色设计的主要内容 ………………………………40
7.2 绿色设计的原则 ……………………………………41
第8章技术经济性分析 ………………………………………43
结论 ………………………………………………………………44
致谢 ………………………………………………………………45
参考文献 …………………………………………………………46
专题 ……………………………………………………………48
附录 I …………………………………………………………59
附录 II …………………………………………………………67

任务书

一、设计（论文）题目：钉磨机床设计
二、专题题目：钉磨头设计及优化
三、设计的目的和意义：为了把报废轮胎进行回收利用，加工成农业机械用的实心轮胎。而设计了钉磨机床，钉磨机床是属于专用机床，它是实心轮胎加工中的其中一道工序。据统计，目前全世界每年有15亿条轮胎报废，其中北美大约4亿条，西欧近2亿条，日本1亿条[1～5]。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。所以对为了把废旧轮胎进行回收加工的机械进行优化设计是有重大意义的。
四、设计（论文）主要内容：钉磨机床的结构改进和加工方式的确定。及改造后的钉磨机床的工作原理，工作过程中的受力情况，以及各传动部件的选择。
五、设计目标：提高钉磨机床的加工质量和生产效率。
六、进度计划： 2006年3月13日至3月31日进行为期3周的生产实习；4月1日至4月10日完成对设计题目的资料收集与查询；4月11日至5月11日完成了为期一个月的专题设计；5月12日至5月22日完成毕业设计的说明书草稿的编写；5月22日至5月27日进行钉磨机床设计；5月28日至6月20日进行毕业设计说明书的编写和图纸的绘制；6月21日至6月25日最后的审稿及说明书和图纸的打印。
七、参考文献资料：（1）第一机械工业部编量具、刃具产品样本 [M] 北京：机械工业出版社 1972.7
（2）唐蓉城陆玉主编机械设计 [M] 北京：机械工业出版社 1993.5
（5）邱宣怀主编机械设计 [M] 第四版北京：高等教育出版社 1992.3
（6）孔凌嘉王晓力主编机械设计 [M] 北京：北京理工大学出版社 2006.2.1

钉磨机床设计

内容简介：: 1 第 1 章：绪论磨机床的技术现状及发展趋势随着科学技术的进步，对报废轮胎的回收利用方向及领域在不断地发展和扩展。世界各国纷纷积极开辟废旧轮胎综合利用新途径。尤其是近些年来，公众的环境保护意识日益增强，利用废旧资源培育新型产业，实现经济可持续性发展成了世界各国的共识。跟钉磨机床的加工原理相似的机床在国外得到很好的利用，同时机床的设计及制造质量也达到了一定的水平。并形成了一定的生产规模。在国内，首先我国是一个橡胶消费大国， 2000 年汽车轮胎产量就达到 7828 万条，废旧轮胎日益增多，已成为亟待解决的问题。勿庸置疑，努力开发各种处理废旧轮胎的新技术、新工艺，对充分利用再生资源，减少环境污染，改善人类的生存环境。在国内的钉磨机床主要是国内各个企业自己根据自己的需要而自行设计的所以它在国内的设计还不够成熟还有待进一步改进。 2 第 2 章钉磨机床的机构方案磨机床的研究目的和意义为了把报废轮胎进行回收利用，加工成农业机械用的实心轮胎。而设计了钉磨机床，钉磨机床是属于专用机床，它是实心轮胎加工中的其中一道工序。据统计，目前全世界每年有 15 亿条轮胎报废，其中北美大约 4 亿条，西欧近 2 亿条，日本 1 亿条 1 5。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。所以对为了把废旧轮胎进行回收加工的机械进行优化设计是有重大意义的，国外例如美国等国家关于类似的机床设计挺多的他们关于废轮胎回收利用的企业挺多的。磨机床的特点改变了钉磨机床原来加工效率低的不足。同时也对它的结构进行了优化设计，降低了它的制造成本，提高了它的利用效率。磨机床的用途和应用领域钉磨机床主要用于橡胶的加工，例如：磨轮胎的凹型面。它的设计结构简单，制造成本低。可以很好的应用于我国各大中小型企业加工的需要，应用领域非常的广泛，发展前景十分乐观。体方案确定钉磨机床是用来对报废轮胎的切块进行磨削加工的机床。它的结构有两种设计方案。第一种方案把磨头布置在机架的一边的正中间，且磨头成圆柱形设计。磨头的两侧用两个压辊压住工件。对于磨头和压辊的空间位置由两个手柄操作。第二种方案把磨头布置在机架一边的右侧端。磨头设计成为 3 成型件，也就是改为成型加工。磨头压着的工件只用一个压辊来压住，且磨头和工作台，它们的运动方向的关系是相反的。且磨头和压辊的空间位置由一个手柄来操作。我选择第二种设计方案，由于第二种方案采用的是成型加工它比起第一种方案在效率上比较高些。而且第二种设计方案中机床的结构比第一种设计方案要简单许多。由此第二种设计方案可以降低机床的设计成本，提高了工件的加工效率。磨机床的结构方案确定钉磨机床主要分为四大部分，它们是： 1、钉磨头部分； 2、蜗杆传动部分； 3、带传动部分； 4、齿轮传动部分； 5、压辊部分。钉磨机床的总体结构：蜗杆传动部分及齿轮传动部分带传动部分钉磨头部分压辊部分?2磨机床结构图 4 磨头部分钉磨头部分它是机床的主要工作部件，它的四周布满了钉头。且它们成螺旋式布置。钉磨头的工作原理是在电机的带动下，它利用布置在其周围的钉头来对废轮胎切块进行磨削加工。钉磨头的结构图如下：图 2磨头的结构图杆传动部分蜗杆传动部分在机床中的作用是：实现大的传动比和大的扭距。它在机床中也是主要的传动部分。传动部分带传动部分主要包括两个部分：第一个部分是主电机与钉磨头之间的传动；第二个部分是辅助电机与工作台之间的传动。且第二部分的机构简图如下：图 2传动的结构简图轮传动部分齿轮传动部分的主要作用是将蜗轮传递过来的扭距传递给与工 5 作台相连接的轴，从而实现工作台的转动。辊部分压辊部分它的主要作用是当钉磨头在工作时，压住工件。且它的组成部分主要有两大部分：支架；压辊。其结构图如下：支架压辊图 2辊结构图 6 第 3 章：钉磨头部分的结构方案设计言随着科学技术的飞快发展，世界的工业也随着快速地发展，特别是电子及汽车行业。汽车给人们带来了交通便利，公路运输促进了国民经济的发展。但我们在享受便利和品尝经济发展的成果时，不得不面对日益增多的废旧轮胎。据统计，目前全世界每年有 15 亿条轮胎报废，其中北美大约 4 亿条，西欧近 2 亿条，日本 1 亿条 15。如何将废旧轮胎资源化、减量化、无害化，不仅关系到环境保护这个重要的社会问题，而且还关系到持续发展这一全球性的战略问题。轮胎工业的原材料在很大程度上依赖于石油，特别是在天然橡胶资源缺乏、大量使用合成橡胶和合成纤维的国家， 70以上的原材料是以石油为基础。在美国，每生产 1 条乘用轮胎要消耗 26 升石油，每生产 1 条载重轮胎要消耗 106 升石油。可以说，不管以何种方式利用废旧轮胎，其最终结果都是提高了石油的利用价值，在目前能源日趋紧张的形势下，回收利用废旧轮胎对节约能源具有重大意义。我国是一个橡胶消费大国， 2000 年汽车轮胎产量就达到 7828万条，废旧轮胎日益增多，已成为亟待解决的问题。如不未雨绸缪，及早治理，必将给城乡环境带来不良影响。勿庸置疑，努力开发各种处理废旧轮胎的新技术、新工艺，对充分利用再生资源，减少环境污染，改善人类的生存环境具有积极意义。同时为了解决这一问题而兴起的行业和解决方向逐渐增多，同时绿色回收就是其中一个重要的方向。例如把报废轮胎加工成实心轮胎（用于农用机械）而钉磨机床是这一工作中的其中一道工序所用的专用机床。磨头的结构方案钉磨头的结构可以有两种形式：其一就是：成圆柱形的外形结构，钉头成螺旋式布置。且它在加工时需要两个压辊来压住工件。其二就是：成成形的外形结构，钉头也成螺旋式布置。它在加工时只需一个压辊来压住工件。 7 磨头的结构方案确定我选用的是第二种设计方案，由于它采用的是成形加工。且压辊只需一个，这样能很好地简化机床机构。同时又能提高加工的效率。这样也能降低机床的制造成本。 8 第 4 章：蜗杆传动部分设计杆传动的类型目前，我国生产的包络环面蜗杆副主要有：平面一次包络环面蜗杆副；锥面二次包络环面蜗杆副等。以直齿或斜齿平面蜗轮为产形轮而展成包络环面蜗杆称为平面包络环面蜗杆，这些特定齿面的蜗轮可以和它们各自的包络环面蜗杆组成蜗杆传动，称为平面一次包络环面蜗杆传动。其中直齿平面蜗杆传动是由美国格里森公司 1922 年发明的，适用于大传动比场合的；斜齿平面蜗杆传动是由日本的左藤于 1952 年发明的，适用于中、小传动比，最小传动比 i=果以次包络环面蜗杆为产形轮再展成一个蜗轮，其过程称为第二次包络；平面包络环面蜗杆与由它展成的蜗轮构成的传动，称为平面二次包络环面蜗杆传动。平面二次包络环面蜗杆副与普通圆柱蜗杆及直廓环面蜗杆相比较，具有接触齿数多、蜗杆齿面可淬硬精确磨削、齿面硬度高、齿面光洁、精度高、齿面接触面较大，并有瞬时双线接触、接触线总长度长、综合曲线半径大、接触应力小、啮合润滑角大，啮合中容易形成动压油膜，减少齿面磨损等特点。由于平面二次包络蜗杆传动具有上述优点，因此，自该传动型式诞生以来，很快在全国各行各业中被推广，现已大量应用于冶金设备，并在造船、采矿、机械、建筑、军工、化工等各行业中采用，受到普遍欢迎。由于在多头小速比的场合，平面二次包络环面蜗杆会产生蜗杆齿面根切和边齿齿顶变尖等现象，而且头数越多越严重，因此，一般速比不能小于 8，按正常情况只能做到 4 个头。直廓环面蜗杆则在工艺上十分复杂，成本较高，国内最多只能做到 6 个头。锥面二次包络环面蜗杆传动是介于平面二次包络环面蜗杆传动和直廓环面蜗杆之间的一种新型环面蜗杆传动，它既具有平面包络环面蜗杆可以淬硬磨削、制造工艺较易实现的特点，又具有直廓环面蜗杆可避免蜗杆边齿齿顶变尖和根切的优点。但是，它在蜗杆齿 9 面接触区面积上不如平面二次包络环面蜗杆传动大，而比直廓环面蜗杆传动宽；在边齿齿顶变尖和根切方面不如直廓环面蜗杆那样根本不会产生，而平面包络环面蜗杆那样根本不会产生，而平面包络环面蜗杆当速比小于 10 时却难于避免。为了更好地发挥各自的优势，当蜗杆头数为 14 时，可制成平面二次包络环面蜗杆副，而当蜗杆头数大于 4 时，则可制成锥面二次包络环面蜗杆副。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。如图蜗杆传动图 4蜗杆传动简图杆传动的失效形式和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式也有点蚀（齿面接触疲劳破坏）、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。力角蜗杆和蜗轮啮合时，在中间平面上，蜗杆的轴面模数压力角应与蜗 10 轮的端面模数压力角相等，即 12m m1220 蜗杆轴向压力角的法向压力角的关系为： n式中为导向角。 d1 q= 1蜗杆的直径系数 3，蜗杆头数根据要求的传动比和效率来选定。一般为 1， 2， 4， 6。 4，导程角对于要求具有自锁性能的传动则采用 30时，则可始终保持有两对以上的齿啮合，所以通常规定28。对于动力传动，20。 7，蜗杆的标准中心距为 a a 2112 + 212 + 1 2+ d 212 d 21 22 m q x z蜗轮变位系数 x 的常用范围为 0 ,为了有利于蜗轮齿强度提高，最好 x 为正值。杆刚度计算和蜗轮轮齿强度计算分析轮齿面接触疲劳强度计算由于阿基米的蜗杆传动在中间平面上相当于支持齿条的蜗轮的啮合传动，而蜗轮本身有相当于一个斜齿圆柱齿轮，因此蜗轮齿面接触疲劳强度计算与斜齿圆柱齿轮传动相似，所以赫兹应力公式作为开始计算公式，按节点处啮合的条件计算有关系数。由赫兹应力计算公式知： 1 1 2 21. 1 / 1 /E 12 式中，计算式为222 0 0 0 / c o s c o T d ; 为综合曲率半径（当量曲率半径），由于蜗杆齿在法截面上近似直线轮廓，取，蜗轮的曲率半径借用斜齿轮的曲率半径公式22s i n / 2 c o 则蜗杆传动在节点处的曲率半径为22 s i n2 c o ； L 为最小接触线长度，其计算式为13 6 0 c o st 式中 1360d为蜗轮轮齿弧长，为蜗轮齿宽角（取 100 ）；t 为端面重合度，一般取 2t ； X 为接触线长度变化系数，可取。将以上数值代入公式后得到接触线长度计算式后得到接触线长度计算公式： H为蜗轮许用接触应力引入弹性系数 221 1 2 211 / 1 /E 取值可参考表 11且铸造蜗轮与钢质蜗杆配对通常取 155 P将以上各参数值代入赫兹公式 22 1 220001 1 c o s 2 c o s. . . .c o s c o s 1 . 3 1 s i n ZL d d d 一般取 5 25 : ，（平均值）， 20 ，代入整理得： 222 2 21 2 1 29 0 0 0 9 0 0 0H E K d d m z 13 其齿面接触疲劳强度条件为：（校核公式） 222129000H E m z则设计公式为： 221229000 m K H：蜗轮齿面的最大接触应力 1d：蜗杆分度圆直径（ 2d：蜗轮分度圆直径（ 2T：蜗轮工作转矩 H ：蜗轮材料的许用接触应力根据计算出的 21 11定相应的1, 许用接触应力 H，可以分两种情况确定：（ 1）当蜗轮材料为强度极限 300 的青铜时，失效形式主要是疲劳点蚀，其许用应力与应力循环次数 N 有关，即： 78 10H N O H O 触寿命系数 260N an ta ：蜗轮每转一转是个轮齿啮合的次数 14 2n：蜗轮的转速 t ：蜗轮总的工作小时数 572 . 6 1 0 2 5 1 0N 当 0N 时 0N 当 725 10N 时 725 10N （ 2）当蜗轮材料是强度极限 300 的青铜或铸铁时，失效形式主要是胶合。需通过限制齿面接触应力H的大小来防止发生胶合。因此要根据抗胶合条件选择许用接触应力其值与润滑条件，相对滑动速度有关，而与循环次数无关。 2，蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算：由于蜗轮的齿形较复杂，在平行于中间平面的各截面内，蜗轮的齿厚不同无法精确计算齿根的弯曲应力。简化计算可以近似将蜗轮是威胁齿圆柱齿轮进行计算。将蜗轮各参数转化后代入斜齿圆柱蜗轮弯曲疲劳强度计算公式中并考虑实际齿宽为： 1 0360 （取 100 ）则可推导出齿根弯曲疲劳强度校核公式为： 222121 5 3 0 c o d m z 同理：设计公式为： 22 21 21 5 3 0 c o s m F：蜗轮齿根的弯曲应力轮齿形系数，可按当量齿数23值由表 11查取（ 20 ， * 1） 15 2T：蜗轮转矩（ F ：蜗轮的许用应力（ F N O 69 10N 为应力循环次数蜗轮材料为铸铁时： 661 0 6 1 0N 蜗轮材料为青铜或黄铜时： 661 0 2 5 1 0N 蜗杆传动的刚度计算蜗杆传动中，蜗杆与蜗轮箱壁直径较小质点间的跨距较大，蜗杆受力后产生或大的挠曲变形造成轮齿上载荷分布不均，影响蜗轮蜗杆的正常啮合传动，因此对蜗杆还需进行刚度校核。在进行蜗杆刚度校核时通常把蜗杆螺旋部分近似看作以蜗杆齿根圆直径为直径的光轴通过计算其中央截面的挠度值来校和蜗杆的弯曲刚度。蜗杆轴主要有切向力向力轴的啮合处产生的最大挠度值应满足以下刚度条件： 12 22322 48 F Fy y y 式中：杆受的切向力杆受的径向力 L ：蜗杆的支点跨距 16 E ：为蜗杆的材料弹性模量 ()4 / 64 蜗杆齿根圆直径 1m a x 0 . 0 0 1 料选择：制造蜗杆副的材料组合首先要求有良好的减摩性，此外还有求一定的强度，在滑动速度较高 s/s/重要传动中，蜗轮材料通常采用铸锡青铜 10 1 和 6 铸铝铁青铜 19 4 和1 1 0 3 1 A 的抗胶合能力较差，不宜用于滑动速度大于 8/ 蜗杆材料主要为碳钢和合金钢。且蜗杆的结构及安装图如下：图 4蜗杆的结构及安装图计计算：初选电机功率速 960r/动比试选 40，载荷平稳，预计使用 1200h。蜗杆采用 45 钢，表面硬度大于 45蜗杆头数1z=1，蜗轮材料采 17 用砂模制造，蜗轮齿数2140z 计算步骤如下：触疲劳强度计算：（ 1）许用接触应力：参考文献（ 8）表 13：应力循环次数 4222 m a 6 0 1 1 2 0 0 040v i n 0 许用接触应力 7788 61 0 1 0 0 . 9 0 . 9 2 2 0 2 1 15 . 9 9 1 0 查表 1300 （ 2）计算 3蜗轮转矩：6612 1 1 110 . 9 5 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 0 0 . 7 0330 i （1 1z，假设1 ，见 13） 52 7 . 6 9 1 0 m m 载荷系数 1 1 . 1 1 1 . 1k k k 1）查表 13 1，2 3/v m s， k参考文献（ 6）查表 13，取 1。 23229 . 4 7 c o s q k 18 25 1559 . 2 6 1 . 1 7 . 6 9 1 0 4 5 3 84 0 1 6 1 查表 1355 查 13 9 c o s 9 由 13得 3 5120时 8m 1 80d mmq（直径系数） =10 因 n ，都为定，故为初步计算。（ 3）传动基本尺寸参考文献（ 1）表 13杆分度圆直径：22 4 0 8 3 2 0d z m m m 传动中心距： 1211( ) ( 8 0 3 2 0 ) 2 0 022a d d m m （由于 125 是标准系列所以不需要变位）蜗杆导程角：1 1a r c t a n a r c t a n 5 . 7 110 蜗杆螺纹长度：122 1 2 4 0 1 1 0 2b m z m m 蜗轮齿宽： 2 2 ( 0 . 5 1 ) 2 8 ( 0 . 5 1 0 1 ) 6 1b m q m m 蜗轮齿宽角：21612 a r c s i n 2 a r c s i n 9 9 . 4 1 0 080 其它尺寸略（ 4）定精度等（ R）蜗轮圆周速度： 2223303 . 1 4 3 3 040 0 . 1 4 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0m s 滑动速度： 2 0 . 1 4 5 1 . 4 6 /s i n s i n 5 . 7 1s vv m s 精度等级：查表 13 选取 7 级精度。 19 曲疲劳强度校核 1）许用弯曲应力计算 69 10 ( 0 . 2 5 0 . 0 8 ) 1 . 2 5 参考表 13 ,s 见表 13 蜗杆硬度 45时，所乘的系数，参考表 13 69 10 ( 0 . 2 5 1 4 0 0 . 0 8 2 2 0 ) 1 . 2 50 . 5 9 9F 5 2 . 6 0 . 8 2 2 2 0 53.9 2）弯曲应力计算当量齿数： 233 40 4 0 . 6c o s c o s 5 . 7 1v 齿形系数：参考表 13用插入法旋角系数： 5 . 7 11 1 0 . 9 61 4 0 1 4 0Y 弯曲应力： 52121 . 6 4 1 . 6 4 1 . 1 8 1 0 1 . 7 2 0 . 9 68 0 3 2 0 8Yd d m 1 1 3 安全 3）、效率计算啮合效率： 1ta n ( )v 20 v查表 13 。 1t a n 5 . 7 1 0 . 7 9t a n ( 5 . 7 1 1 . 5 )搅油效率：取2 滚动轴承效率：取3 对总效率： 21 2 3 0 . 7 9 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 7 6 7 复核 3 23229 . 4 7 c o s q k 25 0 . 7 9 1 5 59 . 4 7 c o s 5 . 7 1 1 . 1 7 . 6 9 1 00 . 7 4 0 1 6 15120 热平衡计算：箱体面积： 1 . 7 5 1 . 7 5 22000 . 3 3 0 . 3 3 1 . 1 11 0 0 1 0 0 工作油温： 1101 0 0 0 (1 ) 1 0 0 0 ( 1 0 . 7 6 7 ) 0 . 9 5 7 201 5 1 . 1 1 0 3 3 0 润滑油粘度，润滑方法选择润滑油粘度根据 sv m s参考表 13 21 250 3 0 0 /Cv m m s 2100 3 5 /Cv m m s 方法：浸油。 22 第 5 章：带传动部分设计述带传动是由固联于主动轴上的带轮 1 也就是主动轮、固联于从动轴上的带轮 3 也就是从动轮和紧套在两轮上的传动带 2 组成的如下图。当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦（或啮合），便拖动从动轮一起转动，并传递一定动力。带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应用。 n1 n 2带传动简图传动的特点带传动中，带为中间挠性件，并靠摩擦力工作，所以能缓冲和吸振，运行平稳，无噪声，过载时，将会引起带在带轮上打滑，因而可以防止其他零件的损坏，可增加带长以适应中心距较长的工作条件（平型带传动可达 15m），缺点是带与轮面之间有滑动，式传动效率降低和不能保持准确的传动比。传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和作用在轴上载荷都比啮合传动大，带的寿命较短。同步带传动因考虑啮合传动，可以消除这些缺点，它传动比准确，作用在轴上的载荷小，但对制造，安装要求较高。用范围带传动的运用范围较广，传动效率较齿轮传动低，所以大功率的带传动比较少用，常用的不超过 50带的工作速度一般为520m/s，使用特种带的变速传动可 60m/s,超变速传动可到 100m/s。 23 传动中的力分析安装带传动时，带传动即以一定的预紧力0于0和带轮的接触面上就产生了正压力。带传动不工作时传动带两边的拉力相等，都等于0F（图 a） . 带传动工作时（图 b），设主动轮以转速 1n 转动，带与带轮的接触面间便产生摩擦力，主动轮作用在带上的摩擦力图 c)轮 1 的外侧，主动轮即靠此摩擦力驱使带运动；带作用在从动轮上的摩擦力的方向，显然与带的运动方向相同见图 c)轮 2 的内侧；带轮作用在带上的摩擦力的方向则与带的运动方向相反，带同样靠摩擦力n 转动。这时传动带两边的拉力也相应地发生了变化；带绕上主动轮的一边被拉紧，叫做紧边，紧边拉力由0F ；带绕上从动轮的一边被放松，叫做松边，松边拉力由0F 参看图 b)。如果近似地认为带工作时的总长度不变则带的紧边拉力的增加量，应等于松边拉力的减少量。 n1 n 2不工作时n1 n 2工作时带传动的工作原理图F 0 F 0F 0 F 1F 2F 2图 5带传动的原理图也就是： 2001 或 021 2 (1) 在图 d)中（径向箭头表示带轮作用于带上的正压力），当取主动轮一端的带为分离体时，则总摩擦力 0T ，即 24 0222 12111 由上式可得在带传动中，有效拉力是带和带轮接触面上各点摩擦力的总和，故整个接触面上的总摩擦力由上式关系可知 1 f (2) 即带传动所能传递的功率 P（单位为 1000e(3) 式中：位为 N； v 为带的速度，单位为 m/s. 将式（ 2）代入式（ 1）中可得 201 202 （ 4）由式（ 4）可知，带的两边的拉力 1F 和 2F 的大小，取决于预紧力0由式（ 8 3）可知，在带传动能力范围内，大小又和传动的功率 P 及带的速度有关。当传动的功率增大时，带的两边拉力的差值 21 也要响应地增大。带的两边拉力的这种变化，实际上反映了带和带轮接触面上摩擦力的变化。显 25 然，当其它条件不变且预紧力0F。一定时，这个摩擦力有一极限值（临界值）。这个极限值就限制着带传动的传动能力。 F 2 F 2F 1 F 1图 d ) 带与带轮的受力分析图 5带与带轮之间的受力分析图通 V 带传动设计传动的具体设计 1，普通 V 带型号参考文献（ 5）查表 10 取 1 . 2 1 . 1 1 . 3 2k p k W 根据9 6 0 / m i n )n n r由图选取 z 型 2，带轮基准直径参考（ 5）图 10表 10 1 63dd ，传动比 12960 3320ni n 26 4，大带轮的基准直径 21 ( 1 ) 3 6 3 ( 1 0 . 0 1 ) 1 8 7 . 1 1i d 参考文献（ 12）查表 2 180dd ，确定蜗轮轴的实际转速 1212(1 ) (1 0 . 0 1 ) 9 6 0 6 3 3 3 3 / m i 6，带速 1 1 6 3 9 6 0 3 . 1 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 此处取11，初定轴间距 1 2 1 200 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 01 7 0 . 1 4 8 6a 且取 4508，所需基准长度 210 1 2200()2 ( )24d a d 23 . 1 4 ( 1 8 0 6 3 )2 4 5 0 ( 6 3 1 8 0 )2 4 4 5 0 1 2 8 9 由表取基准长度 1250dL ，实际轴间距 00 () 1 2 8 9 . 1 1 1 2 5 04 5 0 4 8 922a m m 27 安装时所需最小轴间距 m i n 0 . 0 1 5 4 8 9 0 . 0 1 5 1 2 5 0 4 7 0da a L m m 张紧及补偿伸长所需的最长轴间距 m a x 0 . 0 3 4 8 9 0 . 0 3 1 2 5 0 5 2 7da a L m m 10，小带轮的包角 211 1 8 0 5 7 . 3 a 11，单根 V 带的基本额定功率根据1 63dd 1 9 6 0 / m 参考文献（ 5）表得z 型带1 2，考虑传动比的影响额定功率的增量1p由参考文献（ 5）表 1 13， V 带的根数 11()p p k k 由表得由表得 1 . 3 2 1 . 4 5( 0 . 7 0 0 . 1 5 ) 0 . 9 6 5 1 . 1 1z 取 2 根 14，单根 V 带的预紧力 28 20 2 . 55 0 0 ( 1 ) m vk z v 由表得由表得 m=0 2 . 5 1 . 3 25 0 0 ( 1 ) 0 . 0 0 7 3 . 1 70 . 9 6 5 2 3 . 1 7F 的弹性滑动和打滑带传动在工作时，带受到拉力后要产生弹性变形。但由于紧边和松边的拉力不同，因而弹性变形也不同。当紧边在 1A 点绕上主动轮时（图 5其所受的拉力为 1F ，此时带的线速度 v 和主动轮的圆周速度（均指带轮的节圆圆周速度） 1v 相等。在带由 1A 点转到 1B 点的过程中，带所受的拉力由 1F 逐渐降低到 2F ，带的弹性变形也就随之逐渐减小，因带的速度便过度到逐渐低于主动轮的圆周速度 1v 。轮缘之间发生了相对滑动。相对滑动现象也发生在从动轮上，但情况恰恰相反，带绕过从动轮时，拉力由 2F 增大到 1F ，弹性变形随之逐渐增加，因而带沿带轮的运动是一面绕进、一面向前伸长，所以带的速度便过渡到逐渐高于从动轮的圆周速度 2v ，亦即带与从动轮间也发生相对滑动。这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为带传动的弹性滑动。这是带传动正常工作时固有的特性。 29 n 2n 1F 2F 2F 1 O 2B 1C 1A 1n 2A 2C 2B 2图 4 - 5 带的弹性滑动示意图( 箭头表示带轮对带的摩擦力方向 )图 5的弹性滑动示意图（箭头表示带轮对带的摩擦力方向）由于弹性滑动的影响，将使从动轮的圆周速度 2v 低于主动轮的圆周速度 1v ，其降低量可用滑动率来表示： 00121 100 v 4 或 12 )1( (4其中 1 0 0 0601 0 0 060 11111 100060100060 22222 (4式中： 1v 、 2v 分别为主、从动轮的圆周速度，单位为； 1n 、 2n 主动轮和从动轮的转速，单位为 r 1 主动轮和从动轮的节圆直径，可用10 带换，单位为将式（ 4入（ 4可得 1122 )1( 因而带传动的实际平均传动比为 )1(1 221 d （ 4 在一般传动中，因滑动率并不大（ 0000 21 ），故可不予考虑，而取传动比为： 1221（ 4 在正常情况下，带的弹性滑动并不是发生在相对于全部包角的接触弧上。当有效拉力较小时，弹性滑动只发生在带由主、从动轮上离开以前的那一部分接触弧上，例如 11 22图 5并把它们称为滑动弧，所对的中心角叫滑动角；而未发生弹性滑动的接触弧 11 22称为静弧，所对的中心角叫静角。随着有效拉力的增大，弹性滑动的区段也将扩大。当弹性滑动区段扩大到整个接触弧（相当于移动到与重合）时，带传动的有效拉力即达到最大（临界）值 F。如果工作载荷再进一步增大，则带与带轮间就将发生显著的相对滑动，即产生打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应当避免。 31 带轮结构设计轮设计的要求设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要近过动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙一般应为以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）；小功率时可用铸铝或塑料。构尺寸铸铁制 V 带轮的典型结构有以下几种形式：（ 1）实心式（图4（ 2）腹板式（图 4（ 3）孔板式（图 4; (4)椭圆轮辐式（图 4. a) b)c) d)图 8 - 1 2图 5带轮的形式结构图 32 带轮基准直径（ d 为轴的直径，单位为，可采用实心式； d 300 时，可采用腹板式（当 0011 时，可采用孔板式）； d 300 时，可采用轮辐式。带轮的结构设计，只要是根据带轮的基准直径选择结构型式；根据带的截形确定轮槽尺寸；带轮的其它结构尺寸可参照一些经验公式计算。确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术条件等。 33 第 6 章齿轮传动部分设计述齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达 200m/s. 轮传动的主要特点： 1）效率高在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达 99%。这对大功率传动十分重要，因为即使效率提高 1%，也有很大的经济意义。 2）结构紧凑在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 3）工作可靠、寿命长设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机械尤为重要。 4）传动比稳定传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，也就是由于具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高。价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。齿轮传动可做成开式、半开式及闭式。如在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。当齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地侵入油池中，则称为半开式齿轮传动。它的工作条件虽然改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体（机匣）内，这称为闭式齿轮传动（齿轮箱）。它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。 34 效形式齿轮传动就装置形式来说，有开式、半开式及闭式之分；就使用情况来说，有低速、高速及轻载、重载之别就齿轮材料的性能及热处理工艺的不同，轮齿有较脆（如经整体淬火、齿面硬度很高的钢齿轮或铸铁齿轮）或较韧（如经调质、常化的优质炭钢及合金钢齿轮），优缺点：和其它机械传动比较，齿轮传动的优点是：工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和使用很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高，精度低时，振动和噪音较大，不宜用于轴间距离较大的传动等。基本要求：（ 1）传动平稳，要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击，振动和噪声。（ 2）承载能力强，要求在尺寸小、重量轻的前提下，轮齿的强度高，耐磨性好，在预定的使用期限内，不发生断齿等失效现象。计内容已知输入功率为 1 8 . 3 2 5 / m i 足工作时间为12000h（单向运转）传动比 i=2 （ 1）材料选取：确定试验齿轮的疲劳极限应力参考文献（ 12）查表表择齿轮的材料为小齿轮： 38质 20340 大齿轮： 38质 80300 由图图级质量要求取值，查得： 2 2l i m 7 9 0 /H N m m 2 2l i m 7 6 0 /H N m m 1 26 4 0 / m m 2 26 0 0 / m m （ 2）精度选择：钉磨机属于一般的工作机器，速度不高，故选 35 7 级精度（ 1 0 0 9 5 8 8 ）（ 3）选小齿轮齿数1 28z 大齿轮的齿数2156z 齿面接触强度设计由设计公式 2131 12 . 3 2 . t 1）确定公式内的各计算数值 2）试选载荷系数（ 2）计算小齿轮传递的扭矩 51 1 19 5 . 5 1 0 /T p n 59 5 . 5 1 0 0 . 7 3 4 / 8 . 3 2 5 58 1 0 .N m m （ 3）由表参考文献（ 18） 10取齿宽系数 1d （ 4）由表 10得材料的弹性影响系数 121 8 8 P（ 5）由式 10算应力循环次数： 6116 0 6 0 8 . 3 2 5 1 1 2 0 0 0 6 1 0jN n L h 662 6 1 0 / 2 3 1 0N （ 6）由参考文献（ 18）图 10得接触疲劳寿命系数1 2 （ 7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% 安全系数 1s 由式 10 36 1 l i m 11 1 . 2 2 5 7 9 0 9 6 7 . 7 51H N 2 l i m 22 1 . 2 9 7 6 0 9 8 0 . 41H N 2）计算：（ 1）试计算小齿轮分度圆直径1H中较小的值。 213112 . 3 2 .t 253 1 . 3 8 . 4 2 1 0 2 1 1 8 8 . 92 . 3 21 2 9 6 7 . 7 59 2 . 1 （ 2）计算圆周速度 v 11 3 . 1 4 9 2 . 1 8 . 3 2 5 0 . 0 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s （ 3）计算齿宽 b 1 1 9 2 . 1 9 2 . 1d m m （ 4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 11/ 9 2 . 1 / 2 8 3 . 2 8 9d z m m 齿高 2 . 2 5 7 . 4th m m m/ 9 2 . 1 / 7 . 4 1 2 . 4 4 （ 5）计算

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