帶式運輸機(jī)上的二級展開式斜齒輪減速器畢業(yè)設(shè)計

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文檔簡介

1、　　目錄　　1 緒論1　　2 電動機(jī)的選擇2　　2.1 傳動裝置總體設(shè)計方案:2　　2.2 電動機(jī)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(shè)計7　　3.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算7　　3.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算13　　4 傳動軸

3、的設(shè)計20　　4.1 傳動軸承的設(shè)計20　　4.2 傳動軸承的設(shè)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(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度28　　4.

4、6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.29　　4.7 鍵的設(shè)計和計算31　　4.8 聯(lián)軸器設(shè)計32　　5 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計34　　6 潤滑密封設(shè)計37　　結(jié) 論38<

5、;p>　　致謝39　　參考文獻(xiàn)40　　1 緒論　　當(dāng)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(jī)械傳動裝置。當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機(jī)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(lǐng)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(nèi)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(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)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(jī)傳動裝置的研究背景，通過對參考文獻(xiàn)進(jìn)行詳細(xì)的分析，闡述了電動機(jī)的選擇、傳動裝置的總傳動比及其分配、帶傳動設(shè)計、齒輪傳動設(shè)計、軸的設(shè)計、軸承、鍵的選擇、減速器箱體的設(shè)計等的相關(guān)內(nèi)容；在技術(shù)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(qiáng)度的驗算等在這次設(shè)計中所需要考慮的一些技術(shù)問題做了介紹。　　2 電動機(jī)的選擇&l

8、t;/b>　　設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的二級展開式斜齒輪減速器.帶式輸送機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大，空載啟動;傳送帶誤差±5%,室內(nèi)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(jī)械廠小批量生產(chǎn)。　　表2-1　　2.1

9、傳動裝置總體設(shè)計方案:　　1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。　　2.確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖2-1 傳動裝置總體設(shè)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(hù)罩,采用開式效率計算)。　　2.2 電動機(jī)的選擇　　電動機(jī)所需工作功率為：P＝P/η＝2.3×1.7/0.759＝5.15kW,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)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(jī)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(jī)，額定功率為7.5，額定電流8.8A，

13、滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。　　圖2-2 電動機(jī)　　表2-2 電動機(jī)參數(shù)　　2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　（1）總傳動比

14、　　由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/85.48＝16.846。　?。?）分配傳動裝置傳動比　　＝× (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，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝16.846/2.3＝7.32設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.帶式輸送機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大，空載啟動;傳送帶誤差±5%,室內(nèi)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(jī)械廠小批量生產(chǎn)。　　組成：傳動裝置由電機(jī)、

16、減速器、工作機(jī)組成。確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)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。　?。?）總傳動比　　由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n

18、/n＝1440/85.48＝16.846。　?。?）分配傳動裝置傳動比　　＝　　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(zhuǎn)速　?。剑?440/2.3＝626.09r/min　?。剑?26.09/3.24＝193.24r/min　?。?＝193.24/2.26=85.50r/min　　==85.50r/min&

20、lt;b>　?。?）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：　　＝×0.98=4.845 kW　?。?#215;0.98=4.51kW</p&

22、gt;　?。?#215;0.98=4.20kW　?。?#215;0.98=3.99kW　　（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　=××N·m (2-2)

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

24、40×3.24×0.98×0.95=227.44 N·m　?。?#215;××=227.44×2.26×0.98×0.95=478.55N·m　　=××=478.55×0.95×0.97=440.98N·m

25、　　輸出轉(zhuǎn)矩：　?。?#215;0.98=73.89N·m　　＝×0.98=222.89 N·m　?。?#215;0.98=468.98N·m　?。?#

26、215;0.98=432.16 N·m　　3 齒輪的設(shè)計　　3.1 高速級齒輪傳動的設(shè)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(diào)質(zhì)，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(qiáng)化。

28、　?。?初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計　　(3-1)　　確定各參數(shù)的值:　?、僭?/p>

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　?、谟烧n本公式10-13計算應(yīng)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=)　?、鄄檎n本10-19圖得：K=0.93 K=0.96　?、荦X輪的疲勞強(qiáng)度極限<

31、p>　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12 得:　　[]==0.93×550=511.5　　[]==0.96×450=432 　　許用接觸應(yīng)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(shè)計計算　　①小齒輪的分度圓直徑d&l

33、t;p>　　=　?、谟嬎銏A周速度　?、塾嬎泯X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(yuǎn)=2.25 =2.25

35、15;2.00=4.50　　==11.01　?、萦嬎憧v向重合度　　=0.318=1.903　?、抻嬎爿d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　?、甙磳嶋H載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑　　d=d=49.53×=51.73　?、嘤嬎隳?shù)　　=

39、4齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計　　由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式　　≥ (3-2)　?、糯_定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?、傩↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)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?dāng)量齒數(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　　④初選螺旋角<

42、/b>　　初定螺旋角＝14　　⑤載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73　?、薏槿↓X形系數(shù)Y和應(yīng)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(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774　?、咧睾隙认禂?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(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10　　大齒輪應(yīng)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(shè)計計算　　①計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)

49、m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由:　　z==25.097 取z=25　　那么z=3.24×25=81　?、趲缀纬叽缬嬎?

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(shè)計計算　　1.材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，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(qiáng)化。　　3.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計　　(1)確定公式內(nèi)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(yīng)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(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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(yīng)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(shè)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(qiáng)度設(shè)計</b&g

63、t;　　m≥　　(8)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　　1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(dāng)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(yīng)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(qiáng)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(shè)計計算。

69、　　①計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)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(shè)計參數(shù)附:　　表3-1 各傳動比</p

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

74、計　?、?求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)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(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器，所以：

77、　　查《機(jī)械設(shè)計手冊》　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑　?、?根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：　　① 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?、?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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010C型。　　4.2 傳動軸承的設(shè)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(jìn)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(yīng)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>　　④軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)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(nèi)，一端置于輸出終端，作用是輸出轉(zhuǎn)矩，傳遞動力，所以材料具有較高的

82、抗彎強(qiáng)度、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(xì)，符合強(qiáng)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(dá)到了0.8μm，零件的中心軸是設(shè)計基準(zhǔn)和工藝基準(zhǔn)。　　（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(zhǔn)D平行度為0.08mm。　?。?）φ30mm×50mm鍵槽對基準(zhǔn)C的平行度為0，06mm。　?。?）零件的材料為45鋼。</p&

84、gt;　?。?）熱處理224。　　（8）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。　　（10）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(jī)械性能良好。該材料是優(yōu)質(zhì)碳素鋼，經(jīng)調(diào)制處理之后具有良好的力學(xué)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(xué)性能，具有較高的強(qiáng)度、較好的韌性和塑性。　?。?）該軸式階梯軸，其結(jié)構(gòu)復(fù)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(yīng)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(yīng)保證外圓的同軸度。　?。?）在精車前安排了熱處理工藝，以提高軸的疲勞強(qiáng)度和保證零件的內(nèi)應(yīng)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(dǎo)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(jié)構(gòu)工藝性：　?。?）結(jié)構(gòu)力求簡單、對稱，橫截面尺寸不應(yīng)該有突然地變化。　?。?）應(yīng)有合理的模面和圓角半徑。&

88、lt;/p>　?。?）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(yīng)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(jìn)退空間。　　5.選擇毛坯、確定毛坯尺寸、設(shè)計毛坯圖。

89、　　（1）因為減速箱輸出軸在工作過程中要承受沖擊載荷、扭轉(zhuǎn)力矩。且載荷比較大。為增強(qiáng)它的抗扭強(qiáng)度和沖擊韌度，毛坯應(yīng)選用優(yōu)質(zhì)低碳鋼。應(yīng)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。　　（2）確定毛坯的尺寸公差及機(jī)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(zhì)量估算與形狀復(fù)雜系數(shù)S的確定。　　鍛件的質(zhì)量為mf=2.2kg　　形狀系數(shù)S等于mf/mn其中mf為鍛件的質(zhì)量，mn為相應(yīng)的鍛件外廓包容體質(zhì)量，

91、　S=2.2/2.8=0.786。　　根據(jù)S值查相關(guān)文獻(xiàn)可知鍛件的形狀復(fù)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(zhì)量、形狀復(fù)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(jì)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(jì)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(jì)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(jìn)行一遍精車。材料按鋼料加工，若是鋁，吃刀量，轉(zhuǎn)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(shè)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(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,查《機(jī)械設(shè)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(shè)計結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度　　根據(jù)：　　==　　前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)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(qiáng)度.　?、?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(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅵ的應(yīng)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(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)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(cè)需驗證即可。　　⑵.截面Ⅶ左側(cè)　　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(cè)的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35　　截面上的彎曲應(yīng)力

106、截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力　　==　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)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(cè)

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(cè)的彎矩M為 M=133560　　截面Ⅳ上的扭矩為 =295　　截面上的彎曲應(yīng)力 &l

111、t;b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(shè)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(yīng)用平鍵。<

114、;p>　　根據(jù) d=55 d=65　　查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36　　b=20 h=12 =50　　2.校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)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(biāo)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(shè)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(zhuǎn)矩：T=95509550333.5　　查課本,選取　　所以轉(zhuǎn)矩 <

119、/p>　　因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機(jī)械設(shè)計手冊》，選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm。　　5 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合。　　1

120、.機(jī)體有足夠的剛度　　在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度。　　2.考慮到機(jī)體內(nèi)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(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的

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

122、　　在機(jī)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(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)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(cè)，以便放油

123、，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。　　C油標(biāo)：　　油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出。

124、　D通氣孔：　　由于減速器運轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。　　E蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)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(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)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(jī)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(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：　　6 潤滑密封設(shè)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(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)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(xué)合成油，潤滑效果好。　　密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)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(jié) 論　　這次關(guān)于帶式運輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器的畢業(yè)設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機(jī)械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過幾個星期的設(shè)計實踐，使我有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅

129、實的基礎(chǔ)本，設(shè)計研究過程中仍然存在不足之處，有的問題還待于進(jìn)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。　　（2）系統(tǒng)的設(shè)計不太完善，在與計算機(jī)配合進(jìn)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(xué)期的思考、探索、文獻(xiàn)收集和寫作，畢業(yè)設(shè)計論文終于到了落筆的時刻。一個學(xué)期的努力是值得的，它使我充分的掌握了一般的設(shè)計方法和步驟，這不僅是對所學(xué)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(jī)械設(shè)計的整個過程。　　在整個設(shè)計過程中，我本著實事的原則，抱著科學(xué)、嚴(yán)謹(jǐn)?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(guān)的資料和相關(guān)產(chǎn)品信息。這一次設(shè)計是大學(xué)三年來最系統(tǒng)、最完整的一次設(shè)計，也是最難的一次。在設(shè)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(dǎo)和幫助，才能夠在設(shè)計中少走了一些彎路，順利的完成了設(shè)計。　　另外同樣感謝兩年多以來在學(xué)業(yè)和生活上不斷指導(dǎo)我?guī)椭业睦蠋熀屯瑢W(xué)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(jìn)行耐心的解答。在此，我還要對所有同學(xué)表示衷心的感謝！　　參考文獻(xiàn)　　[1] 濮良貴，紀(jì)名剛等著.機(jī)械設(shè)計（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2] 王世剛，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計實踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2003 [3] 唐照民等著.機(jī)械設(shè)計.西安：西安交通大學(xué)出

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帶式運輸機(jī)上的二級展開式斜齒輪減速器畢業(yè)設(shè)計

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