機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)-免費(fèi)閱讀
【正文】 通過設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)，為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)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。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為12個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。從動(dòng)端孔直徑d=32mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=Lb=34mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。要求壽命為L(zhǎng)h=24000h。 L5：過渡軸段，選取L5=8mm。各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=30mm。=553N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1tanβ=1484176。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=63mm。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GB/T 10962003)，長(zhǎng)L=40mm；定位軸肩直徑為25mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。=大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3β=176。=查得重合度系數(shù)Zε=查得螺旋角系數(shù)Zβ=⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=605721163005=108NL2=NL1u==108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=，KHN2=取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=KHN1σHlim1S=6001=590MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501=547MPa取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σH=547MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH2=32+=（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①試選載荷系數(shù)KFt=②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)YεYε=+=+=④計(jì)算YFaYSa/[σF]YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==YFa1YSa1σF1=YFa2YSa2σF2=兩者取較大值，所以YFaYSaσF=2）試算齒輪模數(shù)mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF=32202=（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νd1=mtz1=20=v=πd1tn601000=π1000=②齒寬bb=φdd1==③齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2han*+*mt=bh==2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ= 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ==3）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt3KFKFt==，取m=4mm。 查表的Kα=，表得KL=，于是 Pr=P0+△P0KαKL=+=2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=≈ 取4根。dd2dd1176。按式驗(yàn)算帶的速度v=πdd1n601000=π751430601000= 因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1= 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2= 閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3= 普通V帶的傳動(dòng)效率：η4= 開式圓柱齒輪傳動(dòng)效率：η5= 工作機(jī)效率：ηw= 故傳動(dòng)裝置的總效率ηa=η12η23η3η4η5ηw= 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=230011000= 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwηa== 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VπD=601000320= 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：35開式圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍：25因此理論傳動(dòng)比范圍為：12100。機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)作者：日期： 目錄第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書 3 3 3第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 3 3 3第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 4 4 4 4 5第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 6 6Ⅰ的參數(shù) 6Ⅱ的參數(shù) 6 7第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 8第六章 開式圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 1材料及齒數(shù) 11 12 13 14 15 15第七章 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 1材料及齒數(shù) 15 16 18 18 19 20第八章 軸的設(shè)計(jì) 20 20 27第九章 滾動(dòng)軸承壽命校核 33 33 34第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 35 35 35 36第十一章 聯(lián)軸器的選擇 36 36 36第十二章 減速器的密封與潤(rùn)滑 37 37 37 37第十三章 減速器附件設(shè)計(jì) 38 38 38 38 39 39 39 39第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 40第十五章 設(shè)計(jì)小結(jié) 41第十六章 參考文獻(xiàn) 41 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書 一級(jí)斜齒圓柱減速器，拉力F=2300N，速度v=1m/s，直徑D=320mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：5年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(12100)=7175971r/min。 取帶的滑動(dòng)率ε= （3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。a≈180176。（6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=，所以F0=500PcaKαzv+qv2=5004+=（7）計(jì)算壓軸力FpFp=2zF0sinα12=24sin148176。4）計(jì)算分度圓直徑d1=mz1=420=80mm（1）計(jì)算中心距a=z1+z2m2=162mm，圓整為162mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=204=80mmd2=z2m=614=244mm （3）計(jì)算齒寬b=φdd1=64mm 取B1=70mm B2=65mm齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件為端面重合度為：εα=+1z2cosβ=+161cos0176。①圓周速度νv=πd1tn601000=π572601000=齒寬bb=φdd1t=1=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=③齒輪的圓周力。=查表得：YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查圖得重合度系數(shù)Yε=查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取
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