機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計—圓錐-圓柱齒輪減速器

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文檔簡介

1、　　機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書　　題目：圓錐-圓柱齒輪減速器（5-C）　　姓名：高智韜　　班級：05020902　　指導(dǎo)老師：陳國定

2、　　目錄　　一、設(shè)計任務(wù)說明2　　二：傳動簡圖的擬定2　　三：電動機(jī)的選擇2　　四：傳動比的分配3　　五:傳動參數(shù)的計算3　　六:減速器傳動零件設(shè)計計算

3、4　　高速級直齒錐齒輪傳動的設(shè)計計算4　　中間級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算8　　低速級鏈傳動的設(shè)計計算11　　七：初算軸徑13　　八：選擇聯(lián)軸器和軸承13<

4、;p>　　九：繪制設(shè)計用裝配底圖14　　十：軸系零件設(shè)計校核15　　十一：軸承壽命校核24　　十二：鍵選擇及強度校核28　　十三：箱體及附件設(shè)計30　　十四：潤滑密封設(shè)計33<p&g

5、t;　　十五：心得體會33　　十六：參考書目34　　一、設(shè)計任務(wù)說明　　1.設(shè)計任務(wù)　　設(shè)計鏈板式輸送機(jī)的傳動裝置。 　　2.原始數(shù)

6、據(jù)　　3.工作條件　　連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差正負(fù)5%。　　二：傳動簡圖的擬定。　　三：電動機(jī)的選擇&l

7、t;/b>　　類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇　　選擇Y系列電動機(jī)。具有結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，維護(hù)方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中等顯著特點。　　功率的確定　　電動機(jī)至工作機(jī)的總效率(串聯(lián)時)。彈性聯(lián)軸器效率，球軸承效率，8級精度錐齒輪，8級精

8、度圓柱齒輪，滾子鏈傳動效率　　所需電動機(jī)的功率.　　電動機(jī)額定功率.　　按照≥來選取電動機(jī)型號。　　轉(zhuǎn)速的確定　　根

9、據(jù)Y系列常用轉(zhuǎn)速，選擇同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動機(jī)。　　Y系列三相異步電動機(jī)，型號為Y132M1—6。機(jī)座帶底腳，端蓋無凸緣。　　四：傳動比的分配　　電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，工作機(jī)的轉(zhuǎn)速　　一般圓錐——圓柱齒輪減速器，高速級錐齒輪傳動比

10、可按下式分配　　12明顯過大，根據(jù)一般錐齒輪傳動比的限制，取.　　再取圓柱齒輪傳動比　　取鏈傳動傳動比　　五:傳動參數(shù)的計算<p

11、>　　各軸轉(zhuǎn)速n（r/min）　　高速軸Ⅰ轉(zhuǎn)速 　　中間軸Ⅱ轉(zhuǎn)速 　　低速軸Ⅲ轉(zhuǎn)速 　　滾筒軸Ⅳ轉(zhuǎn)速 　　各軸的輸入功率P(kw)　　高速軸Ⅰ輸入功率

12、　　中間軸Ⅱ輸入功率 　　低速軸Ⅲ輸入功率 　　滾筒軸Ⅳ輸入功率 　　各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N·m）　　高速軸Ⅰ輸入轉(zhuǎn)矩 　　中間軸Ⅱ輸入轉(zhuǎn)矩 <

13、/p>　　低速軸Ⅲ輸入轉(zhuǎn)矩 　　滾筒軸Ⅳ輸入轉(zhuǎn)矩 　　根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)列出下表,供以后設(shè)計計算使用。　　六:減速器傳動零件設(shè)計計算　　高速級錐齒輪的設(shè)計計算　　選擇材料，精度，齒數(shù)。<

14、;/p>　　小齒輪選擇40Cr,鍛鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度250-260HBS，　　大齒輪選擇45鋼，鍛鋼,硬度200-210HBS。　　8級精度。　　選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)60.　　按齒面接觸疲勞強度計算

15、。　　分別確定公式內(nèi)各個計算數(shù)值。　　參數(shù)確定完畢，將較小的代入公式中，　　=61.147mm　　錐齒輪平均分度圓直徑=50.955mm　　計算圓周速度v。錐齒輪圓周速度需按照平均分度圓直徑計

16、算。　　計算實際載荷系數(shù)　　載荷系數(shù)K=　　根據(jù)工作載荷狀態(tài)(輕微沖擊)和原動機(jī)類型(電動機(jī)),　　根據(jù)v=2.561m/s,8級精度，由圖10-8，錐齒輪第一級精度，按照9級精度，查得動載系數(shù)1

17、.15.　　:　　根據(jù) 。由表10-9，。。　　K=　　校正分度圓直徑。　　61.147×=72.754&

18、lt;/p>　　計算模數(shù)。　　按齒根彎曲疲勞強度計算。　　確定公式中參數(shù)。　　系數(shù)已經(jīng)確定。　　對比大小齒輪。&

19、lt;/b>　　大齒輪數(shù)值較大。　　將大齒輪數(shù)值代入公式。　　對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),

20、可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.702就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3 mm。按接觸強度所得的分度圓直徑=72.754 mm，算出小齒輪齒數(shù)　　大齒輪齒數(shù) 　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。　　幾何尺寸計算。

21、;　　計算分度圓直徑 　　計算錐角 　　得 　　計算錐距 　　計算齒寬

22、　計算平均分度圓直徑 　　計算平均模數(shù) 　　計算當(dāng)量齒數(shù) 　　結(jié)構(gòu)選擇。　　小齒輪齒頂圓直徑＜160mm，選用實心結(jié)構(gòu)。　　大齒輪齒頂圓直徑＞160mm，選用腹板式結(jié)構(gòu)。<

23、;/p>　　高速級錐齒輪的主要設(shè)計參數(shù)　　中間級圓柱齒輪的設(shè)計　　選精度等級，材料及齒　　材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為200HBS。仍選用8級精度。該級齒輪傳動比為4，選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),初選螺旋

24、角.　　按齒面接觸強度計算設(shè)計。　　按式（10-21）試算，即　　分別確定公式內(nèi)各個計算數(shù)值。　　將較小的值代入公式計算。　　計算圓周速度<b

25、>　　計算齒寬　　計算齒寬與齒高比　　計算實際載荷系數(shù)　　載荷系數(shù)K=　　根據(jù)工作載荷狀態(tài)(輕微沖擊)和原動機(jī)類型(電動機(jī)),<

26、;/p>　　根據(jù)v=m/s,8級精度，由圖10-8，錐齒輪第一級精度，按照9級精度，查得動載系數(shù)1.1.　　:由表10-3，　　由表10-4，非對稱分布，,　　由表10-13,<p

27、>　　接觸疲勞載荷系數(shù), K=　　彎曲疲勞載荷系數(shù)K=　　校正分度圓直徑。　　54.38×=62.242　　計算當(dāng)量模數(shù)。　　按齒根彎曲強

28、度計算設(shè)計。　　確定參數(shù).　　系數(shù)已經(jīng)確定。　　對比大小齒輪。　　大齒輪數(shù)值大。

29、;　　將較大數(shù)值代入公式中計算　　對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的發(fā)面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算得的法面模數(shù)2.174就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5mm。按接觸強度所得的分度圓直徑=62.242 mm，算出小齒輪齒數(shù)

30、　　大齒輪齒數(shù) 　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。　　尺寸計算。　　計算中心距a

31、;　　圓整為155mm　　修正螺旋角　　改變不多，其他不需要修正。　　計算分度圓直徑 　　計算齒輪寬度<p

32、>　　圓整后取，　　齒輪結(jié)構(gòu)選擇。　　小齒輪齒頂圓直徑＜160mm，選用實心結(jié)構(gòu)。　　大齒輪齒頂圓直徑＞160mm，選用腹板式結(jié)構(gòu)。　　中間級斜齒圓柱齒輪的主要設(shè)計參數(shù)

33、　　低速級鏈傳動設(shè)計計算　　需要傳遞的功率為3.132kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速　　選擇鏈輪齒數(shù)　　取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)　　確定計算功率

34、　由表9-6，輕微沖擊，工況系數(shù)=1.0。　　由圖9-13，齒數(shù)18，主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)。　　取單排鏈。　　則計算功率為　　=4.5414kW

35、;　　選擇鏈條型號和節(jié)距　　根據(jù)和。查圖9-11，可選擇20A。查表9-1，鏈條節(jié)距為p=31.75mm。　　計算鏈節(jié)距和中心距　　初選中心距<p&

36、gt;　　取，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為　　取鏈長節(jié)數(shù)為110節(jié)。　　查表9-7得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為　　計算鏈速v，確定潤滑方式。　　查圖9-14，選擇滴油潤滑。　　計算壓軸力。&

37、lt;/p>　　有效圓周力為：　　鏈輪水平布置，壓軸力系數(shù)，。　　壓軸力為。　　低速級鏈輪的主要設(shè)計參數(shù)　　七：初算軸徑。<

38、;/p>　　選擇材料　　選擇45剛，調(diào)質(zhì)處理。許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力　　按照扭轉(zhuǎn)強度條件初步估算軸徑。　　軸Ⅰ:　　軸Ⅱ:</p&g

39、t;　　軸Ⅲ:　　考慮到軸上鍵槽的影響，對于d≤100mm的軸，直徑放大5%。　　八：選擇聯(lián)軸器和軸承。　　選擇高速輸入軸聯(lián)軸器　　類型選擇<p

40、>　　選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，適用于連接兩同軸線的傳動軸系，并具有補償兩軸相對位移和一般減振性能。工作溫度-20~70℃。　　載荷計算　　公稱轉(zhuǎn)矩由表14-1查得，由計算得到計算轉(zhuǎn)矩　　型號選擇

41、　　根據(jù)轉(zhuǎn)矩，軸最小直徑17.807mm選擇型號。　　查彈性柱銷聯(lián)軸器GB/T-5014-2003，LX1聯(lián)軸器可以滿足要求。主要參數(shù)如下。　　選擇軸承類型　　考慮到有軸向、徑向載荷，選擇角接觸球軸承，尺寸系列02。0級公差，0組游隙。。脂潤滑。<

42、;p>　　九：繪制基本結(jié)構(gòu)裝配底圖　　如圖為主要內(nèi)箱的裝配底圖，基于此圖進(jìn)行后邊的軸系設(shè)計。　　查手冊表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚與箱蓋壁厚。　　地腳螺栓直徑。取。　　箱蓋與箱座連接螺栓直徑。根據(jù)螺栓標(biāo)準(zhǔn)取8mm。對應(yīng)

43、螺栓的扳手空間，至外箱壁距離，至凸緣邊緣直徑。　　，，取。，初取8mm。　　后邊設(shè)計時要保證小錐齒輪在箱體中心。　　十：軸結(jié)構(gòu)設(shè)計。　　輸入軸Ⅰ設(shè)計。

44、選擇材料45鋼，調(diào)制處理，硬度HBS250。　　設(shè)計基本結(jié)構(gòu)并且確定尺寸：　　軸最小直徑17.807，取d1=18mm。　　查聯(lián)軸器參數(shù)L1=52，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，L1取略短一些，L1=50。　　聯(lián)軸器右端需一個軸肩，故取d2=25m

45、m。　　確定d3為軸承配合，需要5的倍數(shù)，取d3=30mm。　　查角接觸球軸承（GB/T 292-1994），取7206AC，內(nèi)徑30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm，安裝尺寸，也就是d4≥36mm，取d4=38mm。　　d5=d3=30mm。　　有一個軸肩，取d

46、6=24mm。　　采用軸端擋圈加雙螺釘固定錐齒輪的右端，　　查手冊34頁確定L4，L6。兩軸承距離為，與錐齒輪靠近的軸承與錐齒輪分度圓處距離為。如下圖。　　一般取，或，d為安裝軸承處的直徑。我們?nèi)?5mm。取。　　L4=59mm.&l

47、t;/p>　　查機(jī)械設(shè)計圖10-39，錐齒輪結(jié)構(gòu)，錐齒輪與軸配合部分長度L=（1-1.2）d，此處d=d6=24mm。取L=30mm。　　套杯伸出厚度為6mm，則L6約為30+6=36mm。取L6=36mm。　　L2長度為套杯凸緣厚度，軸承蓋厚度，加上一段距離。查手冊圖6-29，根據(jù)套杯內(nèi)徑62mm，凸緣厚度取S=(0.08~

48、0.1)D，取S=6mm。根據(jù)圖6-27凸緣式軸承蓋，軸承外徑62mm，螺釘直徑6mm，凸緣厚度e=1.2×螺釘直徑=7.2mm,，圓整為8mm，L2≥8+6=14mm取L2=30mm。　　套杯凸緣厚度，伸出后邊伸出長度，壁厚均為6mm。固定軸承蓋和套杯的螺釘為4個，對稱螺釘中心距為D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸緣處直徑D2=D0+3d3

49、=89+3×6=107mm。套杯總長103mm。　　L3與軸承配合。取L3=B=16mm。　　為了使甩油環(huán)與軸肩不接觸，直接頂?shù)捷S承內(nèi)圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。　　輸入軸Ⅰ校核。　　受力分析畫受力分析圖。<

50、;/p>　　已知T1=34.141N·m，，小錐齒輪的錐角。　　計算錐齒輪部分受力　　圓周力，　　徑向力，<b&g

51、t;　　軸向力　　計算軸承處作用力。　　水平面內(nèi)Z方向上力平衡：　　垂直面內(nèi)力平衡：　　豎直面內(nèi)對右邊軸承處力矩平衡：　　水平面內(nèi)對右

52、邊軸承處力矩平衡：　　得：，　　，　　畫彎矩圖　　根據(jù)上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和

53、垂直面上的彎矩圖；然后按式并作出M圖及扭矩圖。　　畫水平方向和豎直方向彎矩圖：　　由圖可知，最大合成彎矩在右邊軸承處。最大彎矩為可以看出最大計算應(yīng)力處，　　轉(zhuǎn)矩圖：T=34.141N·m　　3.校核軸的強度。</p&g

54、t;　　已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，計算應(yīng)力　　從彎扭圖中可以看出，危險截面為右邊軸承處，其軸徑為24mm，將彎曲應(yīng)力扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，帶入計算應(yīng)力公式，則軸的彎扭合成強度條件為　　W為軸的抗彎截面系數(shù)，，查表15-1可得其值為，其

55、中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。　　查表6-1，鍵寬b=8mm，高h(yuǎn)=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。　　代入公式　　查表15-1，45鋼，調(diào)質(zhì)，。　　強度足夠。</p&g

56、t;　　軸Ⅱ設(shè)計。　　選擇材料45鋼，調(diào)制處理，硬度HBS250。　　軸最小直徑為25.248mm，與軸承配合取d1=d3=30mm。　　一個軸肩，取d2=38mm。　　此軸各長度與箱體結(jié)構(gòu)有關(guān)，根據(jù)繪制的減速器

57、裝配底圖，分析確定軸上各段長度。　　如圖。取大錐齒輪輪轂45mm，分度圓距離輪轂靠近內(nèi)側(cè)邊緣21mm，取輪轂內(nèi)側(cè)邊緣距離小圓柱齒輪a1=7mm。則距離大齒輪邊緣為7+5/2=9.5，可以保證安全距離。　　圖中a2=37.5-21-a1=9.5。則L=65-9.5+6=61.5mm。另外一側(cè)a3=L-37.5+(45-21)=0。&

58、lt;p>　　即輪轂貼在甩油環(huán)上。　　由此分析確定軸上各長度。L1為輪轂長度加上軸伸入箱壁長度。伸入箱壁長度為壁厚B減去軸承蓋腿長m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。　　L2=a1=7mm。　　L3為小圓柱齒輪寬加上，加上伸入箱壁長度。L3=65+6+32-5=98mm。<

59、/p>　　軸Ⅱ強度校核。　　計算受力。畫受力分析圖。　　由軸Ⅰ小錐齒輪受力分析，得到大錐齒輪上受力情況。　　圓周力　　徑向力<

60、;/p>　　軸向力　　小圓柱齒輪受力情況如下：　　圓周力　　徑向力　　軸向力</p&g

61、t;　　水平面內(nèi)Z方向上力平衡：　　豎直面內(nèi)力平衡：　　水平面內(nèi)對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：　　豎直面內(nèi)對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：　　得：，

62、　　，　　776.94N　　畫彎矩圖。　　根據(jù)上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按式并作出

63、M圖及扭矩圖。　　轉(zhuǎn)矩圖　　已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計　　算。按第三強度理論，考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，計算應(yīng)力。從彎扭圖中可以看出，危險截面為小圓柱齒輪安裝處，其軸徑為，將彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，帶入計算應(yīng)力公式

64、，則軸的彎扭合成強度條件為　　W為軸的抗彎截面系數(shù)，，查表15-1可得其值為，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。　　查表6-1，鍵寬b=8mm，高h(yuǎn)=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。　　代入公式　　查表15-1，45

65、鋼，調(diào)質(zhì)，。　　強度足夠。　　軸Ⅲ設(shè)計。　　選擇材料45鋼，調(diào)制處理，硬度HBS250。初步設(shè)計結(jié)構(gòu)如下。　　軸Ⅲ最小直徑39.5mm，取d1=40mm。

66、　　有一個軸肩定位小鏈輪，d2=45mm。　　與軸承配合，取d3=50mm。　　定位軸肩，取d4=58mm，d5=53mm。　　同樣軸承配合,d6=d3=50mm。　　根據(jù)已經(jīng)選擇的鏈節(jié)號，計算鏈輪齒寬，考慮到鏈板寬度、鏈輪結(jié)構(gòu)和鏈輪在軸端的固定，輪轂長度比鏈輪齒寬大一些

67、，取L1=25mm。L2應(yīng)該比軸承蓋腿長加上軸承蓋凸緣厚度長一些。腿長m=5mm，查得凸緣厚度e=9.6mm，取L2=25mm。　　L3約為箱體壁厚減去腿長，取L3=27mm。　　L5應(yīng)該比大圓柱齒輪齒寬小一些，取L5=57mm。　　大齒輪距離內(nèi)壁安全距離為6mm，通過結(jié)構(gòu)決定L4=123-6-60=57mm。最

68、終繪制裝配圖時發(fā)現(xiàn)圓柱齒輪嚙合不好，修正為L4=53mm，L3=30mm，軸的裝配位置整體向聯(lián)軸器方向移動。改變甩油環(huán)的長度。軸上受力不變。　　L6=6+(60-57)+L3=36mm。　　軸Ⅲ強度校核。　　計算受力。畫受力分析圖。

69、　由軸Ⅱ小圓柱齒輪受力分析，得到大圓柱齒輪上受力情況如下。　　圓周力　　徑向力　　軸向力　　鏈輪處受力情況根據(jù)前邊滾子鏈傳動計算，有效圓周力。壓軸力為。&l

70、t;/p>　　即，。　　水平面內(nèi)Z方向上力平衡：　　豎直面內(nèi)力平衡：　　水平面內(nèi)對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：　　豎直面內(nèi)對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：</p

71、>　　得：，　　，　　畫彎矩圖。　　根據(jù)上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按式并

72、作出M圖及扭矩圖。　　根據(jù)以前計算此處T=373.883N·m　　計算校核。　　已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，考慮彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，計算應(yīng)力。從彎扭圖中可以看出，危險截面為左邊軸承安

73、裝處，其軸徑為，將彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，帶入計算應(yīng)力公式，則軸的彎扭合成強度條件為　　W為軸的抗彎截面系數(shù)，，查表15-1可得其值為，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。　　查表6-1，鍵寬b=14mm，高h(yuǎn)=9mm，t=h/2=4.5mm。代入。　　代入公式<

74、;/p>　　查表15-1，45鋼，調(diào)質(zhì)，。　　強度足夠。　　十一：軸承壽命校核　　預(yù)取軸承代號及重要參數(shù)如下，　　高速軸上軸承的校核 <p

75、>　　畫受力分析圖。　　由軸的計算可知　　Fr1 =1736.6N，F(xiàn)r2 =582.3N，F(xiàn)a=125.71N。　　計算派生軸向力。7206AC，e=0.68。　　Fd2=0.68

76、5;Fr2=359.96N　　Fd1=0.68×Fr1=1180.89N　　計算軸承軸向力。　　軸承2被壓緊，F(xiàn)a2=Fd1+Fa=1180.89+125.71=1306.6N　　軸承1被放松，F(xiàn)a1=Fd1=1180.89

77、N　　計算當(dāng)量動載荷　　，　　查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，輕微沖擊，fp=1.1，。　　P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa

78、1)=1910.26N　　P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N　　計算壽命。　　10年，每年300天，每天16小時為48000h，壽命不足。改選圓錐滾子軸承30206，額定動載荷43200N。計算系數(shù)e=0.37,Y=

79、1.6。　　計算派生軸向力。　　Fd2=Fr2/(2Y)=181.97N　　Fd1=Fr1/(2Y)=542.69N　　計算軸承軸向力。　　軸承2被壓緊，

80、Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N　　軸承1被放松，F(xiàn)a1=Fd1=542.69N　　計算當(dāng)量動載荷　　，　　查圓錐滾子軸承(GB/T 297-1994)，徑向當(dāng)量動負(fù)

81、荷，　　當(dāng)Fa/Fr≤e時，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N　　當(dāng)Fa/Fr＞e時，Pr=0.4Fr+YFa，即Pr2=0.4Fr2+1.6Fa2=1302.36　　將較大數(shù)值代入壽命公式，　　符合壽命要求。</p&

82、gt;　　中間軸上軸承的校核　　畫受力分析。　　由軸的計算可知　　Fr1 =893.89N，F(xiàn)r2 =1636.23N，F(xiàn)a1=377.24N。Fa2=872.8N</p&

83、gt;　　計算派生軸向力。7206AC，e=0.68。　　Fd1=0.68×Fr1=607.85N　　Fd2=0.68×Fr2=1112.63N　　計算軸承軸向力。　　軸承2被壓緊，F(xiàn)a22=

84、Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N　　軸承1被放松，F(xiàn)a11=Fd1=607.85N　　計算當(dāng)量動載荷　　，　　查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，輕微沖擊，fp=1.1，

85、。　　P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28N　　P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N　　計算壽命。　　10年，每年300

86、天，每天16小時為48000h，壽命滿足要求。　　低速軸上軸承的校核　　畫受力分析圖　　由軸的計算可知　　Fr1 =3568.79N，F(xiàn)r2 =8268.8N

87、，F(xiàn)a=872.8N。　　計算派生軸向力。7206AC，e=0.68。　　Fd2=0.68×Fr2=5622.78N　　Fd1=0.68×Fr1=2426.78N　　計算軸承軸向力。<

88、p>　　軸承2被壓緊，F(xiàn)a2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N　　軸承1被放松，F(xiàn)a1=Fd1=2426.78N　　計算當(dāng)量動載荷　　，　　查表13-5，X1=1，

89、Y1=0，X2=1，Y2=0，輕微沖擊，fp=1.1，。　　P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67N　　P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=9095.68N　　計算壽命。</p

90、>　　10年，每年300天，每天16小時為48000h，壽命不足。改選圓錐滾子軸承30210，額定動載荷43200N。代入計算。　　不符合壽命要求。　　改選圓錐滾子軸承30210，額定動載荷73200N。計算系數(shù)e=0.42,Y=1.4。<b

91、>　　計算派生軸向力。　　Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14N　　Fd1=Fr1/(2Y)=1274.57N　　計算軸承軸向力。　　軸承2被壓緊，F(xiàn)a2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=214

92、7.37N　　軸承1被放松，F(xiàn)a1=Fd1=1274.57N　　計算當(dāng)量動載荷　　，　　查圓錐滾子軸承(GB/T 297-1994)，徑向當(dāng)量動負(fù)荷，

93、當(dāng)Fa/Fr≤e時，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N，Pr2=Fr2=8268.8N　　將較大數(shù)值代入壽命公式，　　大于48000h。符合壽命要求。　　最終選擇軸承情況如下。　　十二：鍵選擇和鍵強度校核　　查表6-2，

94、鋼，輕微沖擊，許用擠壓強度為　　高速軸上鍵的校核　　與聯(lián)軸器相連的鍵校核　　選擇普通A型平鍵，6×6，L=45mm。　　T=34.141N·m，b=6mm，h=6mm，L=45mm，k=0.5h=3mm,鍵的有效長

95、度l=L-b=39mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，　　符合強度條件。　　與小錐齒輪相連的鍵校核　　選擇普通A型平鍵，8×7，L=32.　　T=34.141N·m，b=8m

96、m，h=7mm，L=32mm，k=0.5h=3.5mm，鍵的有效長度l=L-b=24mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，　　符合強度條件。　　中間軸上鍵的校核　　與大錐齒輪相連的鍵校核</p&

97、gt;　　選擇普通A型平鍵，8×7，L=40mm。　　T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=40mm，k=0.5h=3.5mm,鍵的有效長度l=L-b=32mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，　　符合強度條件。</p

98、>　　與小圓柱齒輪相連的鍵校核　　選擇普通A型平鍵，8×7，L=56mm。　　T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=56mm，k=0.5h=3.5mm,鍵的有效長度l=L-b=48mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，<p&g

99、t;　　符合強度條件。　　低速軸上鍵的校核　　與鏈輪相連的鍵校核　　選擇普通A型平鍵，12×8，L=20mm。　　T=373.88N·m，

100、b=12mm，h=8mm，L=20mm，k=0.5h=4mm,鍵的有效長度l=L-b=8mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，　　不符合強度條件。　　改用兩個普通B型（平頭）平鍵，12×8， L=22mm，有效長度l=L=22mm。<p&g

101、t;　　代入公式　　符合強度條件。　　考慮兩個鍵對于軸強度的影響，直徑應(yīng)比無鍵時增加7%，　　軸根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度初算為37.66mm，增大7%為40.3mm，修正軸上尺寸d1=41mm。　　大圓柱齒輪

102、相連的鍵校核　　選擇普通A型平鍵，16×10，L=50mm。　　T=373.883N·m，b=16mm，h=10mm，L=50mm，k=0.5h=5mm,鍵的有效長度l=L-b=34mm。　　根據(jù)鍵的靜強度校核公式，　　符合強度條件。

103、　　十三：箱體結(jié)構(gòu)和附件設(shè)計　　箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸　　附件設(shè)計　　視孔和視孔蓋　　取A=150mm

104、，A1=A+5d4=180mm，A2=(A+A1)/2=165mm，　　B1=箱體寬-15~20=139-19=120mm。B=B1-5d4=90mm　　B2=(B+B1)/2=105mm。h=5mm ，R=5mm。　　通氣器　　根

105、據(jù)手冊表7-1，選擇簡易式通氣器，安裝在鋼板視孔蓋上M20×1.5。　　油標(biāo)。　　由手冊表7-3選用油尺油標(biāo)M12。　　放油孔和螺塞。　　在油池最低位置設(shè)置放油孔，根據(jù)手冊表7-4，選擇

106、M14×1.5。　　啟蓋螺釘。　　在箱蓋凸緣上裝設(shè)1個啟蓋螺釘，M8。　　定位銷。　　在箱體連接凸緣長度方向的兩端安置兩個定位銷，采用圓錐銷，d=6，長度要比凸緣總厚度長。</p&

107、gt;　　起吊裝置。　　在箱體上設(shè)計吊環(huán)螺釘。中心距155mm，取可以承載180kg的標(biāo)準(zhǔn)吊環(huán)螺釘，單螺釘起吊方式螺紋M10。　　十四：潤滑和密封設(shè)計。　　齒輪油潤滑：大圓柱齒輪浸入潤滑油的深度hs=40mm，距油池底為H-d/2--(5~8)，為180

108、-248/2=40mm。潤滑油總高度80mm。　　根據(jù)常用潤滑油用途，選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989)，代號L-AN15。　　軸承脂潤滑：查潤滑脂主要用途，選擇鈉基潤滑脂(GB 492-1989)，代號L-XACMGA2。　　為了保證密封性，箱蓋與箱體連接面應(yīng)該精加工，表面粗糙度Ra=6.3。凸緣上螺

109、栓間距不應(yīng)過大，選擇間距約為70mm。具體位置由繪圖確定。　　十五：設(shè)計心得體會　　剛開始看到設(shè)計題目和設(shè)計內(nèi)容的時候認(rèn)為還是比較簡單的，但是，機(jī)械設(shè)計的博大精深完全不是我可以想象到的，以前書本上學(xué)的一些概念的東西相比這次的設(shè)計內(nèi)容來說真的是太過簡單。　　由于剛開始對于敵人情

110、況的認(rèn)識不足，初步的課程設(shè)計說明書編寫了很長時間，但是也有慢工出細(xì)活的好處，我的課程說明書比較細(xì)致認(rèn)真，而且設(shè)計過程嚴(yán)謹(jǐn)有序，并且繪制了許多相對比較精確的草圖，這對我們后邊的繪制裝配圖有很大的幫助，也是我們可以很快繪制出裝配圖的一個前提。　　以前使用的一直是大雄機(jī)械CAD，這次使用AutoCAD2010繪圖的時候還經(jīng)過了挺長時間的一個適應(yīng)和學(xué)習(xí)的過程，這個過程雖然讓我的繪圖時間增加了，但是對于以

111、后適應(yīng)其他的繪圖工作和進(jìn)入工作崗位以后的快速適應(yīng)也做出了很大的貢獻(xiàn)。就像以前學(xué)習(xí)的Pro/E等軟件。　　繪制裝配圖的時候才真的體會到，牽一發(fā)動全身，畢竟前期的設(shè)計只是以簡單的草圖為基礎(chǔ)，缺少整體的關(guān)聯(lián)尺寸，于是進(jìn)行了大量的修改。這個修改的過程真的考驗了我的腦細(xì)胞和體力，幾天的時間都一直在畫圖，但是一直堅持著精益求精從不亂畫，每一條線段，每一個尺寸都經(jīng)過了推敲，每一次下筆都經(jīng)過三思，遇到小的錯誤也

112、絕對不姑息，盡量做到最好。因為我知道，即使我自己覺得已經(jīng)做到了最好，其實還是有很多的錯誤和不足。如果我自己都做的沒那么圓滿，那么距離真正的機(jī)械設(shè)計要求就差距更大了。為了讓自己收獲更多，我努力了，我也成功了。　　當(dāng)這個時間開始的時候，陳國定老師告訴我們“這三周會讓你們來一個蛻變”，我覺得我做到了。這次課程設(shè)計的過程，真的獲益良多，感慨頗多，值得細(xì)細(xì)品味。&

113、lt;b>　　十六：參考書目　　1.《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》西北工業(yè)大學(xué) 李育錫主編　　2.《機(jī)械設(shè)計》第八版西北工業(yè)大學(xué)編　　3.《機(jī)械制圖》第三版西北工業(yè)大學(xué)出版社　　4.《材料力學(xué)》西北工業(yè)大學(xué)出版社<p&g

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設(shè)計

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