數(shù)控機(jī)床自動排屑裝置設(shè)計[含CAD高清圖紙和文檔資料]
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*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 摘 要摘 要本次畢業(yè)設(shè)計題目是數(shù)控機(jī)床的自動排屑裝置設(shè)計。本人致力于整機(jī)機(jī)械系統(tǒng)的設(shè)計,即包括電動機(jī)的選擇,帶傳動設(shè)計,減速器的設(shè)計,鏈傳動的設(shè)計,排屑裝置外形的設(shè)計。設(shè)計思路是從排屑機(jī)的性能和動作要求入手,并以國內(nèi)的質(zhì)量和技術(shù)性能接近設(shè)計要求的排屑機(jī)為基礎(chǔ),研究國外的先進(jìn)機(jī)型,設(shè)計出市場需求的以經(jīng)濟(jì)為第一設(shè)計原則的適用于數(shù)控機(jī)床的排屑裝置。圖紙采用Auto CAD 繪制。經(jīng)過認(rèn)真地設(shè)計計算,查找資料撰寫設(shè)計論文。本文的排屑裝置,它是針對市場的需要而設(shè)計的,從而能有效地滿足當(dāng)今市場上對排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點(diǎn):傳動平穩(wěn),傳動效率搞,生產(chǎn)效率高,勞動強(qiáng)度低,產(chǎn)品質(zhì)量好,經(jīng)濟(jì)性好,人性化等優(yōu)點(diǎn)。關(guān)鍵詞 數(shù)控機(jī)床,排屑裝置,機(jī)械系統(tǒng)I*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 目錄4*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) ABSTRACTABSTRACTMy graduation project is the subject of CNC machine tools automatically Paixie design. I am committed myself to mechanical systems design, including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Paixie design ideas from the machines performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and technical performance close to the design requirements of the Paixie based to the advanced foreign models, the development of market demand in the economy as the first design CNC machine tools in the application of the principle of the Paixie devices. Auto CAD drawings by drawing. Through careful design and calculate, designed to find information to write papers. This paper designed Paixie device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today Paixie on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, Low labour intensity, product quality, economic, and human advantagesKey words CNC machine tools, Paixie devices, mechanical systems目 錄摘 要IABSTRACTII1 緒 論11.1 本課題研究目的與意義11.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況11.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢12 系統(tǒng)總體方案的確定32.1 設(shè)計思想32.2 初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案32.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定42.4 系統(tǒng)總體方案的確定43 電動機(jī)的選擇63.1 電動機(jī)類型選擇63.2 電動機(jī)功率的選擇63.4 確定電動機(jī)型號64 V帶的設(shè)計計算74.1 傳動比的分配74.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩74.3 帶傳動方案的確定84.4 帶傳動設(shè)計計算84.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計105 減速器的設(shè)計125.1 齒輪的設(shè)計125.1.1 高速級齒輪設(shè)計計算:125.1.2 低速級齒輪設(shè)計計算165.2 軸的設(shè)計計算205.2.1 低速軸(軸3)的設(shè)計計算205.2.2 中間(軸2)軸的設(shè)計計算225.2.3 輸入軸(軸1)的設(shè)計計算235.3 軸的校核245.3.1 輸出軸(軸3)的校核245.3.2 中間軸(軸2)的校核265.3.3 輸入軸(軸1)的校核285.4 軸承的校核305.4.1 輸入軸上軸承的校核305.4.2 中間軸的校核315.4.3 輸出軸上軸承的校核335.5 鍵的選擇和校核345.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵345.5.2 中間軸上的鍵345.5.3 輸出軸上的鍵355.6 減速器箱體的設(shè)計356 鏈傳動設(shè)計的計算386.1 鏈傳動方案的確定386.2 鏈傳動的設(shè)計計算386.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計406.3.1 主、從動輪設(shè)計406.3.2 惰輪設(shè)計436.4 鏈的校核456.5 刮板鏈的設(shè)計466.6 鏈輪軸的設(shè)計486.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩486.6.2 軸4的設(shè)計計算486.6.3 軸5的設(shè)計計算506.6.4 軸6的設(shè)計計算516.7 軸的校核526.7.1 軸4的校核526.7.2 軸5的校核536.7.3 軸6的校核556.8 軸承的校核566.9 鍵的選擇和校核576.9.1 軸4上聯(lián)軸器處的鍵576.9.2 軸4上鏈輪處的鍵576.9.3 軸5上鏈輪處的鍵586.9.4 軸6上鏈輪處的鍵587排屑裝置箱體的設(shè)計608 排屑裝置的保養(yǎng)與維護(hù)618.1 排屑裝置的保養(yǎng)618.2 排屑裝置的維修61結(jié) 論62參 考 文 獻(xiàn)63致 謝64*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 摘 要*學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(論文)題 目: 數(shù)控機(jī)床自動排屑裝置設(shè)計 學(xué)生姓名: 學(xué) 號:20010601017 所在院(系): 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè): 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級: 0機(jī)制一班 指 導(dǎo) 教 師: 職稱: 2011 年 月*教務(wù)處制摘 要本次畢業(yè)設(shè)計題目是數(shù)控機(jī)床的自動排屑裝置設(shè)計。本人致力于整機(jī)機(jī)械系統(tǒng)的設(shè)計,即包括電動機(jī)的選擇,帶傳動設(shè)計,減速器的設(shè)計,鏈傳動的設(shè)計,排屑裝置外形的設(shè)計。設(shè)計思路是從排屑機(jī)的性能和動作要求入手,并以國內(nèi)的質(zhì)量和技術(shù)性能接近設(shè)計要求的排屑機(jī)為基礎(chǔ),研究國外的先進(jìn)機(jī)型,設(shè)計出市場需求的以經(jīng)濟(jì)為第一設(shè)計原則的適用于數(shù)控機(jī)床的排屑裝置。圖紙采用Auto CAD 繪制。經(jīng)過認(rèn)真地設(shè)計計算,查找資料撰寫設(shè)計論文。本文的排屑裝置,它是針對市場的需要而設(shè)計的,從而能有效地滿足當(dāng)今市場上對排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點(diǎn):傳動平穩(wěn),傳動效率搞,生產(chǎn)效率高,勞動強(qiáng)度低,產(chǎn)品質(zhì)量好,經(jīng)濟(jì)性好,人性化等優(yōu)點(diǎn)。關(guān)鍵詞 數(shù)控機(jī)床,排屑裝置,機(jī)械系統(tǒng)II*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 目錄II*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) ABSTRACTABSTRACTMy graduation project is the subject of CNC machine tools automatically Paixie design. I am committed myself to mechanical systems design, including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Paixie design ideas from the machines performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and technical performance close to the design requirements of the Paixie based to the advanced foreign models, the development of market demand in the economy as the first design CNC machine tools in the application of the principle of the Paixie devices. Auto CAD drawings by drawing. Through careful design and calculate, designed to find information to write papers. This paper designed Paixie device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today Paixie on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, Low labour intensity, product quality, economic, and human advantagesKey words CNC machine tools, Paixie devices, mechanical systems*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 目錄目 錄摘 要IABSTRACTII1 緒 論11.1 本課題研究目的與意義11.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況11.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢12 系統(tǒng)總體方案的確定32.1 設(shè)計思想32.2 初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案32.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定42.4 系統(tǒng)總體方案的確定43 電動機(jī)的選擇63.1 電動機(jī)類型選擇63.2 電動機(jī)功率的選擇63.4 確定電動機(jī)型號64 V帶的設(shè)計計算74.1 傳動比的分配74.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩74.3 帶傳動方案的確定84.4 帶傳動設(shè)計計算84.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計105 減速器的設(shè)計125.1 齒輪的設(shè)計125.1.1 高速級齒輪設(shè)計計算:125.1.2 低速級齒輪設(shè)計計算165.2 軸的設(shè)計計算205.2.1 低速軸(軸3)的設(shè)計計算205.2.2 中間(軸2)軸的設(shè)計計算225.2.3 輸入軸(軸1)的設(shè)計計算235.3 軸的校核245.3.1 輸出軸(軸3)的校核245.3.2 中間軸(軸2)的校核265.3.3 輸入軸(軸1)的校核285.4 軸承的校核305.4.1 輸入軸上軸承的校核305.4.2 中間軸的校核315.4.3 輸出軸上軸承的校核335.5 鍵的選擇和校核345.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵345.5.2 中間軸上的鍵345.5.3 輸出軸上的鍵355.6 減速器箱體的設(shè)計356 鏈傳動設(shè)計的計算386.1 鏈傳動方案的確定386.2 鏈傳動的設(shè)計計算386.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計406.3.1 主、從動輪設(shè)計406.3.2 惰輪設(shè)計436.4 鏈的校核456.5 刮板鏈的設(shè)計466.6 鏈輪軸的設(shè)計486.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩486.6.2 軸4的設(shè)計計算486.6.3 軸5的設(shè)計計算506.6.4 軸6的設(shè)計計算516.7 軸的校核526.7.1 軸4的校核526.7.2 軸5的校核536.7.3 軸6的校核556.8 軸承的校核566.9 鍵的選擇和校核576.9.1 軸4上聯(lián)軸器處的鍵576.9.2 軸4上鏈輪處的鍵576.9.3 軸5上鏈輪處的鍵586.9.4 軸6上鏈輪處的鍵587排屑裝置箱體的設(shè)計608 排屑裝置的保養(yǎng)與維護(hù)618.1 排屑裝置的保養(yǎng)618.2 排屑裝置的維修61結(jié) 論62參 考 文 獻(xiàn)63致 謝64*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 2 系統(tǒng)總體方案的確定6*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 1 緒論1 緒 論1.1 本課題研究目的與意義自動排屑裝置的主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出到數(shù)控機(jī)床之外。另外,切屑中往往混合著切削液,排屑裝置必須將切屑從其中分離出來,送人切屑收集箱或小車?yán)?,而將切削液回收到冷卻液箱。所以,自動排屑裝置組要應(yīng)用于數(shù)控機(jī)床、加工中心等要求高效率的機(jī)械。1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況自動排屑裝置,是隨著切削加工機(jī)床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長期以來,重主機(jī)、輕配套的狀況使得自動排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備發(fā)展遲緩。80年代始,重主機(jī)輕配套的狀況引起了機(jī)床工具行業(yè)的注意,促使自動排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備在此后的20多年里得到長足的發(fā)展?,F(xiàn)在常見的排屑裝置有以下幾種:1、平板鏈?zhǔn)脚判佳b置平板鏈?zhǔn)脚判佳b置以滾動鏈輪牽引鋼質(zhì)平板鏈帶在封閉箱中運(yùn)轉(zhuǎn),切屑用鏈帶帶出機(jī)床。這種裝置在數(shù)控車床使用時要與機(jī)床冷卻箱合為一體,以簡化機(jī)床結(jié)構(gòu)。 2、刮板式排屑裝置刮板式排屑裝置的傳動原理與平板鏈?zhǔn)交鞠嗤?,只是鏈板不同,帶有刮板鏈板。這種裝置常用于輸送各種材料的短小切屑,排屑能力較強(qiáng)。3、螺旋式排屑裝置螺旋式排屑裝置是利用電動機(jī)經(jīng)減速裝置驅(qū)動安裝在溝槽中的一根絞籠式螺旋桿進(jìn)行工作的。螺旋桿工作時,溝槽中的切屑即由螺旋桿推動連續(xù)向前運(yùn)動,最終排入切屑收集箱。這種裝置占據(jù)空間小,適于安裝在機(jī)床與立柱間間隙狹小的位置上。螺旋槽排屑結(jié)構(gòu)簡單、性能良好,但只適合沿水平或小角度傾斜的直線運(yùn)動排運(yùn)切屑,不能大角度傾斜、提升和轉(zhuǎn)向排屑。1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢在總結(jié)目前國內(nèi)外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下,當(dāng)前排屑裝置還有著以下的幾點(diǎn)趨勢:1.復(fù)合型排屑機(jī)的需求將會大幅度增加。復(fù)合型排屑機(jī)有很多優(yōu)點(diǎn):(1),能處理復(fù)合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑;二,不論是長短屑還是金屬粉屑都能完全處理;三,具有大量處理切屑液之過濾系統(tǒng),過濾精度50 m;四,可用于各型機(jī)床,中心加工機(jī),鉆孔機(jī),龍門式加工機(jī),特殊專用加工機(jī)等小屑量排屑。未來幾年內(nèi),復(fù)合型排屑機(jī)將具有廣泛的應(yīng)用。 2. 易維修排屑機(jī)將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設(shè)備,不易維修,保養(yǎng)維護(hù)機(jī)會較少,經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時無人注意,出大毛病無法運(yùn)轉(zhuǎn)時才去修理,影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機(jī)將是一種趨勢。 3.在環(huán)保、節(jié)能方面,今后在排屑機(jī)的設(shè)計及制造中應(yīng)引起各制造企業(yè)的足夠重視。這方面要做好以下幾點(diǎn):(1) 排屑機(jī)的裝機(jī)功率,減少工作中的能量損失。(2) 提高密封質(zhì)量,減少油垢、切削夜等對環(huán)境的污染。(3) 減少噪聲,對大的噪聲源進(jìn)行隔離和封閉。*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 2 系統(tǒng)總體方案的確定2 系統(tǒng)總體方案的確定2.1 設(shè)計思想 本課題是以機(jī)器經(jīng)濟(jì)性好、人性化設(shè)計、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長、結(jié)構(gòu)簡單、易于維修等為設(shè)計思想。2.2 初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案系統(tǒng)方案圖如下:(a)為帶傳動-渦輪渦桿減速器系統(tǒng) (b)為帶傳動-二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng)(c)為聯(lián)軸器-二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) (d)為帶傳動-二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng)圖2.1 電機(jī)減速器系統(tǒng)方案方案評價:(a)方案為整體布局最小,傳動平穩(wěn),而且可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動比,但是由于渦桿傳動效率低,功率損失大,很不經(jīng)濟(jì)。(b)方案布局比較小,但是圓錐齒輪加工較困難,特別的是大直徑,大模數(shù)的錐輪,所以一般不采用。(c) 方案中減速器選擇合理,但本設(shè)計是用于數(shù)控機(jī)床的小型排屑裝置,工作速度很低,實(shí)用聯(lián)軸器不利于減速,會增加減速器的成本,不夠經(jīng)濟(jì)。 最終確定方案為(d)方案。 該方案的優(yōu)缺點(diǎn):該工作機(jī)有輕微振動,由于V帶有緩沖吸振能力,采用V帶傳動能減小振動帶來的影響,而且利于減速,還能起過載保護(hù)的作用,并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大,可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu),并且價格便宜,標(biāo)準(zhǔn)化程度高,大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速,這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱,要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊,以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。電動機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動機(jī)??傮w來講,該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求,適應(yīng)工作條件、工作可靠,此外還結(jié)構(gòu)簡單、成本低、傳動效率高。2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定(a)帶傳動(b)履帶傳動(c)鏈傳動方案評價:(a)方案成本較低,但是防腐蝕性不強(qiáng)。(b)履帶主要用在坦克等觸地設(shè)備,在此處用履帶傳動很不經(jīng)濟(jì)。(c) 方案中鏈傳動選擇合理。 最終確定方案為(c)方案。 該方案的優(yōu)缺點(diǎn):鏈傳動的傳動比準(zhǔn)確,傳動效率較高;鏈傳動對軸的作用力較??;鏈傳動的尺寸較緊湊;鏈傳動對環(huán)境的適應(yīng)能力較強(qiáng);鏈條的磨損伸長比較緩慢,張緊調(diào)節(jié)量較小。2.4 系統(tǒng)總體方案的確定 方案為:電動機(jī)帶傳動減速器鏈傳動 如下圖:圖2.2 系統(tǒng)總體方案*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 3 電動機(jī)的選擇3 電動機(jī)的選擇3.1 電動機(jī)類型選擇根據(jù)動力源和工作條件,選用交流電機(jī),Y系列三相異步電動機(jī)。3.2 電動機(jī)功率的選擇根據(jù)鏈傳輸機(jī)構(gòu)的布置由已知條件鏈傳動機(jī)構(gòu)承受鐵屑100公斤力,即1000N,鏈的運(yùn)動速度為3m/min,由于傳動機(jī)構(gòu)還受鏈條受摩擦力f和刮板的重力分量F1。由已知條件得出傳動機(jī)構(gòu)總的載荷為F=f+F1+1000設(shè)所選鏈型號為08A ,p=12.7mm ,單排質(zhì)量q=0.60 kg/m,總長度為8m。刮板尺寸為:168mm20mm2mm ,選用普通碳素鋼密度為7.85,相鄰刮板距離為三個節(jié)距12.74=50.8mm ,F(xiàn)1約為200N,f約為60N。則工作機(jī)有效功率為:P=FV=0.063KW由已知條件得電動機(jī)有效功率,式中為系統(tǒng)總的傳動效率。電動機(jī)到鏈傳動機(jī)構(gòu)總傳動效率式中:為V帶的傳動效率,為閉式齒輪的傳動效率,為圓錐滾子軸承的傳動效率,為聯(lián)軸器的傳動效率,為鏈傳動效率。查表:,=0.99,=0.96代入上式:所以電動機(jī)的有效功率所選電動機(jī)的額定功率須滿足。3.4 確定電動機(jī)型號 根據(jù)已知條件本排屑裝置的輸送速度為:式中為節(jié)距,為小鏈輪齒數(shù),取=17選取電動機(jī)型號為Y2-90S-8,同步轉(zhuǎn)速為750 ,對應(yīng)額定功率為0.37KW,外伸軸直徑24mm*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 4 V帶的設(shè)計計算方案電動機(jī)型號額定功率(KW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比i1Y2-90S-80.3775070050594 V帶的設(shè)計計算4.1 傳動比的分配1.計算總的傳動比i=50 2.傳動比的分配取,=16.66 3.雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為54.低速級傳動比:4.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速: 功率: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(yùn)動與動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速(r/min)功 率(KW)扭 矩(Nm)1233.330.08263.8246.660.07815.963140.07450.4784140.0747.754.3 帶傳動方案的確定外傳動帶選為 普通V帶傳動 1. 確定計算功率:(1)、查文獻(xiàn)10表9-6得工作情況系數(shù) (2)、查得 式(4.1)2、選擇V帶型號 查文獻(xiàn)10圖3-12得:選A型V帶。4.4 帶傳動設(shè)計計算1、確定帶輪直徑 (1)、查文獻(xiàn)10表3-5得選取小帶輪直徑 =82.5(電機(jī)中心高符合要求)(2)、驗(yàn)算帶速,求得: 式(4.2)(3)、從動帶輪直徑 查文獻(xiàn)10表3-6得 取2、確定中心距 (1)、初定中心距a和帶長 式(4.3) ?。?)、帶的計算長度 式(4.4)由文獻(xiàn)10表3-3,取帶的基準(zhǔn)長度Ld =1000mm(3)、確定中心距a 式(4.5)(4)、確定中心距調(diào)整范圍 式(4.6) 3、驗(yàn)算小帶輪包角,根據(jù)文獻(xiàn)10圖3-13 式(4.7) 4、確定V帶根數(shù)Z 計算V帶根數(shù)Z,由文獻(xiàn)11表8-1-24 式(4.8) 式中:為單根V帶的基本額定功率,為時單根V帶額定功率增量,為帶長修正系數(shù),為小帶輪包角修正系數(shù)。查文獻(xiàn)11表8-1-33, 查表8-1-27, 查表8-1-29,代入上式:取5、確定(單根帶)初拉力 式(4.9) 由文獻(xiàn)11表8-1-28查得0.06kg/m 6、計算對軸的壓力,得: 式(4.10)4.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、小帶輪設(shè)計 因?yàn)樾л喕鶞?zhǔn)直徑=50mm300mm,故可采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 由文獻(xiàn)9圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式: 帶輪寬:B=(Z-1)e+2f=(2-1)15+2 10=35mm 式(4.11) 式中:e為槽間距,查文獻(xiàn)9表8-10取e=15mm f為第一槽對稱面至端面的距離,查文獻(xiàn)9表8-10取e=10m z為輪槽數(shù),由前面設(shè)計可知道取Z=2 輪轂寬:L=(1.52)d=1.8d=1.8 24=43.2mm 式(4.12) 輪轂外直徑:=1.9d=1.924=45.6mm 帶輪外徑:=+2=50+22.75=55.5mm 式(4.13) 式中為基準(zhǔn)線下槽深,查文獻(xiàn)9表8-10得=2.75 輪緣寬:=8mm 基準(zhǔn)線下槽深:=10mm 由以上數(shù)據(jù),小帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如下:圖4.1 小帶輪結(jié)構(gòu)簡圖2、大帶輪設(shè)計 因?yàn)榛鶞?zhǔn)直徑=150mm300mm,故可采用腹板式結(jié)構(gòu)。 查文獻(xiàn)9圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)公式: 帶輪寬:B=(Z-1)e+2f=(2-1)15+2 10=35mm 輪轂寬:L=(1.52)d=1.8d=1.8 15=27mm 輪轂外直徑:=1.9d =1.915=28.5mm 帶輪外徑:=+2=224+22.75=155.5mm 輪緣寬:=8mm 基準(zhǔn)線下槽深:=10mm 由以上數(shù)據(jù),大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如下:圖4.2 大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 5 減速器的設(shè)計*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 5 減速器的設(shè)計5 減速器的設(shè)計5.1 齒輪的設(shè)計5.1.1 高速級齒輪設(shè)計計算:(一)選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)1.類型:圓柱斜齒輪2.精度:7級3.材料:由文獻(xiàn)12表10-1選擇,小齒輪均選用40Cr(調(diào)質(zhì)),小齒輪硬度為280HBS,大齒輪材料45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者相差40HBS。4選擇小齒輪的齒數(shù),大齒輪齒數(shù),則取=90初選螺旋角。(二)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由文獻(xiàn)12式10-21進(jìn)行計算 式(5.1)1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)(2) 由文獻(xiàn)12圖10-30選取(3) 由文獻(xiàn)12圖10-26查得 式(5.2)(4)計算小齒輪轉(zhuǎn)速由前面的計算可知(5)查文獻(xiàn)12表10-7得(6)查文獻(xiàn)1210-6得材料的彈性影響系數(shù)(7)由文獻(xiàn)12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(8)由式文獻(xiàn)1210-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式(5.3)(9)由文獻(xiàn)12圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù),(10)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由文獻(xiàn)12公式10-12得 式(5.4)2.計算(1)計算試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式(2)計算圓周速度 式(5.5)(3)計算齒寬b及模數(shù) 式(5.6) 式(5.7) 式(5.8) 式(5.9)(4)計算縱向重合度 式(5.10)(5)計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)。根據(jù),8級精度,由圖文獻(xiàn)1210-8查得動載荷系數(shù),查得的計算公式: 式(5.11)查表文獻(xiàn)1210-13得查表文獻(xiàn)1210-3得,所以載荷系數(shù) 式(5.12)(6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻(xiàn)12式10-10a得 式(5.13)(7)計算模數(shù)(三)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 式(5.15)1.確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度由文獻(xiàn)圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當(dāng)量齒數(shù) 式(5.16)(4)根據(jù)文獻(xiàn)10查取齒形系數(shù)由表10-5查得(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得(6)由圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪為由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ,;計算彎曲疲勞許用應(yīng)力:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得(7)計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大2.設(shè)計計算 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得摸數(shù)1.25mm可滿足彎曲強(qiáng)度,按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 取 式(5.17) 取 3.幾何尺寸計算計算中心距 式(5.18)將中心距圓整為70mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 式(5.19)因值改變的不多,故參數(shù)等不必修正。(3)計算大小齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度圓整后取5.1.2 低速級齒輪設(shè)計計算(一)選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)1.類型:圓柱斜齒輪2.精度:7級3.材料:由文獻(xiàn)12表10-1選擇,小齒輪均選用40Cr(調(diào)質(zhì)),小齒輪硬度為280HBS,大齒輪材料45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者相差40HBS。4選擇小齒輪的齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取,初選螺旋角(二)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由文獻(xiàn)12公式10-21進(jìn)行計算1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)由文獻(xiàn)12圖10-3選?。?)由文獻(xiàn)12圖10-26查得(4)計算小齒輪轉(zhuǎn)速由前面的計算可知(5)查文獻(xiàn)12表10-7得(6)查文獻(xiàn)12表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)(7)由文獻(xiàn)12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(8)由文獻(xiàn)12式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(9)由文獻(xiàn)12圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù),(10)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由文獻(xiàn)12公式10-12得2計算(1)計算試算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得(2)計算圓周速度(3)計算齒寬b及模數(shù)(4)計算縱向重合度(5)計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)。根據(jù),7級精度,由文獻(xiàn)12圖10-8查得動載荷系數(shù),查得的計算公式: 式(5.11)查文獻(xiàn)12表10-13得查文獻(xiàn)12表10-3得,所以載荷系數(shù) 式(5.12)(6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻(xiàn)12式10-10a得 式(5.13)(7)計算模數(shù) 式(5.14)(三)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計1.確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度由文獻(xiàn)12圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當(dāng)量齒數(shù)(4)查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)12表10-5查得(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)12表10-5查得(6)由文獻(xiàn)12圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪為由文獻(xiàn)12圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ,;計算彎曲疲勞許用應(yīng)力:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-1210得(7)計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大2.設(shè)計計算對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得摸數(shù)2mm可滿足彎曲強(qiáng)度,按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 取 取3.幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為90mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變的不多,故參數(shù)等不必修正。(3)計算大小齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度圓整后取驗(yàn)算傳動比:所以滿足設(shè)計要求。5.2 軸的設(shè)計計算5.2.1 低速軸(軸3)的設(shè)計計算低速軸的功率,轉(zhuǎn)速,扭矩分別為:=0.074kw, =14r/min, =50.478N.m1.確定軸的最小直徑先按式文獻(xiàn)1215-2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(xiàn)1215-3,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(yīng),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(xiàn)12表14-1取,又代入數(shù)據(jù)得查文獻(xiàn)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=20mm,所以 2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.1 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖(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=20mm,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=(0.070.1)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(gòu)和最小軸的直徑大小 按文獻(xiàn)11表6-1-54(GB/T297-1994)選用32006型軸承所以,根據(jù)軸承的右端采用軸肩定位,從表中查得32006型軸承的定位軸肩高度h=3mm,所以取=36mm.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(yīng)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(yīng)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,=47.25mm3)齒輪的的周向定位采用平鍵,按查文獻(xiàn)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(dāng)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5.2.2 中間(軸2)軸的設(shè)計計算軸2的功率,轉(zhuǎn)速,扭矩分別為:=0.078kw =46.66r/min =15.96N.mm1.確定軸的最小直徑先按文獻(xiàn)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(xiàn)12表15-3,取,于是得,由于開了一個鍵槽,所以2.軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)設(shè)計圖5.2 中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖(1)各段的直徑:因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合,所以應(yīng)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(xiàn)11(GB/T297-1994),根據(jù)上面計算的,選擇軸承的型號為30204,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(yīng)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=15mm3)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 14mm45段:b h l=8mm 7mm 32mm.5.2.3 輸入軸(軸1)的設(shè)計計算=0.0826kw =233.33r/min =3.8N.mm1.確定軸的最小直徑按文獻(xiàn)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(xiàn)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(gòu)設(shè)計圖5.3 高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖(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(gòu)和最小軸的直徑大小查文獻(xiàn)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(xiàn)12得:B h l=4mm 4mm 20mm.5.3 軸的校核5.3.1 輸出軸(軸3)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(diǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì),由文獻(xiàn)12表151查得,由已知條件,對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)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(yīng)力:結(jié)論:按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度,軸的強(qiáng)度足夠。5.3.2 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(diǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì),由文獻(xiàn)12表151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(qiáng)度進(jìn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度,軸的強(qiáng)度足夠5.3.3 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(diǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為40Cr調(diào)質(zhì),由文獻(xiàn)12表151查得,由已知條件,對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度,軸的強(qiáng)度足夠5.4 軸承的校核軸承的預(yù)期計算壽命 式(5.21)5.4.1 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(xiàn)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(xiàn)12表13-5得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)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。5.4.2 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(xiàn)11(GB/T297-1994)得30204型號軸承所以(3)求軸承的動載荷查文獻(xiàn)12表13-5得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)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。5.4.3 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(xiàn)11(GB/T297-1994)得32006型號軸承所以(3)求軸承的動載荷查文獻(xiàn)12表13-5得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)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。5.5 鍵的選擇和校核5.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵(1)確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接,選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)12表9-14(GB/T1095-1979),查得當(dāng)軸徑時鍵取為。參照大帶輪寬與軸配合的轂長和普通平鍵的長度系列,取鍵長。(2)強(qiáng)度驗(yàn)算由文獻(xiàn)12式(6-1) 式(5.24)式中 由文獻(xiàn)12表6-2查取許用擠壓應(yīng)力為,滿足強(qiáng)度要求。5.5.2 中間軸上的鍵(1)確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接,選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)12表9-14(GB/T1095-1979),查得當(dāng)軸徑時鍵取為。由于軸上是兩個鍵,且設(shè)計時兩鍵的都為,參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列,取鍵長。d=26mm時,(2)強(qiáng)度驗(yàn)算 由文獻(xiàn)12式(6-1)當(dāng)時:式中 由文獻(xiàn)12表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為,滿足強(qiáng)度要求。 當(dāng)d=26mm時: 5.5.3 輸出軸上的鍵1)齒輪與軸聯(lián)結(jié)處(1)確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接,選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)12表9-14(GB/T1095-1979),查得當(dāng)軸徑時鍵取為參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列,取鍵長。(2)強(qiáng)度驗(yàn)算由文獻(xiàn)12式(6-1)式中 ,滿足強(qiáng)度要求。2) 聯(lián)軸器處(1)確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接,選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)12表9-14(GB/T1095-1979),查得當(dāng)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。(2)強(qiáng)度驗(yàn)算由文獻(xiàn)12式(6-1)式中 ,滿足強(qiáng)度要求。5.6 減速器箱體的設(shè)計由文獻(xiàn)14表31.機(jī)座壁厚: 2.機(jī)蓋壁厚: 取3.機(jī)座凸緣厚度: 4.機(jī)蓋凸緣厚度:5.機(jī)座底凸緣厚度: 6.地腳螺釘直徑: 7.地腳螺釘通孔直徑:8.地腳螺釘數(shù)目:9.沉頭座直徑:10.軸承旁聯(lián)接螺栓直徑: 11.機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑: 12.軸承端蓋螺釘直徑:13.窺視孔蓋螺釘直徑:14.定位銷直徑:15. 到外機(jī)壁距離:16. 到凸緣邊緣距離:17.軸承旁凸臺半徑:18.大齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離: 19.齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離:20.機(jī)座肋板的尺寸21.箱蓋肋板的尺寸 22.吊耳環(huán)直徑 23.釣鉤半徑24.軸承蓋(軸承座的)的外徑根據(jù)前面確定的軸承蓋外徑可得:輸出軸 =88mm 中間軸 =68mm 輸入軸 =32mm軸承蓋螺釘直徑 ,由計算選用螺釘,4顆25.確定機(jī)蓋頂部輪廓大齒輪一側(cè) 以=89mm畫弧 小齒輪一側(cè) 以=32mm 畫弧25.放油孔螺釘26.窺視孔長 寬 視孔蓋通氣孔27.壓配式圓形油標(biāo) 視孔 A型壓配式ac.箱體的總體尺寸的確定: 箱體外壁的長度:298 mm 箱體內(nèi)壁的寬度:116.5mm 箱體外壁的寬度:132.5mm 箱座底部的寬度:212.5mm 箱座頂部的寬度:212.5mm 箱蓋的總體長度:358mm*本科畢業(yè)設(shè)計(論文) 6 鏈傳動設(shè)計的計算6 鏈傳動設(shè)計的計算6.1 鏈傳動方案的確定圖6.1 鏈傳動布置圖6.2 鏈傳動的設(shè)計計算1、 選擇小鏈輪齒數(shù)取傳動比為i=1參照鏈速和傳動比查文獻(xiàn)11表8-2-5取Z1=172、 選擇大鏈輪齒數(shù)=iz1=117=17120 故合理3、 惰輪齒數(shù) =9取4、 確定計算功率已知鏈傳動工作平穩(wěn),設(shè)計功率為: 式(6.1)式中:P傳遞功率KW 工況系數(shù),查文獻(xiàn)11表8-2-6,取=1.0 小鏈輪齒數(shù)系數(shù),查文獻(xiàn)11表8-2-7,取=0.887 多排鏈排數(shù)系數(shù),查文獻(xiàn)11表8-2-8,取=15、 鏈條節(jié)距選用根據(jù)設(shè)計功率(取= )和小鏈輪轉(zhuǎn)速,由文獻(xiàn)11表8-2-2選用08A號鏈條,查表13-1節(jié)距P=12.7,設(shè)鏈長8m6、驗(yàn)算小鏈輪輪轂孔徑式中:由支承軸的設(shè)計確定 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑,查表8-2-10得=34mm故小鏈輪輪轂孔徑滿足設(shè)計要求。7、計算鏈輪尺寸mm 式(6.2)mm8、初定中心距?。簞t可得中心距:9、鏈條長度及鏈長節(jié)數(shù)鏈長:鏈長節(jié)數(shù): 式(6.3)圓整成偶數(shù)節(jié),取630節(jié)。10、實(shí)際中心距由文獻(xiàn)11表8-2-5有,通常,。因中心距可調(diào),取,則 11、鏈速 式(6.4)屬于低速傳動。12、有效圓周力 式(6.5)13、作用于軸上的拉力對于傾斜傳動有: 式(6.6)14、潤滑方式 根據(jù)p12.7mm、v =由文獻(xiàn)11圖8-2-4查出宜用油刷或油壺人工定期潤滑。6.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.3.1 主、從動輪設(shè)計1、鏈輪材料和工藝由表13-8可查得:材料用45鋼,硬度為4050HBS。工藝為:(1)鍛:按照鍛件毛坯圖鍛制成品;(2)熱處理:正火;(3)粗車:鉆內(nèi)孔,外廓及內(nèi)孔按各部留量車輪廓;(4)調(diào)質(zhì):達(dá)到圖紙硬度要求;(5)精車:各部車成品;(6)滾:滾齒按圖成品;(7)倒角;(8)拉:內(nèi)鍵成品;(9)電鍍:按要求鍍鋅,72小時鹽浴實(shí)驗(yàn)。2、鏈輪結(jié)構(gòu)和尺寸由前面設(shè)計可知,P=12.7mm,,根據(jù)文獻(xiàn)12圖9-6中鏈輪結(jié)構(gòu),結(jié)構(gòu)簡圖如下:圖6.2 鏈輪結(jié)構(gòu)簡圖輪轂厚度: 式(6.7) 由d=69.4mm,取K=4.8輪轂長度: 式(6.8)輪轂直徑: 式(6.9) 合理。 式中:齒輪凸緣直徑,根據(jù)文獻(xiàn)12表9-3: 式(6.10) 式中:h 內(nèi)鏈板高度,查文獻(xiàn)12表9-1,h=12.07mm齒寬:根據(jù)文獻(xiàn)12表9-4可知: 式(6.11) 式中:內(nèi)鏈節(jié)寬度,表9-1,=7.85mm齒側(cè)倒角: 式(6.12)齒側(cè)半徑: 式(6.13)齒全寬: 式(6.14)3、基本參數(shù)和主要尺寸分度圓直徑:齒頂圓直徑: 式中:滾子外徑,查文獻(xiàn)12表9-1有=7.92mm 取齒根圓直徑:
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