帶式運輸機上的二級展開式斜齒輪減速器畢業(yè)設計

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文檔簡介

1、　　目錄　　1 緒論1　　2 電動機的選擇2　　2.1 傳動裝置總體設計方案:2　　2.2 電動機的選擇3　　2.3 確定傳動

2、裝置的總傳動比和分配傳動比4　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5　　3 齒輪的設計7　　3.1 高速級齒輪傳動的設計計算7　　3.2 低速級齒輪傳動的設計計算13　　4 傳動軸

3、的設計20　　4.1 傳動軸承的設計20　　4.2 傳動軸承的設計21　　4.3 工藝分析22　　4.4 求軸上的載荷26　　4.5 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度28　　4.

4、6 精確校核軸的疲勞強度.29　　4.7 鍵的設計和計算31　　4.8 聯(lián)軸器設計32　　5 箱體結構的設計34　　6 潤滑密封設計37　　結論38<

5、;p>　　致謝39　　參考文獻40　　1 緒論　　當今齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的

6、問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。　　國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。&l

7、t;p>　　本文首先介紹了帶式輸送機傳動裝置的研究背景，通過對參考文獻進行詳細的分析，闡述了電動機的選擇、傳動裝置的總傳動比及其分配、帶傳動設計、齒輪傳動設計、軸的設計、軸承、鍵的選擇、減速器箱體的設計等的相關內容；在技術路線中，論述齒輪和軸的選擇及其基本參數(shù)的選擇和幾何尺寸的計算，兩個主要強度的驗算等在這次設計中所需要考慮的一些技術問題做了介紹。　　2 電動機的選擇&l

8、t;/b>　　設計一用于帶式運輸機上的二級展開式斜齒輪減速器.帶式輸送機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大，空載啟動;傳送帶誤差±5%,室內工作,有粉塵;使用年限10年，工作為二班工作制(每班按8h計算)，大修期3年;在中小型機械廠小批量生產(chǎn)。　　表2-1　　2.1

9、傳動裝置總體設計方案:　　1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。　　2.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖2-1 傳動裝置總體設計<p&

10、gt;　　選擇V帶傳動和二級圓柱寫齒輪減速器（展開式）。　　傳動裝置的總效率：　?。?.96×××0.97×0.96＝0.759；　　為V帶的效率,為第一對軸承的效率。　　為第二對軸承的效率，為

11、第三對軸承的效率。　　為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑，因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。　　2.2 電動機的選擇　　電動機所需工作功率為：P＝P/η＝2.3×1.7/0.759＝5.15kW,執(zhí)行機構的曲柄轉速為n＝=1000×60×1.7/（3.14×

12、;380）＝85.48r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱齒輪減速器傳動比i＝8～40，則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×85.48＝1367.68～13676.8r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為7.5，額定電流8.8A，

13、滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。　　圖2-2 電動機　　表2-2 電動機參數(shù)　　2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　?。?）總傳動比

14、　　由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/85.48＝16.846。　　（2）分配傳動裝置傳動比　?。?#215; (2-1)　　式中分別為帶

15、傳動和減速器的傳動比。　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.3，則減速器傳動比為＝＝16.846/2.3＝7.32設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.帶式輸送機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大，空載啟動;傳送帶誤差±5%,室內工作;使用年限10年，工作為二班工作制，大修期3年;在中小型機械廠小批量生產(chǎn)。　　組成：傳動裝置由電機、

16、減速器、工作機組成。確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級，其傳動方案如下：　　選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。　　傳動裝置的總效率　?。?.96×××0.97×0.96＝0.759；</p&

17、gt;　　為V帶的效率,為第一對軸承的效率。　　為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率。　　為每對齒輪嚙合傳動的效率。　　（1）總傳動比　　由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n

18、/n＝1440/85.48＝16.846。　　（2）分配傳動裝置傳動比　?。?lt;/b>　　根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.26。　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)<b&

19、gt;　?。?）各軸轉速　　＝＝1440/2.3＝626.09r/min　?。剑?26.09/3.24＝193.24r/min　　＝/＝193.24/2.26=85.50r/min　　==85.50r/min&

20、lt;b>　　（2）各軸輸入功率　?。?#215;＝5.15×0.96＝4.944kW　　＝×η2×＝4.944×0.98×0.95＝4.60kW　?。?#215;η2×＝4.60×0.98×0.95＝4.2

21、85kW　?。?#215;η2×η4=4.285×0.98×0.97＝4.073kW　　則各軸的輸出功率：　?。?#215;0.98=4.845 kW　?。?#215;0.98=4.51kW</p&

22、gt;　?。?#215;0.98=4.20kW　　＝×0.98=3.99kW　?。?）各軸輸入轉矩　　=××N·m (2-2)

23、;　　電動機軸的輸出轉矩=9550=9550×5.15/1440=34.15 N·m　　所以:　?。?#215;× =34.15×2.3×0.96=75.40 N·m　　＝×××=75.

24、40×3.24×0.98×0.95=227.44 N·m　　＝×××=227.44×2.26×0.98×0.95=478.55N·m　　=××=478.55×0.95×0.97=440.98N·m

25、　　輸出轉矩：　　＝×0.98=73.89N·m　?。?#215;0.98=222.89 N·m　　＝×0.98=468.98N·m　?。?#

26、215;0.98=432.16 N·m　　3 齒輪的設計　　3.1 高速級齒輪傳動的設計計算　　1.齒輪材料，熱處理及精度　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪,齒輪材料及熱處理:<

27、/p>　　① 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

28、　?。?初步設計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強度設計　　(3-1)　　確定各參數(shù)的值:　　①試

29、選=1.6　　查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 　　由課本圖10-26 　　則　　②由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)　　N=60nj =60&

30、#215;626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10h　　N=4.45×10h(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)　　③查課本10-19圖得：K=0.93 K=0.96　?、荦X輪的疲勞強度極限<

31、p>　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12 得:　　[]==0.93×550=511.5　　[]==0.96×450=432 　　許用接觸應力　?、莶檎n本由表10-6 得：=189.8MP

32、　　由表10-7 得: =1　　T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10N.m　　3.設計計算　?、傩↓X輪的分度圓直徑d&l

33、t;p>　　=　?、谟嬎銏A周速度　　③計算齒寬b和模數(shù)　　計算齒寬b　　b==49.53mm

34、　　計算摸數(shù)m　　初選螺旋角=14　　=　?、苡嬎泯X寬與高之比　　齒高h=2.25 =2.25

35、15;2.00=4.50　　==11.01　?、萦嬎憧v向重合度　　=0.318=1.903　　⑥計算載荷系數(shù)K<

36、;b>　　使用系數(shù)=1　　根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得　　動載系數(shù)K=1.07　　查課本由表10-4得K的計算公式:　　K=+0.23×10×b　　=1.12+0.18(1+

37、0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42　　查課本由表10-13 得:K=1.35　　查課本由表10-3 得:K==1.2　　故載荷系數(shù):　　K＝K K K K =1×1.07

38、15;1.2×1.42=1.82　　⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑　　d=d=49.53×=51.73　　⑧計算模數(shù)　　=

39、4齒根彎曲疲勞強度設計　　由彎曲強度的設計公式　　≥ (3-2)　　⑴確定公式內各計算數(shù)值　?、傩↓X輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m

40、確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76　　傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25　　Δi＝0.032％5％，允許。　?、谟嬎惝斄魁X數(shù)<

41、;/p>　　z＝z/cos＝24/cos14＝26.27 　　z＝z/cos＝78/cos14＝85.43　?、鄢踹x齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得:＝1　?、艹踹x螺旋角<

42、/b>　　初定螺旋角＝14　?、葺d荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73　　⑥查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y

43、;　　查課本由表10-5得:　　齒形系數(shù)Y＝2.592Y＝2.211　　應力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774　　⑦重合度系數(shù)Y，端面重合度近似為　　＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/

44、78）]×cos14＝1.655　　＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690　?。?4.07609　　因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673<

45、;b>　?、嗦菪窍禂?shù)Y　　軸向重合度＝＝1.825,　　Y＝1－＝0.78　?、嵊嬎愦笮↓X輪的　　安全系數(shù)由表查得S＝1.25

46、;　　工作壽命兩班制，8年，每年工作300天.　　小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10　　大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10<p&

47、gt;　　查課本由表10-20c 得:　　小齒輪大齒輪　　查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):　　K=0.86 K=0.93　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　[]=

48、;　　[]=　　大齒輪的數(shù)值大，選用。　?、圃O計計算　　①計算模數(shù)　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)

49、m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù)。于是由:　　z==25.097 取z=25　　那么z=3.24×25=81　　②幾何尺寸計算&

50、lt;/b>　　計算中心距a===109.25　　將中心距圓整為110　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正。&l

51、t;p>　　計算大,小齒輪的分度圓直徑:　　d==51.53　　d==166.97　　計算齒輪寬度　　B=<

52、/p>　　圓整的 　　3.2 低速級齒輪傳動的設計計算　　1.材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS,取小齒齒數(shù)=30　　速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS,z=2.33×30=69.9圓整取z=70

53、　　2.齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。　　3.按齒面接觸強度設計　　(1)確定公式內的各計算數(shù)值　　1)試選K=1.6

54、;　　2)查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45　　3)試選,查課本由圖10-26查得　　=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71　　應力循環(huán)次數(shù)　　N=60×n×j

55、×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10　　N=1.91×10　　由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)　　K=0.94 K= 0.97 </p

56、>　　查課本由圖10-21d　　按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力　　[]==　　[]==0.98×550/1

57、=517　　[540.5　　查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP　　選取齒寬系數(shù)　　T=95.5×10×=95.5×10×2.90/1

58、93.24　　=14.33×10N.m　　=65.71　　(2)計算圓周速度　　0.665

59、;　　(3)計算齒寬　　b=d=1×65.71=65.71　　(4)計算齒寬與齒高之比　　模數(shù) m= 　　齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621</p&

60、gt;　　=65.71/5.4621=12.03　　(5)計算縱向重合度　　(6)計算載荷系數(shù)K　　K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b　　=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×

61、;65.71=1.4231　　使用系數(shù) K=1　　同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值　　=1.04 K=1.35 K=K=1.2　　故載荷系數(shù)

62、　K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776　　(7)按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑　　d=d=65.71×　　計算模數(shù) 　　按齒根彎曲強度設計</b&g

63、t;　　m≥　　(8)確定公式內各計算數(shù)值　　1）計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m　　2）確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝30，z＝

64、i ×z＝2.33×30＝69.9　　傳動比誤差i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33　　Δi＝0.032％5％，允許。　　3）初選齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得＝1

65、　　4）初選螺旋角　　初定螺旋角＝12　　5）載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848&l

66、t;b>　　6）當量齒數(shù)　　z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 　　z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797　　由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y　　7）螺旋角系數(shù)Y</b&g

67、t;　　軸向重合度＝＝2.03　　Y＝1－＝0.797　　8）計算大小齒輪的　　查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限　　查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)

68、　　K=0.90 K=0.93 S=1.4　　[]=　　[]=　　計算大小齒輪的,并加以比較　　大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算。

69、　?、儆嬎隳?shù)　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數(shù)。　　z==27.77 取z=30</p

70、>　　z=2.33×30=69.9 取z=70　?、诔跛阒饕叽?lt;/b>　　計算中心距a===102.234　　將中心距圓整為103　　修正螺旋角</p

71、>　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正。　　分度圓直徑　　d==61.34　　d==143.

72、12　　計算齒輪寬度　　圓整后取 　　圖3-2 低速級大齒輪如上圖　　V帶齒輪各設計參數(shù)附:　　表3-1 各傳動比</p

73、>　　表3-2 各軸轉速n　　表3-3 各軸輸入功率 P　　表3-4 各軸輸入轉矩 T　　表3-5 帶輪主要參數(shù)　　4 傳動軸的設計　　4.1 傳動軸承的設

74、計　?、?求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩　　P=2.70KW =82.93r/min =311.35N．m　　⑵.求作用在齒輪上的力　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為　　=143.21 </b&

75、gt;　　而 F=　　F= F　　F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N　　⑶.初步確定軸的最小直徑　　先按課本15

76、-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)課本取　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號　　查課本,選取　　因為計算轉矩小于聯(lián)軸器，所以：

77、　　查《機械設計手冊》　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑　　⑷.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：　?、?為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與,為了保

78、證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)取。　?、?初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型。　　4.2 傳動軸承的設計　　①對于選取的單向角接觸

79、球軸承其尺寸為的,故;而。　?、谟叶藵L動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm。　?、廴“惭b齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取，齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取，軸環(huán)寬度,取b=8mm。&l

80、t;p>　?、茌S承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。　?、萑↓X輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s=8,已知滾動軸承寬度T=16。　　高速齒輪輪轂

81、長L=50，則　　至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。　　4.3 工藝分析　　1.軸的工作原理　　軸套上的兩個齒輪一端置于減速箱內，一端置于輸出終端，作用是輸出轉矩，傳遞動力，所以材料具有較高的

82、抗彎強度、扭轉強度。　　2.零件圖樣分析　?。?）該零件軸段的安排是呈階梯型，中間粗兩端細，符合強度外形原則，便于安裝和拆卸。其加工精度要求較高，要有較高的形位公差，表面粗糙度最高達到了0.8μm，零件的中心軸是設計基準和工藝基準。　　（2）φ35mm對公共軸線的圓跳動為0.

83、012mm。　?。?）φ48mm的左端面對公共軸線的圓跳動度為0.012mm。　?。?）φ40mm×35mm鍵槽對基準D平行度為0.08mm。　?。?）φ30mm×50mm鍵槽對基準C的平行度為0，06mm。　　（6）零件的材料為45鋼。</p&

84、gt;　?。?）熱處理224。　?。?）φ35mm為軸承配合，所以軸表面的精度，配合要求較高，Ra為0.8μm。　?。?）各軸肩處過度圓角R=1。　?。?0）軸端加工出45°倒角，是為了便與裝配。　　3.零件的工藝分析&l

85、t;/b>　　（1）零件的毛坯材料為45鋼，典型的軸用材料，綜合機械性能良好。該材料是優(yōu)質碳素鋼，經(jīng)調制處理之后具有良好的力學性能和切削加工性能。經(jīng)淬火加高溫回火后具有良好的綜合力學性能，具有較高的強度、較好的韌性和塑性。　?。?）該軸式階梯軸，其結構復雜程度一般，其有三個過渡臺階，一個錐度臺階。根據(jù)表面粗糙度要求和生產(chǎn)類型，表面加工根圍粗加工和精

86、加工。加工時應把精加工和粗加工分開，這樣經(jīng)多次加工以后逐漸減少了零件的變形誤差。　　（3）此零件的毛坯為模鍛件，外形不需要加工。　?。?）該軸的加工以車削為主，車削時應保證外圓的同軸度。　　（5）在精車前安排了熱處理工藝，以提高軸的疲勞強度和保證零件的內應力減少，穩(wěn)定尺寸、減少零件變形。并能保證工件變形之后能在半

87、精車時糾正。　?。?）同一軸心線上各軸孔的同軸度誤差會導致軸承裝置時歪斜，影響軸的同軸度和軸承的使用壽命。所以在車削磨削過程中，要保證其同軸度。　　4.審查零件的結構工藝性：　　（1）結構力求簡單、對稱，橫截面尺寸不應該有突然地變化。　　（2）應有合理的模面和圓角半徑。&

88、lt;/p>　　（3）45剛具有良好的鍛性。　　由于φ48的左端面的粗糙度為1.6μm，要求較高，需要磨削工藝。為了磨削加工方便，不損壞軸面粗糙度，應在該處加褪刀槽2×0.5mm。一方面在加工軸面時退刀需要。另一方面在磨削加工時能給刀具足夠的進退空間。　　5.選擇毛坯、確定毛坯尺寸、設計毛坯圖。

89、　?。?）因為減速箱輸出軸在工作過程中要承受沖擊載荷、扭轉力矩。且載荷比較大。為增強它的抗扭強度和沖擊韌度，毛坯應選用優(yōu)質低碳鋼。應為生產(chǎn)類型屬于小批量生產(chǎn)，為了提高生產(chǎn)效率宜采用模鍛方法制造毛坯。　?。?）確定毛坯的尺寸公差及機械加工余量。　　1）公差等級

90、;　　根據(jù)零件圖個部分的加工精度要求，鍛件的尺寸公差等級為8-12級，加工余量等級為普通級，故取IT=12級。　　2）鍛件的質量估算與形狀復雜系數(shù)S的確定。　　鍛件的質量為mf=2.2kg　　形狀系數(shù)S等于mf/mn其中mf為鍛件的質量，mn為相應的鍛件外廓包容體質量，

91、　S=2.2/2.8=0.786。　　根據(jù)S值查相關文獻可知鍛件的形狀復雜系數(shù)為S1級，既簡單級。　　3）零件表面粗糙度　　根據(jù)零件圖可知該軸各加工表面的粗糙度至少為0.8μm。　　4）毛坯加工余量的確定<

92、;p>　　根據(jù)上面估算的鍛件的質量、形狀復雜系數(shù)與零件的長度，查表可得單邊余量的范圍為1.7～2.2mm。由于零件為階梯軸，可以把臺階相差不大的軸的毛坯合成為同一節(jié)。　　(a)對軸左端φ40的外圓表面粗糙度0.8μm的要求，對其加工方案為粗車——半精車——磨削。　　查工藝手冊得：磨削的加工余量為0.4,半精車的加工余量為1.5，粗車的加工余量為4.

93、5，總得加工余量為6.4，所以去總的加工余量為6，將粗車的加工余量修正為4.1。　　精車后工序的基本尺寸為35mm，其它各工序的基本尺寸為：　　磨削：35+0.4=35.4　　半精車：35.4+1.5=36.9　　粗車：36.9+4.1=41<

94、;p>　　確定各工序的加工經(jīng)濟精度和表面粗糙度，由工藝手冊查得。精車后為IT7，Ra為0.8μm，半精車后為IT8,Ra為3.2μm，粗車后為IT11,Ra為16μm。　　(b)對于φ48和φ40的外圓端面，為了提高加工效率，可以作為同一臺階。φ40的外圓表面粗糙度為1.6μm，確定其加工方案為：粗車—半精車—精車。　　由工藝手冊查得：精車的加工余

95、量為1.1，半精車的加工余量為1.5，粗車的加工余量為4.5，所以總加工余量為7.1，取加工余量為10，修正粗車余量為7.4。　　精車后工序的基本尺寸為40，其他各工序的基本尺寸為:　　精車：40+1.1=41.1　　半精車：41.1+1.5=42.6　　粗車：42.6+

96、7.4=50　　確定各工序的加工經(jīng)濟精度和表面粗糙度：精車后為IT7，Ra0.8μm，半精車后為IT8，Ra3.2μm，粗車后為IT11，Ra16μm。對φ48的外圓端面，加工方案為粗車，粗車的加工余量為2.0.其工序尺寸為：　　粗車：48+2.0=50　　(c)φ35和φ30的毛坯加工余量的確定：由于臺階相差較

97、小，在確定毛坯時可處于同一臺階面，以φ35為對象，其外圓的表面粗糙度為Ra0.8μm,確定其加工法案為：粗車—半精車—磨削。　　精車后的尺寸為35，其它各工序的基本尺寸為：　　磨削：35+0.4=35.4　　半精車：35.4+1.5=36.9　　粗車：36.9+4.1=4

98、1　　確定各工序的加工經(jīng)濟精度和表面粗糙度：由工藝手冊查得：磨削后為IT7，Ra為0.8μm。半精車后為IT8,Ra為3.2μm，粗車后為IT11,Ra為16μm。　　所以φ30的總加工余量為41-30=11。　　(d)對軸端面加工余量的確定：　　根據(jù)軸的尺寸長度與零件直

99、徑，查工藝手冊得端面的加工余量為2。　　6.軸的數(shù)控編程　　毛坯按85來定位,未注倒角C1。由于沒有公差要求及粗糙度，只進行一遍精車。材料按鋼料加工，若是鋁，吃刀量，轉速要降低。先加工左端，左端伸出一定要大于131mm。　　因為工件很長很大，加工時一定用上中心鉆，頂尖。由于找

100、正比較困難，可能還需要其他輔助設備，若有精車刀可在精加工前換。　　4.4 求軸上的載荷　　首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,查《機械設計手冊》20-149表20.6-7：　　對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距。<p&

101、gt;　　傳動軸總體設計結構圖：　　圖4-1 從動軸　　圖4-2 中間軸　　圖4-3 主動軸　　圖4-4 從動軸的載荷分析&l

102、t;p>　　4.5 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度　　根據(jù)：　　==　　前已選軸材料為45鋼，調質處理。　　查表15-1得[]=60MP　　〈 []

103、此軸合理安全。　　4.6 精確校核軸的疲勞強度.　　⑴.判斷危險截面　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大。截面Ⅵ的應力集中的影響和截

104、面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核。由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可。　?、?截面Ⅶ左側　　抗彎

105、系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅶ的右側的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35　　截面上的彎曲應力

106、截面上的扭轉應力　　==　　軸的材料為45鋼，調質處理。　　由課本表15-1查得：　　因 　　經(jīng)插入后得：&l

107、t;/p>　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為：　　=0.85　　K=1+=1.82　　K=1+（-1）=1.26<

108、/p>　　所以 　　綜合系數(shù)為：K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1　　取0.05

109、;　　安全系數(shù)　　S=25.13　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的。　　截面Ⅳ右側

110、;　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560　　截面Ⅳ上的扭矩為 =295　　截面上的彎曲應力 &l

111、t;b>　　截面上的扭轉應力　　==K=　　K=　　所以 　　綜合系數(shù)為：<

112、/p>　　K=2.8 K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù)　　取0.1 取0.05　　安全系數(shù)　　S=25.13<

113、;/p>　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　4.7 鍵的設計和計算　　1.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸　　一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵。<

114、;p>　　根據(jù) d=55 d=65　　查表6-1取：鍵寬 b=16 h=10 =36　　b=20 h=12 =50　　2.校和鍵聯(lián)接的強度　　查表6-2得： []=110MP<p

115、>　　工作長度 36-16=20　　50-20=30　　3.鍵與輪轂鍵槽的接觸高度　　K=0.5h=5　　K=0.5h=6&l

116、t;p>　　由式（6-1）得：　?。糩]　　＜[]　　兩者都合適　　取鍵標記為：</b&g

117、t;　　鍵2：16×36 A GB/T1096-1979　　鍵3：20×50 A GB/T1096-1979　　4.8 聯(lián)軸器設計　　1.類型選擇<

118、;p>　　為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。　　2.載荷計算　　公稱轉矩：T=95509550333.5　　查課本,選取　　所以轉矩 <

119、/p>　　因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》，選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm。　　5 箱體結構的設計　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合。　　1

120、.機體有足夠的剛度　　在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。　　2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱　　因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。　　為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的

121、寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。　　3.機體結構有良好的工藝性　　鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。　　4.對附件設計　　A視孔蓋和窺視孔：

122、　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。　　B油螺塞：　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油

123、，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。　　C油標：　　油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。　　油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。

124、　D通氣孔：　　由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。　　E蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。　　釘桿端部要做成圓

125、柱形，以免破壞螺紋。　　F位銷：　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。　　G吊鉤：　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬

126、運較重的物體。　　減速器機體結構尺寸如下：　　6 潤滑密封設計　　于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。

127、;　　油的深度為H+　　H=30 =34　　所以H+=30+34=64。其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。　　密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為6.3。密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接

128、螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。　　結論　　這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器的畢業(yè)設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過幾個星期的設計實踐，使我有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅

129、實的基礎本，設計研究過程中仍然存在不足之處，有的問題還待于進一步深入，具體如下：　?。?）缺乏實際工廠經(jīng)驗，對一些參數(shù)和元件的選用可能不是非常合理，有一定的浪費。　?。?）系統(tǒng)的設計不太完善，在與計算機配合進行精確的數(shù)據(jù)采集和控制上還有一些不足。　　致謝

130、　　經(jīng)過一個學期的思考、探索、文獻收集和寫作，畢業(yè)設計論文終于到了落筆的時刻。一個學期的努力是值得的，它使我充分的掌握了一般的設計方法和步驟，這不僅是對所學知識的一個鞏固，也從中得到新的啟發(fā)和感受，同時也提高了自己運用理論知識解決實際問題的能力，而且比較系統(tǒng)的理解了機械設計的整個過程。　　在整個設計過程中，我本著實事的原則，抱著科學、嚴謹?shù)膽B(tài)度，按照課本的步驟，到圖書館查閱

131、資料，在網(wǎng)上搜索一些相關的資料和相關產(chǎn)品信息。這一次設計是大學三年來最系統(tǒng)、最完整的一次設計，也是最難的一次。在設計的時候不停的計算、比較、修改，再比較、再修改，我也付出了一定的心血和汗水，在期間也遇到不少的困難和挫折，幸好有白紹斌老師的指導和幫助，才能夠在設計中少走了一些彎路，順利的完成了設計。　　另外同樣感謝兩年多以來在學業(yè)和生活上不斷指導我?guī)椭业睦蠋熀屯瑢W們，感謝他們對我的幫助和鼓勵?？?/p>

132、是以充分的信任和開放的心態(tài)對我的問題進行耐心的解答。在此，我還要對所有同學表示衷心的感謝！　　參考文獻　　[1] 濮良貴，紀名剛等著.機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2] 王世剛，苗淑杰.機械設計實踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2003 [3] 唐照民等著.機械設計.西安：西安交通大學出

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帶式運輸機上的二級展開式斜齒輪減速器畢業(yè)設計

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