工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)[帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)]

工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì),帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì),工件,輸送,設(shè)計(jì) 寧大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)所在學(xué)院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指導(dǎo)老師 年 月 日摘 要本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是關(guān)于工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)。首先對(duì)輸送機(jī)作了簡單的概述；接著分析了輸送機(jī)的選型原則及計(jì)算方法；然后根據(jù)這些設(shè)計(jì)準(zhǔn)則與計(jì)算選型方法按照給定參數(shù)要求進(jìn)行選型設(shè)計(jì)；接著對(duì)所選擇的輸送機(jī)各主要零部件進(jìn)行了校核。在工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)、制造以及應(yīng)用方面,目前我國與國外先進(jìn)水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設(shè)計(jì)制造工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)過程中存在著很多不足。本次帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)代表了設(shè)計(jì)的一般過程, 對(duì)今后的選型設(shè)計(jì)工作有一定的參考價(jià)值。 關(guān)鍵詞：工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)，傳動(dòng)裝置，連桿，減速器目 錄摘 要II目 錄III第1章 緒論11.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的發(fā)展史11.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)的用途11.3 工件輸送機(jī)的構(gòu)造及工作原理11.4 往復(fù)式工件輸送機(jī)的優(yōu)越性21.4.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的特點(diǎn)21.4.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)與其他工件輸送機(jī)的比較2第2章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析32.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析32.2 懸點(diǎn)的位移52.3 懸點(diǎn)的速度62.4 懸點(diǎn)的加速度72. 5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析72.6 連桿的設(shè)計(jì)102.6.1 選材112.6.2 校核11第3章電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算133.1電動(dòng)機(jī)的選擇133.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配143.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算14第4章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算164.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)164.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)204.3 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表264.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表31第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算315.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)315.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)345.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)365.4 校核軸的強(qiáng)度38第6章 軸承的選擇和校核426.1 軸軸承的選擇426.2 根據(jù)滾動(dòng)軸承型號(hào)，查出和426.3 校核軸軸承是否滿足工作要求42第7章 鍵聯(lián)接的選擇和校核447.1 軸大齒輪鍵的選擇447.2 軸大齒輪鍵的校核44第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核45第9章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號(hào)的選擇459.1 傳動(dòng)零件的潤滑459.1.1 齒輪傳動(dòng)潤滑459.1.2滾動(dòng)軸承的潤滑459.2 減速器密封459.2.1 軸外伸端密封459.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封459.2.3 箱體結(jié)合面的密封45第10章 減速器箱體設(shè)計(jì)及附件的選擇和說明46總結(jié)與展望49參考文獻(xiàn)50致 謝51第1章 緒論進(jìn)入21世紀(jì)，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴(kuò)大,現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進(jìn)和擴(kuò)大現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備是完全必要的。往復(fù)式工件輸送機(jī)作為工件加工的基礎(chǔ)設(shè)備， 在我國礦廣泛應(yīng)用幾十年。生產(chǎn)實(shí)踐證明,該設(shè)備對(duì)品種、粒度、外在水份等適應(yīng)性強(qiáng),與其他給料設(shè)備相比,具有運(yùn)行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護(hù)工作量少等優(yōu)點(diǎn),仍不失推廣使用的價(jià)值。1.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的發(fā)展史運(yùn)輸機(jī)設(shè)備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給設(shè)備的可靠性,直接影響整個(gè)生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運(yùn)行。目前,我國礦使用的給設(shè)備主要是往復(fù)式工件輸送機(jī)和電振工件輸送機(jī)。 往復(fù)式工件輸送機(jī)最早研制于20世紀(jì)60年代初,70年代,在基礎(chǔ)上,更換了驅(qū)動(dòng)裝置,改為系列,并一直沿用至今。國外工件輸送機(jī)發(fā)展?fàn)顩r也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價(jià)格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的45倍。自20世紀(jì)60年代定型后,我國各大礦使用的工件輸送機(jī)主要是K系列的往復(fù)式工件輸送機(jī)。1.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)的用途最通用的往復(fù)式工件輸送機(jī)為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。往復(fù)式工件輸送機(jī)適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到輸送機(jī)或其它篩選、貯存裝置上。1.3 工件輸送機(jī)的構(gòu)造及工作原理往復(fù)式工件輸送機(jī)結(jié)構(gòu)是由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動(dòng)平臺(tái)、漏斗閘門、托輥等組成。傳動(dòng)原理：當(dāng)電動(dòng)機(jī)開動(dòng)后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動(dòng)傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，當(dāng)?shù)装逭袝r(shí),將倉和槽形機(jī)體內(nèi)的帶到機(jī)體前端;底板逆行時(shí),槽形機(jī)體內(nèi)的被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng),機(jī)體前端的自行落下。將均勻地卸到運(yùn)輸機(jī)械或其它篩選設(shè)備上。該機(jī)設(shè)有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。1.4 往復(fù)式工件輸送機(jī)的優(yōu)越性1.4.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的特點(diǎn)(1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小在往復(fù)式工件輸送機(jī)中,電動(dòng)機(jī)和減速器均采用標(biāo)準(zhǔn)件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評(píng)。(2) 性能穩(wěn)定往復(fù)式工件輸送機(jī)對(duì)的牌號(hào),粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴(yán),當(dāng)來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時(shí),仍能正常工作。(3) 噪音低往復(fù)式工件輸送機(jī)是非振動(dòng)式給料設(shè)備,其噪音發(fā)生源只有電動(dòng)機(jī)和減速器,而這兩個(gè)的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場(chǎng)所,噪音無法擴(kuò)散,這一點(diǎn)是電動(dòng)給料機(jī)所無法達(dá)到的。(4) 安裝方便、高度小往復(fù)式工件輸送機(jī)一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動(dòng)機(jī)支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動(dòng)工件輸送機(jī)由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,往復(fù)式工件輸送機(jī)占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。1.4.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)與其他工件輸送機(jī)的比較往復(fù)式與振動(dòng)式工件輸送機(jī)兩種給料方式不同點(diǎn)是給料頻率和幅值以及運(yùn)動(dòng)軌跡不同。在使用過程中，由于振動(dòng)式給料機(jī)給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動(dòng)給料，其振動(dòng)和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動(dòng)給料，給料機(jī)必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動(dòng)參數(shù)對(duì)底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的往復(fù)式工件輸送機(jī)。57工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）第2章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 運(yùn)動(dòng)分析的主要任務(wù)是：求出驢頭懸點(diǎn)的位移、速度和加速度隨時(shí)間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計(jì)算提供運(yùn)動(dòng)學(xué)數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結(jié)為求解懸點(diǎn)位移速度和加速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。2.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析圖2-1 常規(guī)型運(yùn)動(dòng)簡圖基本參數(shù)及意義表示如下：A前臂長度，mm；C后臂長度，mm；P連桿長度，mm；R曲柄半徑，mm；I支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；H支承中心到底座底部的高度，mm；G減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回轉(zhuǎn)中心至中心軸承的垂直距離，mm；C與K的夾角；S抽油機(jī)的沖程；n抽油機(jī)的沖次；P額定懸點(diǎn)載荷； K極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；J曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄半徑R處于12點(diǎn)鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；C與P的夾角，稱傳動(dòng)角；xC與J的夾角；K與J的夾角；K與R的夾角；P與R的夾角。由圖可知： （2-1）式中正負(fù)號(hào)取決于曲柄旋轉(zhuǎn)方向，曲柄旋轉(zhuǎn)方向的判斷為：面向抽油機(jī)，井口在右側(cè)，順時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“+”，逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“-”。 （2-2） （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） （2-7） （2-8） （2-9） （2-10）在有“”式中，“+”用于曲柄順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，“-”用于曲柄逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。2.2 懸點(diǎn)的位移根據(jù)以上幾何關(guān)系分析結(jié)果，對(duì)常規(guī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性進(jìn)行分析，推導(dǎo)相應(yīng)公式，得到懸點(diǎn)位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機(jī)CYJ5-2.5-26HB為例進(jìn)行研究，并對(duì)此抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系進(jìn)行計(jì)算編程，畫出相應(yīng)的曲線圖。圖2-2 懸點(diǎn)位移曲線圖以懸點(diǎn)處于最低位置（下死點(diǎn)）為計(jì)算位移的起點(diǎn)。擺動(dòng)的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機(jī)四桿結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系： （2-11） （2-12）懸點(diǎn)位移 （2-13）懸點(diǎn)最大位移 （2-14）在抽油機(jī)的設(shè)計(jì)和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為： （2-15）顯然，。當(dāng)懸點(diǎn)位于下死點(diǎn)時(shí)，=0；懸點(diǎn)位于上死點(diǎn)時(shí)，=1。其懸點(diǎn)位移的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2： 2.3 懸點(diǎn)的速度 圖2-3 速度分析示意圖 圖2-4 懸點(diǎn)速度曲線如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，連桿P做平面運(yùn)動(dòng)。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點(diǎn)（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點(diǎn)分別和O轉(zhuǎn)動(dòng)，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有： （2-16）則 （2-17）因?yàn)?，懸點(diǎn)速度為 （2-18）式中為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，其余參數(shù)同前。其懸點(diǎn)速度的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到速度圖像如圖2-4：2.4 懸點(diǎn)的加速度圖2-5懸點(diǎn)加速度曲線懸點(diǎn)速度對(duì)時(shí)間的一次導(dǎo)數(shù)即為懸點(diǎn)加速度。對(duì)于后置型，懸點(diǎn)加速度公式為： （2-19）其懸點(diǎn)加速度的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：2. 5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析表2-1顯示了曲柄轉(zhuǎn)角變化時(shí)，懸點(diǎn)位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉(zhuǎn)角變化與懸點(diǎn)位移、速度、加速度之間的關(guān)系曲線圖，圖2-6如下所示。表2-1 懸點(diǎn)參數(shù)計(jì)算數(shù)值表角度位移速度加速度00.001181-0.029990.37883950.0007020.023290.387514100.0076890.0773980.390653150.0222020.1315150.387536200.0441790.1847320.377626250.073430.2360830.360654300.1096260.284590.336696350.1523070.3293080.306219400.2008850.3693880.270089450.2546670.4041260.229521500.3128710.4330070.185994550.3746610.4557290.141114600.4391740.4722170.09648650.505550.4826080.053544700.5729640.4872240.013502750.6406440.486534-0.02277800.7078920.481101-0.05472850.7740920.471544-0.08214900.8387150.45849-0.1051950.9013170.442545-0.123851000.9615360.424263-0.138821051.0190820.404135-0.150521101.0737290.382578-0.159491151.1253040.359933-0.166271201.1736730.336469-0.171371251.2187390.312386-0.175261301.2604250.287823-0.178341351.2986710.262867-0.180981401.3334270.237559-0.183451451.3646440.211905-0.1861501.3922720.18588-0.18881551.4162580.159441-0.191991601.436540.132528-0.195631651.4530470.105077-0.199751701.46570.077021-0.204311751.4744110.048307-0.209221801.4790860.018896-0.214331851.479627-0.01123-0.219421901.475935-0.04204-0.224241951.467919-0.07349-0.228472001.455497-0.10546-0.231742051.438607-0.1378-0.23372101.417212-0.1703-0.233962151.391306-0.2027-0.232192201.360926-0.23469-0.228112251.326149-0.26594-0.221522301.287103-0.2961-0.212322351.243966-0.3248-0.200512401.196965-0.35168-0.18622451.146375-0.37642-0.169582501.092518-0.39869-0.150892551.035753-0.41825-0.130432600.976474-0.43486-0.10852650.915104-0.44833-0.085362700.852089-0.45853-0.061292750.787893-0.46532-0.036482800.722994-0.46864-0.011122850.657881-0.468390.0146852900.593052-0.464540.0408312950.529011-0.457040.0672593000.466268-0.445850.0939253050.405337-0.430940.1207883100.346736-0.412290.1477953150.290987-0.389880.1748743200.23861-0.363710.2019093250.190129-0.33380.2287343300.146058-0.30020.255113350.106908-0.262980.2807143400.073171-0.222280.3051273450.045317-0.17830.3278243500.023783-0.131320.3481733550.00896-0.081720.3654463600.001181-0.029990.378839圖2-6 懸點(diǎn)位移、速度、加速度曲線從表2-1和圖2-6可知，懸點(diǎn)速度最大值為，懸點(diǎn)加速度最大值。2.6 連桿的設(shè)計(jì)因?yàn)槌橛蜋C(jī)連桿較長，且受壓，所以對(duì)其進(jìn)行靜強(qiáng)度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對(duì)連桿進(jìn)行強(qiáng)度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。2.6.1 選材根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結(jié)構(gòu)尺寸特點(diǎn)，選其材料為45號(hào)鋼制成的無縫鋼管，查機(jī)械工程材料實(shí)用手冊(cè)其基本參數(shù)為：外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。2.6.2 校核（1）連桿靜強(qiáng)度校核抽油機(jī)連桿質(zhì)量較輕，其運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認(rèn)為連桿為二力桿，連桿力為為： （5-27）式中：為抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷； 為抽油機(jī)結(jié)構(gòu)不平衡重；為游梁平衡重重力。對(duì)不同曲柄轉(zhuǎn)角下的進(jìn)行計(jì)算，求出的最大值，則連桿的最大應(yīng)力及強(qiáng)度條件為 （5-28）式中：為連桿的橫截面面積，；為連桿材料的許用應(yīng)力，Mpa；為連桿材料的屈服極限，Mpa；n為安全系數(shù)，n=1.52.0。在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得 故靜強(qiáng)度滿足要求。（2）連桿穩(wěn)定校核受壓連桿可按兩端鉸支處理。 （5-29）當(dāng)長細(xì)比時(shí)， （5-30）當(dāng)90時(shí)， （5-31）式中：為連桿長度，； 為連桿慣性半徑，；對(duì)于管狀截面，；是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。 故連桿穩(wěn)定性滿足要求。第3章電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1電動(dòng)機(jī)的選擇1.確定電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2.確定電動(dòng)機(jī)的容量（1）工作機(jī)卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總功率總。設(shè)1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(dòng)（設(shè)齒輪精度為7級(jí)）、滾動(dòng)軸承、V形帶傳動(dòng)、工作機(jī)的效率，由2表1-7查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.96，則傳動(dòng)裝置的總效率為 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.84143.選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由2表13-2推薦的傳動(dòng)副傳動(dòng)比合理范圍 普通V帶傳動(dòng) i帶=24 圓柱齒輪傳動(dòng) i齒=35則傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i總=（18100）=（18100）r/min=1006.685592.67r/min 根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查2表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉(zhuǎn)速為:1500 r/min選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為:Y112M-43.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比=式中nm-電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速: 1440 r/min; nw-工作機(jī)的轉(zhuǎn)速:55.93 r/min。2.分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.5）i齒2 根據(jù)2表2-3，V形帶的傳動(dòng)比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動(dòng)比為 i =9.90雙級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為 i齒1 = 3.59低速級(jí)的傳動(dòng)比 i齒2 = i/i齒1 =2.763.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 1.各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 1440 r/min n= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min n= n / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn= n / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各軸輸入功率 P0= Pd=5.99 KWP= Pd4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW P= P23 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KWP= P23 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73T = 9550P/n =98.11 T = 9550P/n =341.69 T = 9550P/n = 915.71表1 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表項(xiàng)目軸號(hào)功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比0軸5.99144039.732.6軸5.69553.8598.113.59軸5.52154.28341.692.76軸5.3655.90915.71第4章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果(1)確定計(jì)算功率PcaPca=d查1表8-7取 (2)選擇帶的型號(hào)查1圖8-11選用A型帶(3)選擇小帶輪直徑查1 表8-6及8-890(4)確定大帶輪直徑=查1 表8-8 =236=236(5)驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差0.85%(6)驗(yàn)算帶速=6.78(7)初定中心距=(0.72)(90+236)=228.2652=360(8)初算帶長=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3=1246(9)確定帶的基準(zhǔn)長度查1表8-2因?yàn)?1246，選用A型帶取=1250=1250(10)計(jì)算實(shí)際中心距離（取整）=362mm(11)安裝時(shí)所需最小中心距（取整）=362+0.015=343(12)張緊或補(bǔ)償伸長量所需最大中心距=400mm(13)驗(yàn)算小帶輪包角=(14) 單根V帶的基本額定功率查1表8-4a插值法=1.06kw=1.06(15) 單根V帶額定功率的增量查1表8-5b插值法=0.17kw=0.17(16) 長度系數(shù)查1表8-2由 得(17)包角系數(shù)查1表8-5插值法0.94(18)單位帶長質(zhì)量查1表8-3=0.10=0.10(19)確定V帶根數(shù)根7(20)計(jì)算初拉力=130.31(21)計(jì)算帶對(duì)軸的壓力1787.372.帶型選用參數(shù)表帶型A902366.78362159.8971787.37B=(7-1)15+210=1103帶輪結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果(1)帶輪基準(zhǔn)寬bd查1表8-10因選用A型，故取(2)帶輪槽寬b=12.93(3)基準(zhǔn)寬處至齒頂距離ha查1表8-10(4)基準(zhǔn)寬處至槽底距離hf查1表8-10(5)兩V槽間距e查1表8-10.0(6)槽中至輪端距離查1表8-10=10(7)輪槽楔角查1表8-10因?yàn)?18，所以38度38(8)輪緣頂徑241.6(9)槽底直徑=236-29.0=218218(10)輪緣底徑D1查1表8-10，得200(11)板孔中心直徑D0=0.5(200+60)=130130(12)板孔直徑d040(13)大帶輪孔徑d查3表12-1-12根據(jù)=236，Z7, 所以取d=30d=30(14)輪轂外徑d160(15)輪轂長LL=60(16)輻板厚S查3表12-1-12S(0.50.25)B=15.7127.5S25(17)孔板孔數(shù)查3表12-1-12個(gè)4.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)（一）高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級(jí)查1表10-8選用7級(jí)精度級(jí)72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個(gè)913.4584選取螺旋角取14度145按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試選Kt取1.61.6(2)區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）a由1圖10-26查得a1=0.77 a2=0.871.641.64(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm=53.03（12）計(jì)算圓周速度vm/s1.54（13）計(jì)算齒寬BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計(jì)算縱向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）計(jì)算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.54 m/s，級(jí)精度，由1圖查得動(dòng)載荷系數(shù)1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1圖查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-1058.52（18）計(jì)算模數(shù) mm2.376按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度= 1.903 ，從1圖10-280.880.88（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV =26.30=90.94（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-20b由1圖10-20c400350400350（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)由1圖10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式10-12得（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算0.0153（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算由1式10-17=1.743mm1.743結(jié)論：對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2 mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取29，則Z2 = Z1i齒1 =293.59=104.11取Z2 =1043幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=137.1將中心距圓整為137mma=137（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度13.88（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑dmm59.74214.26（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑dfmm54.74209.26（5）計(jì)算齒輪寬度Bb = dd1b=1.059.74=59.74圓整后取：B1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）驗(yàn)算所以合適4.3 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表項(xiàng)目計(jì)算（或選擇）依據(jù)計(jì)算過程單位計(jì)算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級(jí)查1表10-8選用7級(jí)精度級(jí)72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數(shù)Z個(gè)U=2.84選取螺旋角取14度145按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試選Kt取1.61.6（2）區(qū)域系數(shù)ZH由1圖10-30（3）由1圖10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T查表1Nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN由1圖10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H3= 594=604.8（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm80.53（12）計(jì)算圓周速度vm/s=0.65（13）計(jì)算齒寬BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）計(jì)算縱向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）計(jì)算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.65s，級(jí)精度，由1圖查得動(dòng)載荷系數(shù)1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-1089.55（18）計(jì)算模數(shù)=3.48mm=3.486按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.981圖10-280.880.88（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV=27.3776.63（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由1圖b由1圖400350400350（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)由1圖0.920.960.920.96（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式得368336（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算=0.0117（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算由1式=2.37結(jié)論：對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取2.5已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=89.55應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取35 ，則Z4 = Z3i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =983幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a將中心距圓整為171mm =171（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑dmm90.00252.00（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑dfmm83.75=245.75（5）計(jì)算齒輪寬度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）驗(yàn)算故合適4.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表傳動(dòng)類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級(jí)斜齒圓柱齒輪 mmmm低速級(jí)斜齒圓柱齒輪 第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：mm再查 1表15-3， 考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果mm且由前面的帶輪的設(shè)計(jì)可得，帶輪的孔徑為30，mm3030查 2表7-123535因?yàn)樘幯b軸承，所以只要即可，選取7類軸承，查 2表6-6，選取7208AC，故 404046由于是齒輪軸所以等于高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑：40404選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計(jì)算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果箱體壁厚查 2表11-18地腳螺栓直徑及數(shù)目n查 2表11-1查 2表3-13， 取20，16軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查 2表11-1查 2表3-9，取1612軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、查 2 表11-1軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑查 2表11-2查 2表11-10，得當(dāng)取軸承蓋厚度查 2表11-10，小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離查 2 =10軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離查 2 因?yàn)檫x用脂潤滑，所以10軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a查 2表6-6，選取7208AC軸承，故5.計(jì)算各軸段長度。名稱計(jì)算公式單位計(jì)算結(jié)果由于與大帶輪配合，則：63由公式56由公式32由公式110.5齒輪1輪轂寬度：65由公式40L（總長）365.5（支點(diǎn)距離）197.55.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：=(126103) 再查 1表15-3， 3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果由于和軸承配合，取標(biāo)準(zhǔn)軸徑為： =45由于和齒輪配合，取查 2表1-6，取50=50查 2表1-6，取=60=60與高速級(jí)大齒輪配合，?。?45454選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2（二）“滾動(dòng)軸承的潤滑”，及說明書“六、計(jì)算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a選用7209AC軸承，查 2表6-6得 5.計(jì)算各軸段長度名稱計(jì)算公式單位計(jì)算結(jié)果439310齒輪配合長度：5845.5L（總長）L249.5（支點(diǎn)距離）196.15.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：=再查 1表15-3， 考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大 3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm 60考慮聯(lián)軸器定位：查 2表7-12，取7070為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標(biāo)準(zhǔn)孔徑大小為75考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標(biāo)準(zhǔn)值=8686考慮齒輪的定位：92由于與齒輪配合=80mm=80由于軸承配合：75754選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2（二）“滾動(dòng)軸承的潤滑”，及說明書“六、計(jì)算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a選用7015AC軸承，查 2表6-6得5.計(jì)算各軸段長度名稱計(jì)算公式單位計(jì)算結(jié)果選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則：105由公式47由公式39由公式73由公式10配合齒輪4：8851.5L（總長）413.5（支點(diǎn)距離）184.35.4 校核軸的強(qiáng)度齒輪的受力分析：斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力：分別將:代入以上3式，得：表4.4 和軸長度有關(guān)的參數(shù)齒輪2上的圓周力齒輪上的徑向力齒輪上的軸向力3189.491195.80788.14齒輪3上的圓周力齒輪上的徑向力齒輪上的軸向力4958.72720.771750.14求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸受力簡圖圖4.6 軸的受力圖其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。1.垂直平面支反力，如圖a)軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為： 2.垂直平面彎矩圖，如圖b)計(jì)算特殊截面的彎矩：3.水平平面支反力，如圖c)4.水平平面