自动流水线输送系统毕业设计

自动流水线输送系统毕业设计 第一章 引言 1.1课题提出背景 制造业历来是国民经济的重要组成部分为了提高制造业的技术水平，制造业在其发展历程中一直在进行着不同水平、不同类型的自动化。进人8十年代后，随着微电子技术和通信技术的吃速发展，制造业自动化进人到一个新的姗代一基于计算机的集成制造时代，并且正在向基于人工智能，人—机协调，人—自然协调的生态工厂时代迈进。促使制造业自动化发展的3个技术因素是:自动化单元技术:自动化的方法学或哲理;与制造业自动化有关的基础技术。 工业自动化技术是一种运用控制理论、仪器仪表、计算机和其他信息技术，对工业生产过程实现检测、控制、优化、调度、管理和决策，达到增加产量、提高质量、降低消耗、确保安全等目的综合性高技术，包括工业自动化软件、硬件和系统三大部分。 工业自动化技术作为20世纪现代制造领域中最重要的技术之一，主要解决生产效率与一致性问题。无论高速大批量制造企业还是追求灵活、柔性和定制化企业，都必须依靠自动化技术的应用。 自动化系统本身并不直接创造效益，但它对企业生产过程起着明显的提升作用: (1)提高生产过程的安全性; 1 (2)提高生产效率; (3)提高产品质量; (4)减少生产过程的原材料、能源损耗。 据国际权威咨询机构统计，对自动化系统投入和企业效益方面提升产出比约1:4至1:6之间。 特别在资金密集型企业中，自动化系统占设备总投资10%以下，起到“四两拨千金”的作用。 传统的工业自动化系统即机电一体化系统主要是对设备和生产过程的控制，即由机械本体、动力部分、测试传感部分、执行机构、驱动部分、控制及信号处理单元、接口等硬件元素，在软件程序和电子电路逻辑的有目的的信息流引导下，相互协调、有机融合和集成，形成物质和能量的有序规则运动，从而组成工业自动化系统或产品。 在工业自动化领域，传统的控制系统经历了继基地式气动仪表控制系统、电动单元组合式模拟仪表控制系统、集中式数字控制系统和集散式控制系统DCS的发展历程。 近年来，随着控制技术、计算机、通信、网络等技术的发展，信息交互沟通的领域正迅速覆盖从工厂的现场设备层到控制、管理各个层次。工业控制机系统一般是指对工业生产过程及其机电设备、工艺装备进行测量与控制的自动化技术工具(包括自动测量仪表、控制装置)的总称。今天，对自动化最简单的理解也转变为:用广义的机器(包括计算机)来部分代替或完全取代或超越人的体力。 2 1.2 课题的意义 总的看来，自动化技术发展趋向是涵盖“精益”、“灵敏”等概念在内的、广义的、基于计算机的集成制造;另一方面.从人、社会、自然这3个更大的范围来看，制造业自动化的发展趋向可概括为以下4 个方面: 1.制造业的生产柔性将进一步提高当今世界变化中的市场要求(CIM是柔性的。制造系统的柔性是衡量制造系统对变化中的市场、技术及生产条件适应性的尺度。很显然，制造业的柔性是企业竞争 力的一个主要动力。制造柔性是由企业的长期(战略)考虑而产生的一种生产—经营决策，因而，制造柔性就不仅是个技术问题，而且也涉及到企业自身的具体情况和条件。以发展中的国家的企业而言，以首先提高人力资源和企业结构资源的柔性为佳。 2人工智能将发挥重要作用，形成基于知识的工厂1988年，美国制造师协会(ASME)曾进行过一次调查，以了解21世纪中制造工程师的环境和作用得出的结果是，在目前用于制造业的各种技术中，预 期最有发展前途，需用于工业中的一种技术类型是人工智能。预测到21世纪初，人工智能在工厂中的应用规模将要比目前大4倍. 3.人与机械的进一步协调，强调人在制造系统中的作用 现在已有越来越多的人认识到，高效益的企业的一个主要特征是，在设计和开发适用的软件时，将人的因素结合进去，以驱动现代的CIM 3 系统。完全没有人参与的自动化是不现实的，在经济上是不合算的。人的创造性、判断力和理解力是任何一种机器所无法替代的。 4.人与环境的进一步协调，生态工厂的出现 产业革命后的近代产业社会中工业生产领域生产的“人工物”是人类生存所必须的.但工业废弃物和大量的能源消耗引起的生态环境破坏也日益严重，引起各国的密切关注。节能和废弃物回收和再利用 (循环使用)已成为文明社会的共识。在这种全球性的保护生态环境的大趋势下，有人提出了制造业的“生态工厂”(E-eofactory)的主张。生态工厂的基本含义是，在力求降低能耗、资源投人的情况下，使产品在生产、消费过程中尽量不损害环境，并使最终的废弃物能分解、还原、再生和循环利用。这就要求产品在开发和设计过程中应具有“全球”环保意识，在材料、结构、工艺等方面作出最符合生态环境要求 的决策。基于这样考虑.今后的制造企业自动化也必然人会向“生态工厂”自动化方向发展。 4 第二章 自动化流水线 2.1自动化流水线定义 自动化流水线生产是生产组织的一种形式。把生产过程划分为在时间上相等或成倍比的若干工序，并将其分别固定于按工艺过程顺序排列的各工作地，劳动对象按一定的节拍或速度，顺次流过各工作地进行加工。对不能或不便移动的操作对象(如建筑物，大型船舶，大型机器及其部件)，也可由执行各工序的工人，按规定速度在劳动对象上顺序连续进行各工序加工。诞生于第二次工业革命时期。 亨利.福特(Henry Ford)于1913年在密歇根州的Highland Park，建立的生产系统。 流水线生产通过一系列的生产方法，包括使用通用的设备，使生产线上的每项任务都有稳定的周期时间，并按照加工工序的顺序，使产品能够迅速、平稳的由一个工位“流动”到下一个工位。经由生产控制系统，使产品的生产率与最终装配线上的使用率相符合。 流水线生产进一步加大了工人的劳动强度，它要求工人进行高强度，高密度作业，因此它刚诞生时饱受争议。但时间证明，它是一种极其有效的生产组织。 由于劳动单位不用移动，流水线生产有极高的效率，它使大 5 规模批量化生产成为可能。同时，因为生产单位只用对劳动对象进行一部分操作，而无须像以前对劳动对象整体负责，因此使工人技术进一步专业化。 公司制的建立和蒸汽机的推广使用，促生了流水线生产，而它又与民族主义一起促生了法西斯主义。由于高生产速度，它还加快了世界工业化的进程。 生产流水线是在一定的线路上连续输送货物搬运机械，又称输送线或者输送机。按照输送系列产品大体可以分为:皮带流水线、板链线、倍数链线、插件线、网带线、悬挂线及滚筒流水线这七类流水线。一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。流水线输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。 2.2自动化流水线生产的基本原理 生产流水线的基本原理是把一个生产重复的过程分解为若干个子过程，前一个子过程为下一个子过程创造执行条件，每一个过程可以与其它子过程同时进行。简而言之，就是“功能分解，空间上顺序依次进行，时间上重叠并行” 。 2.3自动化流水线的计算方法 若在计算n个任务地执行时间时，将各个子功能段的实际执行时间限制为周期时间，则称为各段均取周期法。 6 计算公式: 该方法中，计算公式为: T总=(n+k-1)×周期 其中，k为总段数，n为任务总数。 各叠加段取最大值法: 该方法中，计算公式为: T总=t1+max{t1,t2}+max{t1,t2,t3}+„+max{t1,t2,„,tk-1} +max{t1,t2,„tk}×[n-(k-1)]+max{t2,t3,„,tk} +max{t3,t4,„,tk}+„+max{tk-1,tk}+tk 其中，k为总段数，n为任务总数。 最省时法: 该方法中，计算公式为: T总=t1+t2+„+tk+max{t1,t2,t3,...,tk}×(n-1) 其中，k为总段数，n为任务总数。 采取哪种方法, 当各段执行时间不一样时，上述3种方法才存在区别。若各段执行时间一样，三者无区别。第2，3种方式依各段时间取值不一样而可能存在区别。 2.4自动化流水线的特征及优缺点 生产流水线的特征是每一道工序都有特定的人去完成，一步一步地加工(每个人做一个特定的工作( 7 图1-1生产流水线 优点是这样生产起来会比较快，因为每个人只需要做一 样事，对自己所做的事都非常熟悉( 缺点是工作的人会很觉得很乏味( 常用的生产流水线可分为以下几种: 1)板链式装配流水线 特点:承载的产品比较重，和生产线同步运行，可以实现产品的爬坡;生产的节拍不是很快;以链板面作为承载，可以实现产品的平稳输送。 2)滚筒式流水线 特点:承载的产品类型广泛，所受限制少;与阻挡器配合使用，可以实现产品的连续、节拍运行以及积放的功能;采用顶升平移装置，可以实现产品的离线返修或检测而不影响整个流水线的运行。 3)皮带式流水线 特点:承载的产品比较轻，形状限制少;和生产线同步运行，可以实现产品的爬坡转向;以皮带作为载体和输送，可以实现产 8 品的平稳输送，噪音小;可以实现轻型物料或产品较长距离的输送。 4)差速输送流水线 特点:差速输送流水线采用倍速链牵引，工装板可以自由传送，采用阻挡器定位使工件自由运动或停止，工件在两端可以自动顶升，横移过渡。还可以在线可设旋转、专机、检测设备、机械手等。 9 第三章 输送机简介 3.1 输送机的定义 输送机(Conveyor)是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、倾斜 图3-1输送机 和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。 可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。 输送机械按运作方式可以分为:1:带式输送机 2:螺旋输送机 3:斗式提升机 10 3.2输送机的主要参数 一般根据物料搬运系统的要求、物料装卸地点的各种条件、有关的生产工艺过程和物料的特性等来确定各主要参数。 ?输送能力:输送机的输送能力是指单位时间内输送的物料量。在输送散状物料时，以每小时输送物料的质量或体积计算;在输送成件物品时，以每小时输送的件数计算。 ?输送速度:提高输送速度可以提高输送能力。在以输送带作牵引件且输送长度较大时，输送速度日趋增大。但高速运转的带式输送机需注意振动、噪声和启动、制动等问题。对于以链条作为牵引件的输送机，输送速度不宜过大，以防止增大动力载荷。同时进行工艺操作的输送机，输送速度应按生产工艺要求确定。 ?构件尺寸:输送机的构件尺寸包括输送带宽度、板条宽度、料斗容积、管道直径和容器大小等。这些构件尺寸都直接影响输送机的输送能力。 ?输送长度和倾角:输送线路长度和倾角大小直接影响输送机的总阻力和所需要的功率。 3.3输送机的特点 方向易变，可灵活改变输送方向，最大时可达到180度; 输送机，每单元由8只辊筒组成，每一个单元都可独立使用， 11 也可多个单元联接使用，安装方便; 输送机伸缩自如，一个单元最长与最短状态之比可达到3倍; 输送机可灵活改变输送方向，最大时可以大于180度 3.4输送机的发展历史: 中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形;17世纪中，开始应用架 图3-2 空索道输送散状物料;19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。 1868年，在英国出现了带式输送机;1887年，在美国出现了螺旋输送机;1905年，在瑞士出现了钢带式输送机;1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成 12 部分。 3.5输送机的分类 (一)输送机一般按有无牵引件来进行分类 具有牵引件的输送机一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳;承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等;驱动装置给输送机以动力，一般由电动机、减速器和制动器(停止器)等组成;张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证输送机正常运转;支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。 具有牵引件的输送机的结构特点是:被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件(如输送带)上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。 这类的输送机种类繁多，主要有带式输送机、板式输送机、小车式输送机、自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、埋刮板输 13 送机、斗式输送机、斗式提升机、悬挂输送机和架空索道等。 没有牵引件的输送机的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是:利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子输送机的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料;螺旋输送机的工作构件为螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料;振动输送机的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等。 未来输送机的将向着大型化发展、扩大使用范围、物料自动分拣、降低能量消耗、减少污染等方面发展。 大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达440公里以上带式输送机的单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的“带式输送道”。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。扩大输送机的使用范围，是指发展能在高温、低温条件下有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性物料的输送机 发展趋向 输送机的发展趋向是:?继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达 440公里以上。带式输送机的单机长度已近15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的"带式输送道"。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送 14 机结构。?扩大输送机的使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。?使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。如邮局所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。?降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。已将1吨物料输送1公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。?减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。。 (二)输送机械按使用的用途分类: 1,散料输送机械(如:带式输送机\螺旋输送机\斗式提升机\大倾角输送机等) (1)带式输送机由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各 15 种工业企业中。 在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。 通用带式输送机由输送带、托辊、滚筒及驱动、制动、张紧、改向、装载、卸载、清扫等装置组成。 ?输送带 常用的有橡胶带和塑料带两种。 橡胶带适用于工作环境温度-15,40?C之间。物料温度不超过50?C。向上输送散粒料的倾角12?,24?。对于大倾角输送可用花纹橡胶带。塑料带具有耐油、酸、碱等优点，但对于气候的适应性差，易打滑和老化。带宽是带式输送机的主要技术参数。 ?托辊 分单滚筒(胶带对滚筒的包角为210?,230?)、双滚筒(包角达350?)和多滚筒(用于大功率)等。有槽形托辊、平形托辊、调心托辊、缓冲托辊。槽形托辊(由2,5个辊子组成)支承承载分支，用以输送散粒物料;调心托辊用以调整带的横向位置，避免跑偏;缓冲托辊装在受料处，以减小物料对带的冲击。 ?滚筒 分驱动滚筒和改向滚筒。驱动滚筒是传递动力的主要部件。分单滚筒(胶带对滚筒的包角为210?,230?)、双滚筒(包角达350?)和多滚筒(用于大功率)等。 ?张紧装置 16 其作用是使输送带达到必要的张力，以免在驱动滚筒上打滑，并使输送带在托辊间的挠度保证在规定范围内。 带式输送机的技术优势 首先是它运行可靠。在许多需要连续运行的重要的生产单位，如发电厂煤的输送，钢铁厂和水泥厂散状物料的输送，以及港口内船舶装卸等均采用带式输送机。如在这些场合停机，其损失是巨大的。必要时，带式输送机可以一班接一班地连续工作。 带式输送机动力消耗低。由于物料与输送带几乎无相对移动，不仅使运行阻力小(约为刮板输送机的1,3-1,5)，而且对货载的磨损和破碎均小，生产率高。这些均有利于降低生产成本。 带式输送机的输送线路适应性强又灵活。线路长度根据需要而定(短则几米，长可达10km以上。可以安装在小型隧道内，也可以架设在地面交通混乱和危险地区的上空。 根据工艺流程的要求，带式输送机能非常灵活地从一点或多点受料(也可以向多点或几个区段卸料。当同时在几个点向输送带上加料(如选煤厂煤仓下的输送机)或沿带式输送机长度方向上的任一点通过均匀给料设备向输送带给料时，带式输送机就成为一条主要输送干线。 17 图3-3 带式输送机可以在贮煤场料堆下面的巷道里取料，需要时，还能把各堆不同的物料进行混合。物料可简单地从输送机头部卸出，也可通过犁式卸料器或移动卸料车在输送带长度方向的任一点卸料。 (2)螺旋输送机俗称绞龙，适用于颗粒或粉状物料的水平输送，倾斜输送，垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同，一般从2米到70米。 输送原理:旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送。使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。 结构特点:螺旋输送机旋转轴上焊有螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。 双螺旋输送机就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋输送机。说白了，就是把两个螺旋输送机有机的结合在一起，组成一台螺旋输送机。 18 螺旋输送机旋转轴的旋向，决定了物料的输送方向，但一般螺旋输送机在设计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时，会大大降低输送机的使用寿命。 (3)斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续输送机械。 斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，其主要性能及参数符合JB3926----85《垂直斗式提升机》(该等效参照了国际标准和国外先进标准)，牵引圆环链符合MT36----80《矿用高强度圆环链》,本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料，如:煤、水泥、石块、砂、粘土、矿石等，由于提升机的牵引机构是环行链条，因此允许输送温度较高的材料(物料温度不超过250 ?)。一般输送高度最高可达40米。 19 第四章 输送系统设计 4.1 输送系统总体设计 4.1.1输送方案 1、设计要求:卷筒直径D=300mm，带上物体重量2000g，牵引力F=3400N,线速度V=0.75m/s，连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限10年，批量生产，两班制工作，运输带的速度误差允许?5%。 2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连 接 3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器 4.1.2、电动机的选择 1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型 2、选择电动机的容量 由电动机至运输带的传动总效率为: 242η,η,η,η,η a1234 ,、,、,、,(分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率) 1234 20 ,分别取=0.99、=0.98、=0.97、=0.96 ,,,1342 232η,0.99，0.98，0.97，0.96,0.833 a F,V3400，0.75 所以 Ρ,,,3.06KWd α1000,η1000，0.833 F,V34..，0.75 Ρ,,,2.55KW w10001000 3、确定电动机的转速: 卷筒轴的工作转速为 60*1000V60，1000，0.75 n,,,47.77rmin π*Dπ，300按指导表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 i,8~40，故电动机转速的可 ’选范围，符合这一范围的同步n,i*n,(8~40)*47.77,(382.16~1910.8)rmin2d 转速有750、1000、1500r/min. 根据容量和转速，由指导书P145 取电动机型号:Y132M1-6 4.1.3、确定传动装置的总传动比和分配传动比 n,960rmin 电动机型号为Y132M1-6 m n960mi,,,20.101、总传动比 an47.77 2、分配传动装置传动比 i,i*ii,5.31i,3.79i,(1.3~1.4)i由公式 求得、 12a1212 4.1.4、计算传动装置的运动和动力参数 1、计算各轴转速 轴1 n,960rmin1 n9601n,,rmin,180.79rmin 轴2 2i5.311 n180.792n,,rmin,47.77rmin 轴3 3i3.792 2、计算各轴输入功率 轴1 P,P*,,3.06，0.99KW,3.03KW 1d1 21 轴2 P,P*,*,,3.03，0.98，0.97KW,2.88KW2123 轴3 P,P*,*,,2.88，0.98，0.97KW,2.74KW3223 卷筒轴 P,P*,*,,2.74，0.98，0.99KW,2.66KW4321 3、计算各轴输入转矩 P3.06dT,9550，,9550，N,m,30.44N,m电动机输出转矩 dn960m 1-3轴的输入转矩 轴1 T,T*,,30.44，0.99N,m,30.14N,m1d1 轴2 T,T*,*,*i,30.14，0.98，0.97，5.31N,m,159.01N,m21231 轴3 T,T*,*,*i,159.01，0.98，0.97，3.79N,m,547.18N,m32232 卷筒轴输入转矩 T,T*,*,,547.18，0.98，0.99N,m,530.87N,m4321 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 运动和动力参数计算结果整理与下 效率P 转矩T 转速 传动 效 (KW) (N,m) n 比 率 ,(r/min) i 输入 输出 输入 输出 3.06 30.44 960 1.0 0.99 电机轴 轴1 3.03 2.99 30.14 29.54 960 5.31 0.95 轴2 2.88 2.82 159.01 155.83 180.79 3.79 0.95 轴3 2.74 2.69 547.18 536.24 47.77 1.0 0.97 卷筒轴 2.66 2.61 530.87 520.25 47.77 4.2传动零件的设计计算 一、高速级减速齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-8知，选用7级精度 (GB10095-88) 22 3)材料选择:有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。二者材料硬度差为 40HBS。 4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 Z,23Z,Z*i,23，5.31,122121 5)初选螺旋角β=14 2、按齿面接触强度设计 -21)进行试算，即 由设计计算公式(10 2 tHE,,2KTZZ,1u13t,, ,d1,,,,,,,d,Hu,,(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K,1.6t 332)计算小齿轮传递的转矩 T,30.14，0.98，10,29.54，10N,mm1 3)由表10-7选取齿宽系数 ,,1d 12Z,189.8MPa4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 E5)由图10-21d按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳强度极限; ,,600MPaHlim1 大齿轮的接触疲劳强度极限; ,,550MPaHlim2 6)由式10-13计算应力循环次数 9N,60njL,60，960，1，(2，8，300，10),2.7648，10h 11h 98 N,Ni,2.7648，10,5.31,4.982，10h211 7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 K,0.93K,0.98HN1HN28)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得: ,,,,,,，KK,，,HHHN1Hlim1HN2Hlim212,,,, ,H22S 0.93，600，0.98，550= MPa,548.5MPa2，1 9)由图10-30选取区域系数 Z,2.43H 10)由图10-26查得,,0.765 ,,0.885 则: ,,,，,,1.65 ,1,2,,1,2 23 (2)计算 d 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值: 1t 2,,2KTZZu,1tHE13,, d,t1,,,,,,,ud,H,, 232，1.6，30.14，105.31，12.43，189.8,,3 = ，，mm,38.5mm,,1，1.655.31548.5,, 2)计算圆周速度v dn,，38.5，960,1t1 v,,ms,1.93ms60，100060000 3)计算尺宽b b,,,d,1，38.5mm,38.5mmd1t 4)计算尺宽与齿高比b/h ,dcos,38.5，cos141t 模数 m,,mm,1.62mmntz231 齿高 h,2.25m,2.25，1.62mm,3.645mmnt b/h,38.5,3.645,10.56 ,5)计算纵向重合度 ,,0.318,ztan,,0.318，1，23，tan14,1.83 ,d1 6)计算载荷系数 根据v,1.93m/s，7级精度，由图10-8(机设书)查得动载系数 K,1.08v 由表10-2查得使用系数 K,1A 因斜齿轮，假设 。 KF/b,100N/mmAt 由表10-3查得 K,K,1.4HaFa K,1.417由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 H, K,1.417K,1.325由b/h=10.53, 查图10-13得,故载荷系数H,F, K,KKKK,1，1.08，1.4，1.417,2.14AVH,H, 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 K2.143 d,d,38.5，mm,42.35mm3t11K1.6t 24 8)计算模数m ,dcos,42.35，cos141 m,,mm,1.79mmnz231 3、按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为 2,,FaSaKTY2cos1YY3n,, m2,,,,,F,dz1 (1) 确定公式内各计算数值 1)计算载荷系数 K,KKKK,1，1.08，1.4，1.325,2AVF,F, 2)根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 ,,1.83Y,0.88,, 3)计算当量齿数 ZZ2312212,,,25.20,,,133.67 Z Z v1v233,33,,coscos14coscos14 4)查取齿形系数 由表10-5查得 Y,2.616Y,2.153F,1F,25)查取应力较正系数 由表10-5查得 Y,1.591Y,1.817S,1S,26)由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,500MPaFE1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,380MPaFE27)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 K,0.86K,0.91FN1FN28)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得 K,0.86，500FN1FE1 ,, ,,MPa,307.14MPa,F1S1.4 K,0.91，380FN2FE2,, ,,MPa,247MPa,F2S1.4 YYFaSa9)计算大、小齿轮的并加以比较 ,,,F YY2.616，1.591Fa1Sa1,,0.01355 ,,,307.14F1 25 YY2.153，1.817Fa2Sa2 ,,0.01584 ,,,247F2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算: 2,2KTYcosYY,1FaSa3 ,,mn2,,,,,zFd,1 32,2，2，29.54，10，0.88，cos143 = ，0.01584mm,1.21mm21，23，1.65 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关， 可取由弯曲强度算得的模数1.21mm并就近圆整为标准值，但为了同m,1.25mm1时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算d,42.35mm1应有的齿数 ，于是有: ,dcos,42.35，cos141小齿轮齿数 取 zz,33,,,32.8611m1.25n 大齿轮齿数 z,uz,5.31，33,17521 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、 几何尺寸计算 (1)计算中心距 (z，z)m(33，175)，1.25121a,,mm,134.02mm 1,,2cos2，cos14 将中心距圆整为 135mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (z，z)m(33，175)，1.25,121 ,,arccos,,15.632a2，135 ,,K 因 值改变不多，故、、等不必修正 ,,(8~20),Z,,H(3)计算大、小齿轮的分度圆直径 zm2az2，135，33111d,,,mm,42.84mm 1,cosz，z33，17512 zm2az2，135，175212d,,,mm,227.16mm 2,cosz，z33，17512 26 (4)计算齿轮宽度 b,,d,1，42.84mm,42.84mmd1 ， 取B,50mmB,45mm12 (5)验算 42T2，2.954，101 F,,N,1379.1Ntd42.841 KF1，1379.1At ，合适 ,N/mm,32.19N/mm,100N/mmb42.84 二、低速级减速齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度 GB10095-88) ( 3)材料选择:由机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。二者材料硬度差为 。 40HBS Z,23 4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 Z,Z*i,23，79,873432 5)初选螺旋角β=14 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-21)进行试算，即 2 tHE,,2KTZZ,1u23t,, ,d3,,,,,,,d,Hu,,(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K,1.6t 2)计算小齿轮传递的转矩 33 T,159.01，0.98，10N,mm,155.83，10N,mm2 3)由表10-7选取齿宽系数 ,,1d 12Z,189.8MPa4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 E5)由图10-21d按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳强度极限,,600MPa; Hlim3 大齿轮的接触疲劳强度极限; ,,550MPaHlim4 27 6)由式10-13计算应力循环次数 8 N,N,4.982，10h32 88 N,N/i,4.982，10,3.79,1.315，10h432 7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 K,0.93K,0.95HN3HN4 计算接触疲劳许用应力 8) 取失效概率为1%，安全系数S=1，得: ,,,,,,，KK,，,HHHN3Hlim3HN4Hlim412,, ,,,H22S 0.93，600，0.95，550 ,MPa,540.25MPa 2，1 9)由图10-30选取区域系数 Z,2.43H 10)由图10-26查得 则: ,,0.765,,0.87,,,，,,1.635,3,4,,3,4 (2)计算 d 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值: 3t 2 tHE,,2KTZZ,1u23 t,,,,d3,,,,,,,d,Hu,, 32，1.6，155.83，103.79，12.433，189.8,,3 = ，，mm,65.49mm,,1，1.6353.79540.25,, 2)计算圆周速度v dn,，65.49，180.79,3t2 v,,m/s,0.62m/s60，100060000 3)计算尺宽b b,,*d,1，65.49,65.49mmd3t 4)计算尺宽与齿高比b/h ,dcos,65.49，cos143t 模数 m,,mm,2.76mmntz233 齿高 h,2.25m,2.25，2.76mm,6.21mm nt b/h,65.49,6.21,10.55 ,,,0.318,ztan,,0.318，1，23，tan14,1.83 5)计算纵向重合度 ,d3 6)计算载荷系数 28 根据，7级精度，由图10-8(机设书)查得动载系数 v,0.62m/sK,1.02v 由表10-2查得使用系数 K,15A 斜齿轮，假设 KF/b,100N/mmAt 由表10-3查得 K,K,1.4HaFa 由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 K,1.423H,由b/h=10.55，查图10-13得，故载荷系数 K,1.423K,1.335H,F, K,KKKK,1，1.02，1.4，1.423,2.03AVH,H, 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 K2.0333 d,d,65.49，mm,70.73mmt33K1.6t 8)计算模数m ,dcos,70.73，cos143 m,,mm,2.98mmnz233 3、按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为 2,2cosKTYYY,2FaSa3,,m n2,,,,,zFd,3 (1)确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数 K,KKKK,1，1.02，1.4，1.335,1.91AVF,F, 2)根据纵向重合度 ,,1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y,0.88 ,, 3)计算当量齿数 ZZ238734,,,25.18,,,95.24ZZ v3v433,33,,coscos14coscos144)查取齿形系数 由表10-5查得 Y,2.616Y,2.190F,3F,45)查取应力较正系数 由表10-5查得 Y,1.591 Y,1.785 S,3S,46)由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,500MPa FE3 29 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,380MPaFE4 7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 K,0.91K,0.92FN3FN48)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得 K,0.91，500FN3FE3 ,,,,MPa,325MPa,F3S1.4 K,0.92，380FN4FE4 ,,,,MPa,249.71MPa,F4S1.4 YYFaSa9)计算大、小齿轮的并加以比较 ,,,F YY2.616，1.591Fa3Sa3 ,,0.014368,,,325F3 YY2.190，1.785Fa4Sa4,,0.015655 ,,,249.71F4 大齿轮的数值大 (2)设计计算: 2,2KTYcosYY,2FaSa3 ,,m2,,,,,zFd,3 32,2，1.91，155.83，10，0.88，cos143 = ，0.015655mm,2.07mm21，23，1.635 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.07mm并就近圆整为标准值,但为了同m,2.5mm2时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算d,70.73mm3应有齿数，于是有: ,dcosβ70.73，cos143小齿轮齿数 取 z,27 z,,,27.433m2.5n 大齿轮齿数 z,uz,3.79，27,102.33 取 z,102434 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 30 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 (z，z)m(27，102)，2.5342a,,mm,166.24mm 2,,2cos2，cos14 将中心距圆整为166mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (z，z)m(27，102)，2.5,342 ,,arccos,,13.742a2，166 ,, 值改变不多，故、、等不必修正 因K,,(8~20),Z,,H(3)计算大、小齿轮的分度圆直径 zm2az2，166，27323d,,,mm,69.49mm 3,cosz，z27，10234 zm2az2，166，102424d,,,mm,262.51mm 4,cosz，z27，10234 (4)计算齿轮宽度 取 , b,,d,1，69.49mm,69.49mmB,75mmB,70mmd312 (5)验算 32T2，155.83，102 F,,N,4406.33Ntd70.733 KF1，4406.33At ，合适 ,N/mm,62.30N/mm,100N/mmb70.73 第三部分 轴的设计 一 高速轴的设计 1、选择轴的材料 由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料 40Cr钢,调质处理. 2、初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式: P3d,A，选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3，得 A,10600n 3.033d,106，,15.55mm 960 在第一部分中已经选用的电机Y132M1-6,D=38。查指导书P128，选用联轴器HL3， 31 故。 d,30mmmin 3、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案: (2)、各轴的直径和长度 1)、联轴器采用轴肩定位，半联轴器长度，半联轴器与L,82mmd,30mm1 轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择L,60mm1 L,58mm1 2)、初步确定滚动轴承8 因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用角接触球轴承7007AC，d，D，B,35mm，62mm，15mm，故 ， d,35mmL,14mm33 3)、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则相邻直径变化要大些，故， L,106mmd,40mm44 4)、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，即 : ，，， d,35mmL,32mmd,32mmL,50mm6522 (3)、轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，，查d,30mm,L,58mm11 b，h，L,10，8，50mm机设书P106表6-1选用键为，半联轴器与轴的配合为H7，滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6。 k6 (4)、确定轴向圆角和倒角尺寸 ,1.6，45 参照机设书P365表15-2，取轴端倒角，各轴肩出圆角半径见轴的零件图 (5)、求轴上的载荷 小齿轮分度圆直径 d,42.84mm1 32 32T2，29.54，101 F,,N,1379.08Nt1d42.841 ,,F，tan201379.08，tan20tF,,N,521.23N 1r,cosβcos15.63 , F,Ftan,,1379.08，tan15.63N,385.82Na1t 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a的值，对于7007AC型角接触球轴承，由指导书P122页查得a=20.1mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为，l，l,126.9，36.9,163.8mm23 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，计算该截面出的力与矩: 33 Fl1379.08，36.913tF,,N,310.67N 1NHl，l126.9，36.923 Fl1379.08，126.912tF,,N,1068.41N 2NHl，l126.9，36.923 M,Fl,310.67，126.9N,mm,39.42N,mH1NH12 M,Fl,1068.41，36.9N,mm,39.42N,mH2NH23 FD385.82，42.84ae M,,N,mm,8.26N,m a22 34 3Fl，M521.23，36.9，8.26，10ra13 F,,N,167.85NNV1l，l126.9，36.923 3Fl,M521.23，126.9,8.26，10ra12 F,,N,353.38NNV2l，l126.9，36.923 M,Fl,167.85，126.9N,mm,21.3N,mV1NV12 M,Fl,353.38，36.9N,mm,13.04N,mV2NV23 2222 M,M，M,21.3，39.42N,m,44.81N,mVH111 2222 M,M，M,13.04，39.42N,m,41.52N,mVH222 T,T,29.54N,m1 载荷 水平面H 垂直面V F,310.67NF,167.85NNH1NV1 支持力F F,1068.41NF,353.38NNH2NV2 M,21.3N,mV1 弯矩M M,39.42N,mM,13.04N,mHV2 M,44.81N,m1 总弯矩 M,41.52N,m2 T,29.54N,m 扭矩 (6)、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据P373式(15-5)及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 故取α=0.6,轴的计算应力 2222M，(T),44.81，(0.6，29.54)13 σ,,，10MPa,6.87MPaca3W0.1，42.84 3πd3W,,0.1d 其中 32 前面以选定轴的材料为40Cr钢(调质)，查机设书P362表15-1，得: ，因此，故安全。 ,,σ,70MPσ,,,σ,1aca,1 (7)、精确校核轴的疲劳强度 1)、判断危险截面 35 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面5因 加工齿轮有尺寸变化，引起应力集中，故该截面左侧需校核验证 2)、截面左侧 3333W,0.1d,0.1，40mm,6400mm抗弯截面系数 3333抗扭截面系数 W,0.2d,0.2，40mm,12800mmT 截面左侧的弯矩M为: 126.9,25126.9,25 M,M，N,m,44.81，N,m,35.98N,m1126.9126.9 T截面上的扭矩为: T,T,29.54N,m1 3M35.98，10σ,,MPa,5.62MPa截面上的弯曲应力: bW6400 3T29.54，10截面上的扭转应力: τ,,MPa,2.31MPaTW12800T 轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得: σ,735MPσ,355MP,,155MPBa,1a,1a 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书P40附表,,,, 3-2查取 r1D2.84因 经插入后得: ,,0.025,,1.23d40d40 α,2.23 ,,2.02σ, 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 q,0.78q,0.80σ, k,1，q(α,1),1，0.78，(2.23,1),1.96σσσ则: k,1，q(α,1),1，0.80，(2.02,1),1.82τττ 由附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数 ε,0.77ε,0.86στ轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量 β,β,0.95στ轴未经表面强化处理，即,,1，则按式3-12及3-14b得综合系数为: q k11.961σK,，,1,，,1,2.60σεβ0.770.95σσ k11.821τK,，,1,，,1,2.17τεβ0.860.95ττ 合金钢的特性系数 取 ,,0.2，0.3,,0.2σ, 取 ,,0.1，0.15,,0.1τ, 则可计算安全系数S ca σ355,1S,,,31.75 σKσ,σ..，26，4.30，02，0σaam 36 τ155,1S,,,73.82 τKτ,τ..，217，1.85,2，01，1.85,2τατm SS31.75，73.82στS,,,29.17,,S,1.5 ， 故可知其安全 ca2222S，S31.75，73.82στ (8)、轴承寿命的校核 1)已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h 由所选轴承系列7007AC，查指导书P122表知额定动载荷C=19.0KN 2)求两轴承受到的径向载荷 2222F,F，F,167.85，310.67,560.97Nr1NV1NH1 2222F,F，F,353.38，1068.41,1125.33NrNVNH222 3)求两轴承的计算轴向力 对于70000AC型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，则有: F,0.68Fdr F,0.68F,0.68，560.97N,381.46Nd1r1 F,0.68F,0.68，1125.33N,765.22Nd2r2 于是轴向力为: F,F，F,385.82，381.46N,764.28Na1aed1 F,F,765.22Na2d2 4)当量动载荷P FF765.22764.28a2a1,,,1.36e,,,0.68e因 21F560.97F1125.33r1r2 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为: 轴承1 X,0.41Y,0.8711 轴承2 X,1Y,022 f,1.2 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取，则: p P,f(XF，YF),1.2，(0.41，560.97，0.87，764.28)N,1073.91N1p1r11a1 P,f(XF，YF),1.2，(1，1125.33，0，765.22)N,1350.40N2p2r22a2 5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承2的受力大小来验算，则: P,P12 ,36610C1019000,,,, L,,，h,48356h,48000h ,,,,h60nP60，9601350.40,,,, 所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC 37 (9)、键的校核 联轴器与轴: 1)选用键的系列 b，h，l,10，8，50T,29.54N 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力,,，取,,，键的工作长度，键的σ,100,120MPaσ,100MPaL,l,b,40mmpp 接触高度，由式6-1得: k,0.5h,4mm 332T，102，29.54，10σ,,MPa,12.31MPa,110MPa，所以合适 pkLd4，40，30 二 中速轴的设计 1、选择轴的材料 该轴同样选取40Cr钢,调质处理。 2、初步计算轴的最小直径 P3d,A根据表15-3，取，于是根据公式有 A,11000n 3.443d,110，mm,26.98mm 选定 d,40mmmin233.06 3、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案: (2)各轴的直径和长度 d，D，B,40，80，18 1)根据，选用角接触球轴承7208AC，尺寸 d,40mmmin 得mm，为了使齿轮3便于安装，故取，轴承第三段起d,d,40mmd,42mm152轴向定位作用，故d,50mm，第四段装齿轮2，直径 d,42mm34 2)第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮 二的齿宽略小所以，由指导书得 L,,,9.5mm ， L,72mm,L,42mm3424 ，L,39.5mm L,34mm51 38 (3)轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接，根据，，查表d,42mmL,72mm226-1得第二段键的尺寸为，同理可得第四段键的尺寸为b，h，l,12，8，70mm ，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6 b，h，l,12，8，40 (4)轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位，齿轮采用挡油环与轴肩定位; (5)确定轴上圆角和倒角尺寸 ,1.6，45 参照表15-2，取轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm (6)求轴上的载荷 1)求轴上的力 已知 P,2088KW,n,180.79rmin,T,159.01N,m222 32T2，159.01，102F,,N,1399.98N t2d227.162 ,,Ftan201399.98，tan202t F,,N,529.13N2r,cosβcos15.631 , F,Ftan,,1399.98，tan15.63N,391.67Na2t21 32T2，159.01，103F,,N,4576.49N t3d69.493 ,,Ftan204576.49，tan203t F,,N,1714.92N3r,cosβcos13.742 , F,Ftan,,4576.49，tan13.74N,1119.01N a3t32 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a的值，对于7208AC型角接触球轴承，由指导书P123页查得a=23mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩: F(l，l)，Fl1399.98，(50，69.5)，4576.49，50tt21231F,,N,2499.19N NH2l，l，l50，69.5，39123 Fl，F(l，l)1399.98，39，4576.49，(39，69.5)tt23323F,,N,3477.28N NH3l，l，l50，69.5，39123 M,Fl,2499.19，39N,mm,97.47N,mH2NH23 39 M,Fl,3477.28，50N,mm,173.86N,mH3NH31 FD391.67，227.16a2 M,,N,mm,44.49N,ma222 FD1119.01，69.49a3 M,,N,mm,38.88N,ma322 ，，,,F(ll)FlMM2123123rraa,F 2NV，，lll123 529.13，(50，69.5)，1714.92，50,44490,38880 ,N,413.92N50，69.5，39 ，，，，F(ll)FlMM3232323rraa,F 3NV，，lll123 40 1714.92，(69.5，39)，529.13，39，44490，38880 ,N,1830.13N50，69.5，39 M,Fl,413.92，39N,16.14N,mV2NV23 M,Fl,1830.13，50N,91.51N,mV3NV31 2222 M,M，M,173.86，91.51N,m,196.47N,mHVmax33 T,159.01N,m 载荷 水平面H 垂直面V F,413.92NF,2499.19NNV2NH2 支持力F F,3477.28NF,1830.13NNH3NV3 M,97.47N,mM,16.14N,mV2H2 弯矩M M,173.86N,mM,91.51N,mH3V3 M,196.47N,mmax总弯矩 T,159.01N,m扭矩 (6)、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机设书P373式(15-5)及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6,轴的计算应力 2222M，(aT)196.47，(0.6，159.01)3 ,,,，10MPa,29.48MPaca3W0.1，42 3πd3W,,0.1d 其中 32 前面已选定轴的材料为40Cr钢(调质)，查机设书P362表15-1，得: ，因此，故安全。 ,,,,70MPσ,,,σ,1aca,1 (7)、精确校核轴的疲劳强度 1)、判断危险截面 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴肩处截面3和4因轴肩尺寸变化，引起应力集中，又截面3受弯矩等大于截面4，故可只校核截面3左面: 2)、截面左侧 3333W,0.1d,0.1，42mm,7408.8mm抗弯截面系数 3333抗扭截面系数 W,0.2d,0.2，42mm,14817.6mmT 41 截面左侧的弯矩M为: 54,4050,40 M,M，N,m,159.01，N,m,31.80N,m15450 T截面上的扭矩为: T,159.01N,m 3M31.80，10σ,,MPa,4.29MPa 截面上的弯曲应力: bW7408.8 3T159.01，10截面上的扭转应力: τ,,MPa,10.73MPaTW14817.6T 轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得: σ,735MPσ,355MP,,155MPBa,1a,1a 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书P40附表,,,, 3-2查取 r1D50因 经插入后得: ,,0.024,,1.19d42d42 α,2.14 ,,1.89σ, 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 q,0.78q,0.80σ, k,1，q(α,1),1，0.78，(2.14,1),1.89σσσ则: k,1，q(α,1),1，0.80，(1.89,1),1.71τττ 由附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数 ε,0.76ε,0.85στ轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量 β,β,0.95στ轴未经表面强化处理，即,,1，则按式3-12及3-14b得综合系数为: q k11.891σK,，,1,，,1,2.54σεβ0.760.95σσ k11.711τK,，,1,，,1,2.06τεβ0.850.95ττ 合金钢的特性系数 取 ,,0.2，0.3,,0.2σ, 取 ,,0.1，0.15,,0.1τ, 则可计算安全系数 Sca σ355,1S,,,28.29 σKσ,σ..，254，4.94，02，0σaam τ155,1S,,,15.04 τKτ,τ..，206，9.54,2，01，9.54,2τατm SS28.29，15.04στS,,,13.28,,S,1.5 故可知其安全 ca2222S，S28.29，15.04στ (8)、轴承寿命的校核 1)已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h 42 由所选轴承系列7208AC，查指导书P123表知额定动载荷C=35.2KN 2)求两轴承受到的径向载荷 2222F,F，F,1830.13，3477.28,3929.48Nr1NV3NH3 2222F,F，F,413.92，2499.19,2533.24NrNVNH222 3)求两轴承的计算轴向力 对于70000AC型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，则有: F,0.68Fdr F,0.68F,0.68，3929.48N,2672.05Nd1r1 F,0.68F,0.68，2533.24N,1722.60Nd2r2 于是轴向力为: F,F,1722.60Na1d2 F,F,F,2672.05,727.34N,1944.71Na2d1a 其中 F,F,F,1119.01,391.67N,727.34Naa3a2 4)当量动载荷P FF1722.601944.71a1a2e,,,0.44,,,0.78e因 12FF2533.243929.48r1r2 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为: 轴承1 X,1Y,011 轴承2 X,0.41Y,0.8722 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取f,1.2，则: p P,f(XF，YF),1.2，(1，3929.48，0，1722.60)N,4715.38N1p1r11a1 P,f(XF，YF),1.2，(0.41，2533.24，0.87，1944.71)N,3276.63N2p2r22a2 5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承1的受力大小来验算，则: P,P12 ,36610C1035200,,,, L,,，h,48348h,24000h ,,,,h60nP60，180.794715.38,,,, 所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7208AC (9)、键的校核 小齿轮: b，h，l,12，8，63T,159.01N1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 43 ,,，取,,，键的工作长度，键的接σ,100,120MPaσ,110MPaL,l,b,51mmpp 触高度，由式6-1得: k,0.5h,4mm 332T，102，159.01，10σ,,MPa,37.12MPa,110MPa，所以合适 pkLd4，51，42 大齿轮: 1)选用键的系列 b，h，l,12mm，8mm，40mmT,159.01N 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 ,,,,，取，键的工作长度，键的σ,100,120MPaσ,110MPaL,l,b,28mmpp 接触高度，由式6-1得: k,0.5h,4mm 332T，102，159.01，10σ,,MPa,67.61MPa,110MPa，所以合适 pkLd4，28，42 三 低速轴的设计 、选择轴的材料 1 该轴同样选取40Cr钢,调质处理。 2、初步计算轴的最小直径 P3d,A根据表15-3，取，于是根据公式有 A,11200n 3.273d,112，mm,39.68mm 选定 d,50mmmin73.55 初选联轴器HL4，初定轴的最小直径 d,50mmmin 3、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案: (2)各轴的直径和长度 L,112mm 1)联轴器采用轴肩定位d,50mm，半联轴器长度为，半联轴6 84mm器与轴的配合的毂孔长度为，为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取 L,82mm6 44 2)初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用角接触球轴承7212AC，，故,为了便于d，D，B,60mm，110mm，22mmd,d,60mm14齿轮安装，为了使齿轮有较好的轴向定位，取， d,69mmd,58mmd,62mm352 轴承，为了便于安装，，其他长度由轴1和轴2的B,22mmL,20mm4 计算方法求得， L,44mm,L,67mm,L,84mm,L,70mm1235 3)轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位采用普通A型平键连接，根据选择d,62mm,L,67mm22轴上的键为，半联轴器的周向定位采用普通C型平键连b，h，l,18mm，11mm，63mm 接，根据选择轴上键为，滚b，h，l,16mm，10mm，70mmd,50mm,L,82mm66 动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6; 4)轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位 5)确定轴向圆角和倒角尺寸 ,2.0，45 参照表，去轴端倒角，各轴肩处圆角半径为1mm。 (6)求轴上的载荷 1)求轴上的力 已知 P,2.74KW,n,47.77rmin,T,547.18N,m333 32T2，547.18，103F,,N,4168.83N t4d262.513 ,,Ftan204168.83，tan204t F,,N,1562.65N4r,cosβcos13.742 ,F,Ftan,,4168.83，tan13.74N,1019.34N a4t42 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a的值，对于7212AC型角接触球轴承，由指导书P123页查得a=30.8mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩: Fl4168.83，109.742tF,,N,2905.48N 4NHl，l47.7，112.212 Fl4168.83，47.741tF,,N,1263.36N 5NHl，l47.7，109.712 45 M,Fl,2905.48，47.7N,mm,138.59N,mH4NH41 M,Fl,1263.36，109.7N,mm,138.59N,mH5NH52 FD1019.34，262.51ae M,,N,mm,133.79N,m4a22 3Fl，M1562.65，109.7，133.79，10ra424 F,,N,1939.09NNV4l，l47.7，109.712 3Fl,M1562.65，47.7,133.79，10ra414 F,,N,,376.44NNV5l，l47.7，109.712 46 此处省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整书和设计图纸等.请联系 扣扣:九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载～该论文已经通过 总结 机械专业毕业设计是机械学习中一个重要环节，通过几个月的毕业设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械方面有关各个零部件的有机结合有了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如:在选择计算标准件时可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，通过这次设计再次熟悉了AUTOCAD绘图软件和microsoft word文字处理软件，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 47 本次设计由于有参考指导书，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。 参考文献 [1]刘朝儒、彭福荫、高政一《机械制图》(第四版) 高等教育出 版社 2001年 [2]濮良贵、纪名刚《机械设计》(第八版) 高等教育出版社 2006年 [3]孙桓、陈作模、葛文杰《机械原理》(第七版) 高等教育出版 社 2006年 48 [4]武建华《材料力学》 重庆大学出版社 2002年 [5]西华大学机械设计机械原理教学组《机械设计课程设计指导 书》 2008年 49