11輥矯直機用的聯(lián)合齒輪箱減速機設計含6張CAD圖

11輥矯直機用的聯(lián)合齒輪箱減速機設計含6張CAD圖,11,十一,矯直機,聯(lián)合,齒輪箱,減速,設計,cad 摘 要 本文從研究矯直管機理入手，設計了一臺11輥矯直機用的聯(lián)合齒輪箱，并對聯(lián)合齒輪箱進行結(jié)構設計，包括聯(lián)合齒輪箱的傳動比計算、各齒輪的參數(shù)計算、各傳動軸的設計與校核計算。并完成總裝圖的繪制及零件圖的繪制，并用機械制圖軟件繪制。 在結(jié)構設計階段，應牢固樹立保證各級齒輪嚙合良好的意識，采用適當?shù)暮附酉潴w結(jié)構和軸系結(jié)構，合理確定輪齒旋向和齒輪旋轉(zhuǎn)方向，重視潤滑配管設計，以保證設計計算落到實處，減速機工藝性好，使用方便、可靠。 本課題主要是針對矯直機上的聯(lián)合減速機進行設計。 關鍵詞 矯直機、聯(lián)合齒輪箱、傳動軸 ****本科畢業(yè)設計（論文） 目錄 I ABSTRACT This paper starts from the study of the governing mechanism, combined gear box with a 11 roller straightening machine straightening the design, and structure design of the combined gear box, calculation, calculation, design and checking calculation of parameters of each gear of the transmission shaft of the transmission gear box comprises a joint. And complete the drawing and parts drawing assembly diagram, and mechanical drawing software rendering. In the stage of structural design, should firmly establish the assurance levels of gear meshing good sense, welded body structure and the shafting structure suitable, reasonably determine the gear rotation direction and rotation direction of attention gear, lubrication piping design, to ensure that the design and calculation of implement, deceleration machine art is good, easy to use, reliable. This topic is mainly combined speed reducer for straightening machine of design. Key words Straightening machine, gear box, transmission shaft 目錄 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒 論 1 1.1 本課題研究目的與意義 1 1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況 1 1.3 矯直機的發(fā)展趨勢 1 2 聯(lián)合減速器的參數(shù)確定 3 3 聯(lián)合減速器傳動機構設計 6 3.1 傳動比的分配 6 3.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 6 3.3 齒輪材料精度和齒數(shù)的選擇 6 3.4 減速器齒輪設計計算 9 3.5 輸入軸的設計計算 11 3.6 中間軸1的設計計算 12 3.7 中間軸2的設計計算 16 3.8 輸出軸的設計計算 20 3.9 圓錐滾子軸承的設計計算 28 3.10 軸校核的設計計算 33 3.11 軸承的校核的計算 35 結(jié) 論 40 參 考 文 獻 41 致 謝 42 ****本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定 2 1 緒論 1 緒 論 1.1 本課題研究目的與意義 聯(lián)合減速機主要用于矯直機的應用上面。線棒材廠粗中軋機聯(lián)合減速機的設計有其自己的特點。在設計計算階段，應根據(jù)工藝要求、用戶要求及制造廠的加工能力合理確定齒面硬度、齒輪材料及熱處理方式，選擇合適的齒輪精度、使用壽命、齒寬系數(shù)等，按照輸出扭矩為最大軋制力矩的原則，使齒輪副的強度安全系數(shù)在一個合理的范圍內(nèi)，并注意同規(guī)格聯(lián)合減速機的通用化，使計算出的減速機既安全，又體積小、重量輕、成本低。 ??? 在結(jié)構設計階段，應牢固樹立保證各級齒輪嚙合良好的意識，采用適當?shù)暮附酉潴w結(jié)構和軸系結(jié)構，合理確定輪齒旋向和齒輪旋轉(zhuǎn)方向，重視潤滑配管設計，以保證設計計算落到實處，減速機工藝性好，使用方便、可靠。 本課題主要是針對矯直機上的聯(lián)合減速機進行設計。 1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況 近些年國內(nèi)外新設計的聯(lián)合減速機箱體均采用焊接結(jié)構。當分速級齒輪為人字齒輪時，可以設計成只有一個分箱面。為保證箱體剛度，各箱體，尤其是下箱體的承載鋼板應有足夠的厚度和合理的配筋。軸承座部位一般選用厚鋼板直接焊接。各箱體之間的聯(lián)接螺栓大小應按規(guī)范選取，并注意其與箱壁、筋的距離，以留有足夠的扳手空間。地腳螺栓應布置合理，以方便土建基礎施工，并注意安裝空間。下箱上的吊耳應能承受住整臺聯(lián)合減速機的重量，聯(lián)合減速機組裝完畢后，只允許使用下箱上的吊耳吊裝。 隨著線棒材軋坯尺寸的加大、軋制速度和對成品精度要求的逐步提高，對粗中軋機軋制能力及中間坯質(zhì)量也有越來越高的要求。因此聯(lián)合減速機呈現(xiàn)以下發(fā)展趨勢。 ??? 1）齒輪計算及強度校核采用電子計算機進行計算，可大大縮短設計周期。 ??? 2）齒輪采用滲碳淬火熱處理工藝。根據(jù)計算，相同外型尺寸的聯(lián)合減速機，采用滲碳淬火比采用表面淬火可提高承載能力30%左右。還方便了大齒輪的 加工制造。 ??? 3）箱體采用全焊接結(jié)構，以縮短制造周期，減輕重量。 ??? 4）齒輪采用高變位技術，以提高齒面接觸強度和齒根彎曲強度。 由于目前國內(nèi)中硬齒面聯(lián)合減速機的加工費用一般比硬齒面聯(lián)合減速機的加工費用便宜一半左右，所以，在選擇齒面硬度的原則是：尊重用戶的選擇，在軋機間距和機列長度許可的前提下盡量不用滲碳淬火熱處理工藝，盡量不用高檔材料，盡量降低齒面硬度，以適應市場經(jīng)濟的需要。但隨著國內(nèi)機加工能力的提高，加工費用的進一步合理，聯(lián)合減速機采用滲碳淬火硬齒面齒輪、大齒輪采用焊接結(jié)構將是發(fā)展的方向。 1.3 矯直機的發(fā)展趨勢 綜合近些年國內(nèi)外的研究，可以看到：在矯直過程的變形機理方面向精度定量的方向進一步發(fā)展，如：拉力對矯直的作用，在斜輥矯直機上壓緊力對矯直的作用等；在改進矯直工藝及改進矯直設備方面，如采用最佳壓下方案，采用恒功率制度，用振動矯直代替旋轉(zhuǎn)矯直，單獨驅(qū)動的變輥距矯直是大型矯直機發(fā)展的趨勢；在過程控制方面，隨著工業(yè)控制水平的不斷提高，矯直機電氣控制已上了一個新臺階，設備級控制趨向簡單化，工廠級監(jiān)控、相關設備間聯(lián)動、智能化控制，已是傳動及基礎自動化發(fā)展的必然趨勢。 型材矯直機采用壓上式結(jié)構將是未來發(fā)展的方向，因為這種結(jié)構將使機架上部結(jié)構更加簡化，操作環(huán)境的光線會更好，在采用吊車換輥操作的時候可以避免輥子或吊車與機架上部壓下裝置的磕碰，減少事故的發(fā)生，從另一角度而言，換輥工作將更加方便。 2 聯(lián)合減速箱參數(shù)的確定 輥式矯直機是目前應用最為廣泛的一種矯直機。也是矯直技術發(fā)展最為完善的一種矯直機。輥式矯直機可以矯正板帶材和型材。其種類繁多，按用途可分為板材和型材兩類矯直機；還可按板厚來分，可分為厚、中、薄三類板材矯直機；還有按重型和普通型來區(qū)分板材矯直機的；用板寬來編排矯直機系列也是一種方法。從趨勢上看以厚度來區(qū)分板材矯直機是最基本的方法。 輥式矯直機屬于連續(xù)性反復彎曲式矯直機，是在壓力矯直機的基礎上而發(fā)展起來的，它克服了壓力矯直機斷續(xù)工作的缺點，使矯直效率成倍提高，使矯直工序得以進入連續(xù)生產(chǎn)線，這在技術上是一次較大的跨越。其理論基礎就是金屬材料在較大彈塑性彎曲條件下，不管其原始彎曲程度有多大差別，在彈復后所殘留的彎曲程度差別會顯著減小，甚至會趨于一致，從而達到矯直目的。 本文是針對11輥矯直機所用的聯(lián)合齒輪箱進行設計，具體的初始參數(shù)為 電動機的輸入功率為110Kw，輸入轉(zhuǎn)速為980rpm，輸出轉(zhuǎn)速為85rpm。 由輸入功率P=110Kw， 3 聯(lián)合減速箱傳動機構設計 3.1 傳動比的分配 1.計算總的傳動比 2.傳動比分配，本次設計的減速箱采用11輥矯直機，減速采用三級減速，總的傳動比為11.53，一級齒輪減速采用減速比2，那么二級齒輪減速和三級齒輪減速的比為，二級減速和三級減速本次采用相同的減速，則，二級和三級減速比為。 3.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速： 功率：P1=110 KW 扭矩： 轉(zhuǎn)速： 功率： 扭矩：= 轉(zhuǎn)速： 功率： 扭矩： 轉(zhuǎn)速： 功率：= 扭矩： 表1.1 各軸的運動與動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速（r/min） 功 率 (KW) 扭 矩 （N．m） 1 980 110 1071.94 2 490 101.3 1974.9 3 204.2 93.3 4364.4 4 85 85.9 9655.6 3.3 齒輪材料精度和齒數(shù)的選擇 電動機功率P=110 KW,轉(zhuǎn)速n=980 r/min,工作有輕微震動，單向傳動，傳動比=11.5，要求結(jié)構緊湊重量輕，預計壽命20000h ,小齒輪對稱布置 ； 傳遞功率大轉(zhuǎn)數(shù)高，并要求結(jié)構緊湊重量輕，可以采用低碳合金鋼，小齒輪20滲碳淬火，HRC58～65取HRC 60。 大齒輪40Cr表面淬火，HRC48～55取HRC52。 齒輪精度7級，表面粗糙度0.8m,碳齒面齒輪主要失效形式為折斷希望彎曲強度大些。 3.4 減速機齒輪設計計算 3.4.1一級齒輪設計計算 1、設計準則 齒面硬度>350HBS的硬齒面，其失效為輪齒的折斷準則為：按齒根彎曲強度設計，按齒面接觸強度校核 ；初選齒輪齒數(shù)Z1=35 2、按齒根彎曲疲勞強度設計： ≥ 其中： ——螺旋角，試選=13； ——螺旋角影響系數(shù)，由文獻[4，圖5-25]得=0.9 ； ——小齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=960 MPa； ——大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=670MPa ; ——小齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，5-10]得：=1470MPa；——大齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-10]得：=1180MPa ； ，——最小安全系數(shù)，=1，=1.35 ； ——小輪應力循環(huán)次數(shù)，=60=60=1.776； ——大輪應力循環(huán)次數(shù)，===6.8； 、——彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-13]得==1 、——接觸疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-12]得=1.08，=1.2 ； []——小輪許用彎曲應力，[]===637 MPa； []——大輪許用彎曲應力，[]===496 MPa； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.08=1588 MPa ； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.21180=1424 MPa ； []===1506 MPa ，1.23[]=17.52MPa>[] ； ——齒寬系數(shù)，由文獻[4，表5-8]得 =0.8 ； ——小齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——大齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——斜齒輪齒形系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=2.80，=2.31 ； ——斜齒輪應力校正系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=1.564，=1.70 ； ——齒輪端面重合系數(shù)，==0.9781 ；=[188（）] =[188.2（1/35+1/70）] cos13=1.622 ； 試選載荷系數(shù) =1.4 ； =9.55=1071940N mm （6.2） ==0.00687 ，==0.00792 =0.318= 則 ≥ = =3.22mm 圓柱斜齒輪模數(shù)修正： =1 =1 其中： ——動載荷系數(shù)，由文獻[4，圖5-7]得，=1.01 ； ——使用系數(shù)，由文獻[4，表5-1]得，=1 ； ——接觸強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.312 ； ——彎曲強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.23 ； ——齒面載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[4，表5-2]得，=1.104 。 所以 ， ==1=1=1.588 ； =1=1=1.695； 由于=1.588與相差很大，所以原設計要修正 ： ==3.23mm ，圓整并取標準 =3 mm ； 3、幾何尺寸計算 （1）計算中心距： a==mm 中心距圓整，取a=166 mm ； （2）求實際齒輪的螺旋角； == 由于與預選的相差不大，所以，，，不需要修正； 小齒輪分度圓直徑：== 大齒輪分度圓直徑：== 齒輪齒寬：=0.8=84.16mm 圓整取 =85 mm，則 ：小齒輪齒寬：B1=90mm，大齒輪齒寬：B2=85mm 。 3.4.2 二級齒輪設計計算 1、設計準則 齒面硬度>350HBS的硬齒面，其失效為輪齒的折斷準則為：按齒根彎曲強度設計，按齒面接觸強度校核 ；初選齒輪齒數(shù)Z1=31 2、按齒根彎曲疲勞強度設計： ≥ 其中： ——螺旋角，試選=13； ——螺旋角影響系數(shù)，由文獻[4，圖5-25]得=0.9 ； ——小齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=960 MPa； ——大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=670MPa ; ——小齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，5-10]得：=1470MPa；——大齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-10]得：=1180MPa ； ，——最小安全系數(shù)，=1，=1.35 ； ——小輪應力循環(huán)次數(shù)，=60=60=1.776； ——大輪應力循環(huán)次數(shù)，===6.8； 、——彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-13]得==1 、——接觸疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-12]得=1.08，=1.2 ； []——小輪許用彎曲應力，[]===637 MPa； []——大輪許用彎曲應力，[]===496 MPa； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.08=1588 MPa ； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.21180=1424 MPa ； []===1506 MPa ，1.23[]=17.52MPa>[] ； ——齒寬系數(shù)，由文獻[4，表5-8]得 =0.8 ； ——小齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——大齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——斜齒輪齒形系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=2.80，=2.31 ； ——斜齒輪應力校正系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=1.564，=1.70 ； ——齒輪端面重合系數(shù)，==0.9781 ；=[188（）] =[188.2（1/31+1/74）] cos13=1.63 ； 試選載荷系數(shù) =1.4 ； T2=9.55=197490N mm （6.2） ==0.00687 ，==0.00792 =0.318= 則 ≥ = 4.35mm 圓柱斜齒輪模數(shù)修正： =1 =1 其中： ——動載荷系數(shù)，由文獻[4，圖5-7]得，=1.01 ； ——使用系數(shù)，由文獻[4，表5-1]得，=1 ； ——接觸強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.312 ； ——彎曲強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.23 ； ——齒面載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[4，表5-2]得，=1.104 。 所以 ， ==1=1=1.588 ； =1=1=1.695； 由于=1.588與相差很大，所以原設計要修正 ： ==4.38mm ，圓整并取標準 =4 mm ； 3、幾何尺寸計算 （1）計算中心距： a==mm 中心距圓整，取a=215mm ； （2）求實際齒輪的螺旋角； == 由于與預選的相差不大，所以，，，不需要修正； 小齒輪分度圓直徑：== 大齒輪分度圓直徑：== 齒輪齒寬：=0.8=101.4mm 圓整取 =100 mm，則 ：小齒輪齒寬：B1=105mm，大齒輪齒寬：B2=100mm 。 3.4.3 三級齒輪設計計算 1、設計準則 齒面硬度>350HBS的硬齒面，其失效為輪齒的折斷準則為：按齒根彎曲強度設計，按齒面接觸強度校核 ；初選齒輪齒數(shù)Z1=33 2、按齒根彎曲疲勞強度設計： ≥ 其中： ——螺旋角，試選=13； ——螺旋角影響系數(shù)，由文獻[4，圖5-25]得=0.9 ； ——小齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=960 MPa； ——大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-11]得：=670MPa ; ——小齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，5-10]得：=1470MPa；——大齒輪的接觸疲勞強度極限，由文獻[4，圖5-10]得：=1180MPa ； ，——最小安全系數(shù)，=1，=1.35 ； ——小輪應力循環(huán)次數(shù)，=60=60=1.776； ——大輪應力循環(huán)次數(shù)，===6.8； 、——彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-13]得==1 、——接觸疲勞壽命系數(shù)，由文獻[4，圖5-12]得=1.08，=1.2 ； []——小輪許用彎曲應力，[]===637 MPa； []——大輪許用彎曲應力，[]===496 MPa； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.08=1588 MPa ； []——接觸疲勞許用應力，[]==1.21180=1424 MPa ； []===1506 MPa ，1.23[]=17.52MPa>[] ； ——齒寬系數(shù)，由文獻[4，表5-8]得 =0.8 ； ——小齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——大齒輪的當量齒數(shù)，== ； ——斜齒輪齒形系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=2.80，=2.31 ； ——斜齒輪應力校正系數(shù)，由文獻[4，表5-6]得=1.564，=1.70 ； ——齒輪端面重合系數(shù)，==0.9781 ；=[188（）] =[188.2（1/33+1/79）] cos13=1.62 ； 試選載荷系數(shù) =1.4 ； T2=9.55=4364400N mm ==0.00687 ，==0.00792 =0.318= 則 ≥ = =5.28mm 圓柱斜齒輪模數(shù)修正： =1 =1 其中： ——動載荷系數(shù)，由文獻[4，圖5-7]得，=1.01 ； ——使用系數(shù)，由文獻[4，表5-1]得，=1 ； ——接觸強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.312 ； ——彎曲強度分配系數(shù)，由文獻[4，表5-12]得=1.23 ； ——齒面載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[4，表5-2]得，=1.104 。 所以 ， ==1=1=1.588 ； =1=1=1.695； 由于=1.588與相差很大，所以原設計要修正 ： ==5.38mm ，圓整并取標準 =5mm ； 3、幾何尺寸計算 （1）計算中心距： a==mm 中心距圓整，取a=285mm ； （2）求實際齒輪的螺旋角； == 由于與預選的相差不大，所以，，，不需要修正； 小齒輪分度圓直徑：== 大齒輪分度圓直徑：== 齒輪齒寬：=0.8=135.56mm 圓整取 =135mm，則 ：小齒輪齒寬：B1=140mm，大齒輪齒寬：B2=135mm 。 3.5輸入軸的設計計算 由文獻式（15-2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理由文獻表（15-3）取=110于是得. ===53.06 mm 輸出軸的最小直徑顯然是聯(lián)軸器處直徑（圖6-2）?？紤]到此軸段有一鍵槽，應將軸段直徑相應放大，現(xiàn)取d=55mm。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3則 =1.32551142.36=3316485 Nmm （6.16） 按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為1071.94 N m ； 半聯(lián)軸器的孔徑為55 mm，取=80 mm，聯(lián)軸器長度=114mm 。 根據(jù)軸向定位要求定軸各段直徑和長度 ； （1）為滿足半聯(lián)軸器Ⅰ—Ⅱ軸段右制出一軸肩，故?、颉蠖沃睆剑? =+（3～4）=73+（7.5～10）=55 mm ； （2）由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐輥子軸承30312，其尺寸為=60x130X35，故==60mm ； 而=93mm （3）取安裝齒輪處軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑=107.76 mm，齒輪齒輪左端與左軸承間采用軸套定位，齒輪輪轂寬度為85 mm，軸段應略短于輪轂寬度，故取=85 mm （4）軸承端蓋總寬35 mm，裝拆便于對軸承添潤滑脂，端蓋處與半聯(lián)軸器右端面間距離=35 mm （5）=+（876）=30.5+8+16+4=58.5 mm ； ==65+20+16=91mm ； 計算得軸各支點反力如表。 輸入軸受力分析圖 輸入軸受力參數(shù)表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F =10902 N =5451N =5952 N = -70.75 N 彎矩 =1035690 Nmm =565440 N mm = 13442 N mm 總彎矩 =1037232.157 Nmm ==1035777.233 Nmm 扭矩 =2551142.36 N/mm 3.5.1按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度根據(jù)文獻[5，式15-5]及上表中的數(shù)值，并取應力折算系數(shù)=0.6，軸的計算應力： = = =21.384 MPa ； 前已選定軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[5，表15-1]查得[]=60 MPa； 因此<[]故安全。 3.5.2 精確校核軸的疲勞強度 1、判斷軸的危險面 鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而此軸只需校核截面Ⅳ左即可 ； 2、截面Ⅳ左側(cè)?： 抗彎截面系數(shù) =0.1=0.1=61412.5mm3 ； 抗扭截面系數(shù)=0.2=0.285=122825mm3 ； 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 =565440=148800 Nmm ； 截面Ⅳ上的扭矩 =2551142.36 Nmm ； 截面上的彎曲應力== MPa ； 軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[5，表15-1]查得=640 MPa，=275 MPa，=155 MPa； 截面上軸肩形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻[5，表3-2]查取，因為 ，， =1.88，=1.32 ； 又由文獻[5，附圖3-1]得軸的材料的敏性系數(shù)為，=1.88，=0.85 ； 故有效應力集中系數(shù) 按式（3-4）為； =1+=1+0.85（1.88）=1.748 ； =1+=1+0.85（0.32）=1.272 ； 由文獻[5，附圖3-2]得尺寸系數(shù)=0.63； 由文獻[5，附圖3-3]得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82 ； 軸按磨削加工，由文獻[5，附圖3-4]得表面質(zhì)量系數(shù)為 ； 軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，按文獻[5，式3-12，3-12a]得綜合系數(shù)值為 ： =1==2.86 ===1.64 又由文獻[5，表3-1，3-2]得碳鋼的特性系數(shù) 取=0.1 ，=0.05～0.1，取=0.05 ； 于是，計算安全系數(shù)值按文獻[5，式15-6～15-8]則得： 只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)： = 只考慮扭矩作用時的安全系數(shù)： == 所以 ， S= ==11.12>S=1.5 所以，截面Ⅳ左側(cè)強度校核合格。 3、截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù)按文獻[5，表15-4]中的公式計算 =0.1=0.1=72900 mm =0.2=0.2 mm 彎矩及彎曲應力為： =270938 Nmm == MPa 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應力： =2551142.36 ； == MPa 過盈配合處的；=0.8=2.78 ； 軸按磨削加工，由文獻[5，附圖3-4]表面質(zhì)量系數(shù)為： ==0.92 ； 故得綜合系數(shù) ： =+=3.48+=3.57 ==2.78+=2.87 所以Ⅳ截面右側(cè)的安全系數(shù)為 = ===6.06 所以 ， S= ==5.9>S=1.5 故該軸Ⅳ截面右側(cè)的強度也是足夠的。 3.6中間軸1的設計計算 中間軸的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為： P2=101.3kw, n2=490r/min, T2=1974.9N.m 1.確定軸的最小直徑 先按式文獻[12]15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表文獻[12]15-3，取，于是得 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻[12]表14-1取，又代入數(shù)據(jù)得 查文獻[11]表5-2-25（GB/T5014-1985），選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。公稱轉(zhuǎn)矩為160000N.mm，聯(lián)軸器的孔徑d=70mm,所以 2.軸的結(jié)構設計 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度 1）由以上計算可知=70mm,為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右端制出一軸肩，軸肩h=(0.07—0.1)d，所以 2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構和最小軸的直徑大小 按文獻[11]表6-1-54（GB/T297-1994）選用30314型軸承所以，，根據(jù)軸承的右端采用軸肩定位，從表中查得30314型軸承的定位軸肩高度h=20mm,所以取=90mm.取安裝齒輪的軸段67的直徑為 =34mm,齒輪左端采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑=40mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，所以長度應取短些，現(xiàn)取。由所選的軸承可知，=17mm.齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂寬度為31mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，故取=38mm?？紤]軸環(huán)寬度，取=5mm.而軸承端蓋軸段的長度=24mm.在確定軸承的位置時應距離箱體內(nèi)壁S=8mm，取齒輪距離箱體內(nèi)壁a=15mm，齒輪間距c=15mm,所以， =47.25mm 3)齒輪的的周向定位采用平鍵，按查文獻[12]表6-1普通平鍵取得： b h l=10mm 8mm 30mm. 聯(lián)軸器處，由于是靜連接，選用普通平鍵。由表6-1，查得當軸徑時鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長 3.7中間軸2的設計計算 軸2的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為： =93.3kw =204.2r/min =4364.4N.mm 1.確定軸的最小直徑 先按文獻[12]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40鋼調(diào)質(zhì)處理根據(jù)文獻[12]表15-3，取，于是得，由于開了一個鍵槽，所以 （1）各段的直徑： 因為軸的最小軸與軸承相配合，所以應該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承。 查文獻[11]（GB/T297-1994），根據(jù)上面計算的，選擇軸承的型號為30315，其尺寸為 所以， 由上面軸的同樣的計算方法可得： =28mm, =26mm =32mm （2）確定各段的長度 考慮到齒輪的安裝，配合段應比齒輪的寬度略短， =24-4=20mm, =47-4=43mm 考慮到第3軸與第2軸在箱體內(nèi)的長度相等，則取 所以：軸3的 就是齒輪的間距C,所以=C=15mm 3)軸上零件的周向定位采用平鍵，按=28mm，考慮鍵槽的同時加工，故取平鍵：23段：b h l=8mm 7mm 14mm 45段：b h l=8mm 7mm 32mm. 3.8輸出軸的設計計算 =85.9kw =85r/min =9655.6N.mm 1.確定軸的最小直徑 按文獻[12]式15-2初步估算啜的最小直徑，選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻[12]表15-3取=98，則 由于開了鍵槽，所以 所以可取=10mm. 2.軸的結(jié)構設計 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度 1) 根據(jù)上面計算可得安裝帶輪的軸徑=10mm，軸肩的高度 2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構和最小軸的直徑大小查文獻[13]表2-3-18（GB297-84）選用7302E型軸承所以，，兩軸承采用軸肩定位，軸肩的高度 考慮到是齒輪軸，取1.5mm，所以 ，安裝端蓋的軸徑，考慮到軸承的安裝容易，取，為小齒輪的分度圓直徑23.34mm. 根據(jù)軸承的尺寸可得，，考慮到大帶輪的輪轂長度，取，軸承端蓋軸向的總寬度由查表計算為27mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承的潤滑取端蓋的外端面與大帶輪的距離,則.箱體內(nèi)的軸段長度由與前兩軸的配合安裝確定，根據(jù)前面尺寸可得，，，為齒輪的寬度30mm. 3)平鍵的尺寸選擇按=10mm，查文獻[12]得:B h l=4mm 4mm 20mm. 3.9 圓錐輥子軸承壽命計算 圓錐輥子軸承支反力和計算： == N ===8931 N ； 軸承型號：30312，軸承參數(shù)：=168KN，=152KN，；； 圖6.3 軸承受力分析圖 =1.5， == N （6.18） == N （6.19） +> ,1軸承為緊軸承，2軸承為松軸承 =3538.6+3189.6=6782.2 N =3189.6 N > ， 1.4； =1.5=19562.76 N； （6.20） 所以1軸承的使用壽命為 ： == =37957h （6.21） < 1， 0 ； ==1.5=5954 N （6.22） 所以二軸承的使用壽命為： ===2h （6.23） 3.10 軸的校核 3.10.1 輸出軸的校核 求作用在齒輪上的力 計算支反力 1．畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。 圖5.4 輸出軸的受力圖 將計算出的危險截面處的的值列入下表： 表5.1 輸出軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 3．按彎扭合成應力校核軸的強度 已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。 根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力： 結(jié)論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。 3.10.2中間軸（軸2）的校核 求作用在齒輪上的力 同軸3計算方法： 1．畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。 圖5.4 中間軸的受力圖 將計算出的危險截面處的的值列入下表： 表5.2 中間軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 3．按彎扭合成應力校核軸的強度 已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度進行校核。 根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取 結(jié)論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠 3.10.3 輸入軸（軸1）的校核 1．畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。 圖5.5 輸入軸的受力圖 將計算出的危險截面處的的值列入下表： 表5.3 輸入軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 3．按彎矩合成應力校核軸的強度 已知材料為40Cr調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。 根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取 式（5.20） 結(jié)論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠 3.11 軸承的校核 軸承的預期計算壽命 式（5.21） 3.11.1 輸入軸上軸承的校核 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷 由軸的校核過程可知 所以 式（5.22） （2）計算軸承的軸向力 查文獻[13]表2-3-18得GB297-84型號軸承 所以 式（5.22） 式（5.23） （3）求軸承的動載荷 查文獻[12]表13-5得 對軸承1 對軸承2 查文獻[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù) （四）計算軸承的壽命 式（5.22） 所以 式（5.23） 所以軸承滿足壽命要求。 3.11.2 中間軸的校核 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷 由軸的校核過程可知 所以 （2）計算軸承的軸向力 查文獻[11]（GB/T297-1994）得30204型號軸承 所以 （3）求軸承的動載荷 查文獻[12]表13-5得 對軸承1 對軸承2 查文獻[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù) （四）計算軸的壽命 所以軸承滿足壽命要求。 3.11.3 輸出軸上軸承的校核 （1）求兩個軸承受到的徑向載荷 由軸的校核過程可知 所以 （2）計算軸承的軸向力 查文獻[11]（GB/T297-1994）得32006型號軸承 所以 （3）求軸承的動載荷 查文獻[12]表13-5得 對軸承1 對軸承2 查文獻[12]表13-6 取沖擊載荷因數(shù) （四）計算軸的壽命 所以軸承滿足壽命要求。 結(jié) 論 歷時幾個月的畢業(yè)設計現(xiàn)在已經(jīng)基本上結(jié)束，同時，四年的大學生活也已經(jīng)接近尾聲，心中是無盡的難舍與眷戀。從這里走出，對我的人生來說，將是踏上一個新的征程，要把所學的知識應用到實際工作中去。 回首四年，取得了些許成績，生活中有快樂也有艱辛。感謝老師四年來對我孜孜不倦的教誨，對我成長的關心和愛護。學友情深，情同兄妹。三年的風風雨雨，我們一同走過，充滿著關愛，給我留下了值得珍藏的最美好的記憶。 在我的十幾年求學歷程里，離不開父母的鼓勵和支持，是他們辛勤的勞作，無私的付出，為我創(chuàng)造良好的學習條件，我才能順利完成完成學業(yè)，感激他們一直以來對我的撫養(yǎng)與培育。 最后，我要特別感謝xxx老師。是他們在我畢業(yè)的最后關頭給了我們巨大的幫助與鼓勵,使我能夠順利完成畢業(yè)設計，在此表示衷心的感激。xxx老師認真負責的工作態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神和深厚的理論水平都使我收益匪淺。他無論在理論上還是在實踐中，都給與我很大的幫助，使我得到不少的提高這對于我以后的工作和學習都有一種巨大的幫助，感謝他的耐心輔導。 通過這次畢業(yè)設計，我增長了很多認識，也了解到了許多實際性的問題，同時我了解到機械設計也是多么的博大精深。我的知識，特別是在機械專業(yè)方面的知識還剛剛是打下了一個良好的基礎，學無止境，還有很多問題需要我去研究，去探索。因此，在以后的工作和學習生活中，我將繼續(xù)努力，爭取更大的進步。 100 ****本科畢業(yè)設計（論文） 參考文獻 參 考 文 獻 [1] 何玉林，沈榮輝，賀元成．機械制圖．重慶：重慶大雪出版社，2000：1-37． [2] 成大先.機械設計手冊:單行本,機械傳動.北京：化學工業(yè)出版社，2004：12-4，13-479． [3] 周明衡.減速器選用手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2002：23--45． [4] 鄭志峰.鏈傳動設計與應用手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1992：134-204． [5] 羅善明.帶傳動理論與新型帶傳動.北京：國防工業(yè)出版社，2006：46-57． [6] 張德泉,陳思夫.機械制造裝備及其設計.天津：天津大學出版社，2003：240--247． [7] 中國標準出版社.中國機械工業(yè)標準匯編,鏈傳動卷.北京：中國標準出版社全國鏈傳動標準化技術委員會，2003：203--255． [8] 吳宗澤.機械零件設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2003：288-317，575-641． [9] 席偉光,楊光,李波.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，2003：58-96，163-259． [10] 孫志禮，冷興聚，魏延剛，曾海泉．機械設計.東北大學出版社，2000：87-99，196-213． [11] 吳宗澤.機械設計實用手冊第2版.北京：化學工業(yè)出版社，2003：585-658，808-937，1052-1301，1412-1481． [12] 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