615 鏈式輸送機傳動裝置設計（有cad圖）,615,鏈式輸送機傳動裝置設計（有cad圖）,鏈式,輸送,傳動,裝置,設計,cad 初步設計和制造研究混合輕質高速風洞模型 黨國，張政宇，孫巖 空氣動力學國家重點實驗室，中國空氣動力研究與發(fā)展中心，四川綿陽，中國 朱煒君 國家重點實驗室，西安交通大學，西安，中國機械制造系統(tǒng)工程 抽象 目的 - 在高的氣動載荷，這樣做的目的，目前的光敏樹脂樹脂模型下的強度和剛度不足紙是引進與內(nèi)部金屬的初步設計和制造技術，混合動力輕型高速風洞模型基于快速原型（RP）的框架和表面光聚合物樹脂。設計/方法/方式 - 內(nèi)部的金屬框架結構設計，可以方便地制作的常規(guī)配置傳統(tǒng)的機械制造方法。外層樹脂成分設計，以滿足配置的保真度和表面質量，制備反相設備?？諝鈩恿W和結構相結合，利用完成結構設計，強度和剛度校準和振動分析。驗證混合AGARD-B型的結構優(yōu)化設計和制造方法進行了研究制造精度，表面加工質量和力學性能的分析。結果 - 與內(nèi)部的金屬框架和外層樹脂的方法，大大提高整體實力和RP的部分混合剛度AGARD-B型，它是適合高速風洞模型構造復雜的內(nèi)部結構。該方法可顯著降低模型的重量和防止共振的發(fā)生之間的模型，風洞和支持系統(tǒng)，縮短加工周期，也導致減少制造周期和成本。研究限制/影響 - 配置外層樹脂的薄膜組件的剛度是有點差，在高的氣動載荷下高速風洞試驗，對實驗結果的組成部分變形的影響，應該予以考慮。獨創(chuàng)性/價值 - 這種方法可以提高使用RP技術在高速風洞模型制造的多功能性，特別是對于結構復雜的實驗模型。氣動和結構組合設計和結構優(yōu)化的混合模型，使反相用于制造高速風洞模型更實用的技術。 關鍵詞：設計，制造系統(tǒng)，快速原型，樹脂，模型，抗風 1． 生產(chǎn) 一個新產(chǎn)品的設計和制造技術，混合動力基于快速原型（RP）的輕量級模型進行，以確定內(nèi)部模型的適用性金屬框架和表面光聚合物樹脂材料（雅各布，1996年，斯普林格和庫珀，1997）。在1997年，一個研究空氣動力特性的實驗模型制作RP技術是由斯普林格和庫珀。他們表明，RP技術可以降低處理成本，實驗模型的時期，盡管存在一些問題，如RP模型的結構強度和剛度（斯普林格和Cooper，1997）。此外，它允許一步復雜的風洞模型制作表面高壓水龍頭，內(nèi)部通道和外部輪廓（希爾德布蘭等，2003; Heyes和史密斯，2004）。特別是，它已被證明，可以利用RP技術納入模型，將引起內(nèi)部功能大量的額外工程在設計和制造傳統(tǒng)技術（Heyes和史密斯，2004）。此外，反相技術允許制造復雜的3-D模型結構（蔡等，2003;。Quincieu等，2005）。這是clearthat增加RP的組件在風洞試驗中的使用模型可顯著降低相關的成本和時間亞音速和跨音速風洞模型制作（Aghanajafi等，2006）。然而，在設計中的應用RP技術風洞模型制作仍然有一定的局限性，如利用材料的能力，使短缺基于RP，特別是輕量級的風洞模型變形的高速風洞測試模型滿足高的氣動載荷。也有一些要求RP模型的結構強度和剛度，還其表面的有效性和高配置的保真度配置表面RP技術制造（泰勒等人，2005年）。另一個問題是如何獲得有效氣動數(shù)據(jù)和合適的基地。此外，組件高速風洞模型由目前的樹脂制造基于RP技術，尤其是薄的部分，如材料翼尖，仍然表現(xiàn)出微弱的力學性能，這阻礙其進一步的應用程序功能的風洞 負載條件下的模型（Zhou等，2008）。本文的目的是提出一個初步的設計和制造混合輕量級的模型與方法內(nèi)部的金屬框架和外光聚合物樹脂基于RP配置為高速風洞試驗，并討論結構設計和優(yōu)化選擇通過空氣動力學和結構分析相結合。最后，由一個混合的例子驗證方法AGARD-B型。 2. 設計和制造方法 2.1要求和目標高速風洞試驗 實驗模型通常滿足更高的空氣動力載荷比在低速。因此，滿足強度和剛度要求非常顯著的輕型高速風洞基于RP技術（海牙，2004年）等。模型?；旌戏ㄌ岢龅奈募斫鉀Q這個問題，混合模型包含兩個關鍵組件，嵌套固定模式，一種是利用內(nèi)部的金屬框架承受在風洞試驗，氣動載荷和其他外樹脂配置用來模擬飛機保真配置（圖1）。設計與制造內(nèi)部的金屬框架，以提供強度和剛度在高速風洞試驗條件的要求。外層樹脂配置分成許多根據(jù)零部件的RP設施的一些特點和制造技術。據(jù)一些參考的一些研究成果和RP技術（泰勒，2005年沃勒斯，2006;斯普林格1998年），一般也有一些設計要求和目標如下： 內(nèi)部的金屬框架。他們必須提供足夠的結構強度和剛度，和合適的位置空間測量儀器和支持刺痛。此外，一些結構形式的設計，例如模型中的孔，以減少模型的重量和降低制造成本。他們應該由傳統(tǒng)的生產(chǎn)制造方便設施，以降低生產(chǎn)周期。 外層樹脂的配置。它應分為盡可能少盡可能避免組合精密組件應確定損失和位置分為的位置，有幾個流量特性的影響根據(jù)風洞試驗要求的模型表面。 組合結構。它應滿足組合和拆卸的要求，并能提供足夠的模型組件之間的連接強度。 圖1 2.2 氣動/結構組合 根據(jù)高速風洞試驗要求和混合結構強度的差異輕量級模型和整體金屬模型（竹和湯姆森，1998年），一般分為混合模式幾部分組成。利用中空結構機身模型，以減少模型的重量，這是提供一些空間，平衡，刺痛和壓力管安裝。金屬框架構造薄元件以提高模型的強度和剛度。氣動和結構分析相結合利用驗證的結構設計，如果能滿足實驗要求（泰勒，2004年，泰勒等人，2004年）?？諝鈩恿W的通過計算流體模型上的負載動力學（CFD），負載是用來完成由計算的強度，剛度和振動校準結構動力學（CSD）的。分析結果是驗證結構模型設計的有效性，它可以防止現(xiàn)象發(fā)生，混合輕質高速風洞模型可能被摧毀機械師在風洞試驗能力異常。 2.3 結構優(yōu)化設計 一個機械產(chǎn)品的設計方案確定估計，類比或以能力測試對產(chǎn)品的要求和申請條件傳統(tǒng)的設計方法。在此之后，該產(chǎn)品是向執(zhí)行的強度，剛度的靜態(tài)標定和分析，并動態(tài)特性。在最后，進一步優(yōu)化設計根據(jù)上述分析，開展產(chǎn)品結果。處理的工作效率和效果的浪費（貝茨，1998）。然而，在機械結構設計優(yōu)化是一個可行的方法，結合機械設計和數(shù)學規(guī)劃理論，廣泛應用于許多領域，結構優(yōu)化設計的目標方法是，以獲得最佳的設計方案和取決于當前先進的最佳設計參數(shù)電腦和高效的計算能力（迦特和Calise，2001），。擺在首位，是一個數(shù)學基于優(yōu)化設計的模型需要興建圖1混合模型的結構示意圖外層樹脂配置內(nèi)部的金屬框架混合動力輕型高速風洞模型楊黨國，張征宇，孫巖，朱偉軍快速原型雜志17卷1號·2011·45-5446according的實際問題。在一個普遍研究結果，一種普遍的數(shù)學模型描述非線性靜態(tài)和動態(tài)力學編程問題，配置和拓撲優(yōu)化問題，或可靠性和控制問題（貝茨，2001; Prasanna等，2005）。該模型可以描述在表一 圖1混合模型的結構示意圖 2.4制造方法 內(nèi)部的混合輕質金屬框架結構模型通常設計為常規(guī)配置，這制造優(yōu)勢和方便。內(nèi)部的金屬框架可以由傳統(tǒng)的制造處理方法，如車床，銑床，鉆床和線切割，以縮短加工周期，降低結構分析中的制造成本和便利。外層樹脂混合輕量級模型配置往往是捏造出來的RP技術和設施。外樹脂的配置可滿足高配置的保真度飛機和表面質量，可以實現(xiàn)銑削。此外，該方法制造混合輕質基于RP技術的模型，可以制造一些模型成分復雜，縮短加工周期，降低制造成本。目前，這種材料利用RP技術是液體感光樹脂樹脂，這表明一些承諾，使一些高強度的組件。和能承受高氣動元件載荷和忍受高溫（Aghanajafi等，2006;阿扎羅夫等，2002）。在RP技術，有三個關鍵生產(chǎn)加工用，首先是要處理的CAD繪制外層樹脂配置，并追加一些配置適當?shù)闹С?，第二是完成切割層處理。最后，外層樹脂配置制造由反相設施。 3. 驗證范例 3.1 AGARD-B型 AGARD-B模型是一個配置的翼身組合。翼是在一個等邊的三角跨度三角體直徑的4倍。身體一個革命的圓柱形機身與卵形缸頭（Damljanovic“等，2006）。 圖2是一個草圖模型中的條款給予相關尺寸體直徑D.一些典型的流動現(xiàn)象，如圖，流量傳遞時，會發(fā)生分離，渦生成等該模型。因此，模型的實驗數(shù)據(jù)可以用來驗證設計和制造方法混合動力輕型高速風洞模型。 圖 2 3.2 結構設計 驗證AGARD-B型是一個混合結構設計內(nèi)部的金屬框架和外光聚合物樹脂配置，其中包含了三個部分，即，頭，機身和兩個對稱的翅膀。漸變氣缸的形式和螺栓被用來修復的結構之間的頭和機身的金屬框架，以及一個凹槽形式和螺栓之間的機身和機翼的框架。頭和機身框架革命空心機構其中平衡，支持刺痛和一些用于收集管數(shù)據(jù)被安裝?？梢允莾?nèi)部的金屬框架的兩個組合類型初步選定在設計之初。一個是內(nèi)部的金屬框架插入樹脂配置和螺栓固定牢固（圖3（a）），另一個是，外層樹脂配置上貼上金屬架的表面（圖3（b））。第二個內(nèi)部固定困難，組合框架確定中的位置之間的差異和壓力收斂機翼和機身。最后，結構設計草圖混合輕質AGARD-B模型如圖4所示。 圖 3 圖 4 3.3 翼結構優(yōu)化 內(nèi)部的金屬框架的強度，剛度和重量超過外層樹脂配置，所以結構機翼設計優(yōu)化是提高金屬翼幀。金屬翼框架的一個數(shù)學模型優(yōu)化可以成立，如表二。它的位置和大小確定空氣動力模型和結構形式翅膀下金屬機翼氣動載荷幀能滿足強度要求。的結構形式翅膀顯示在圖5（a）項和（b）。在結構設計優(yōu)化，參數(shù)模型的機翼框架需要興建。參數(shù)模型中的一些變量，如強度，剛度，長度等原值。在一個給定的范圍內(nèi)可以改變的變量被定義為一些元素分析的靈敏度結構優(yōu)化設計。在紙張，五翼的基本維度變量幀選擇performsensitivity分析（圖5（c）條）。結果表明，強度參數(shù)的敏感性為每一個變量是不同的，分別。通過分析和上述結果五個維度變量法影響機翼幀力學性能獲得。被選中的一個關鍵維度變量執(zhí)行由機翼的框架結構設計優(yōu)化Pro / Mechanica軟體Pro / Engineer的結合。翼的框架材料是40Cr鋼，安全系數(shù)3和容許應力300MPa。五分析優(yōu)化維變量為2毫米厚的翼幀根據(jù)對象的優(yōu)化和限制，以完成條件，其結果是：長度?144毫米，angletrail?1208，Lengthfront的?63毫米的，Lengthtrail?1毫米Distancetrail?7毫米。然而，有沒有結果實現(xiàn)1毫米厚的機翼框架的優(yōu)化設計因為強度短缺。通過分析，主要原因是是不合適的，強大的壓力，以滿足限制變量，如RP厚度$ 0.25。因此，1T2毫米的結構設計介紹和分析，結構設計優(yōu)化。翼幀兩種類型，如2毫米和1T厚度2mm，圖5（d），其在氣動載荷的最大應力和變形1.2馬赫數(shù)和攻角88給出表三。結果表明，兩種結構類型滿足強度和剛度要求。 圖2配置和AGARD-B模型的基本尺寸 圖3內(nèi)部的金屬結構設計 圖 5 3.4內(nèi)部的金屬框架制造 組件內(nèi)部的金屬頭和機身框架制備了由傳統(tǒng)的車床，鉆床設施，翼幀的生產(chǎn)線切口和銑床。鏡架材質為40Cr鋼。剛性框架表面的要求是28-32 HRC和某人。 900MPa左右，這是由熱處理滿足幀。翼幀的變形，可以通過面粉，因為機翼的厚度銑。因此，利用一些助手夾，以防止這一點，如區(qū)塊枕頭。幀的表面質量通過一些精密的治療。一個錐孔鉆在機身，這是捏造利用輔助匹配校準錐核實，是為了接觸表面之間的機身和支持，在風洞中使用的平衡蜇測試。其表面粗糙度精密車床1.6mmby。孔徑和軸之間的組合公差等級機身和頭部H7/g6（^0.02毫米），并匹配機身和頭部之間的表面制造精密車床，其粗糙度1.6毫米。此外，組合公差之間的機翼導向階段和機身槽^0.02毫米，匹配的表面粗糙度3.2毫米。其余的表面粗糙度6.3毫米。完成制造和裝配后幀，平整度的兩個側對稱的翅膀校準。結果表明，增加不勻逐步沿翼展達到最大值0.11毫米在翼尖，可滿足設計高速風洞試驗模型的要求。內(nèi)部的金屬框架，關鍵力量結構，承受最氣動載荷。為了確保無裂紋熱處理和制造的金屬框架，所有的金屬框架的組成部分，受到裂紋檢查工業(yè)CT設備名為jtomejxl450，由德國鳳凰公司。結果表明：沒有發(fā)生裂紋金屬框架。3.5外樹脂配置制造外的混合輕質樹脂配置AGARD-B模型制作反相名為設施SPS600B（圖6（a）項）利用SOMOS14120光敏樹脂樹脂材料。魔法RP7.0軟件利用完成數(shù)據(jù)準備包含的組件搭配，支持加入和切削層治療前完成外樹脂配置的基礎上RP技術制造。制造業(yè)方向和組件搭配是非常顯著在制造加工的步驟。他們有關鍵性的影響外層樹脂配置的成型精度。這樣他們就可以根據(jù)制造業(yè)的便利和選擇為RP元件的精度要求。在造紙，樹脂混合輕質翼配置一層一層AGARD-B模型制作逐漸沿下傾斜角度308的翼展，和RP的頭部和機身的制造方向因為需要在符合其軸向方向裝配精度之間的金屬框架和外層樹脂配置，在圖6（b）所示。圖6（c）顯示的RP混合輕量級AGARD-B型元件。制造方法，確保氣動外層樹脂配置的質量和成型精度配置。因此，RP的方法，給出了一些承諾樹脂在成型精度和制造配置高速風洞試驗模型有合適的尺寸和精度要求。 圖6外樹脂配置 4。強度和剛度標定和振動分析 4.1強度和剛度校準 CFD和CSD的組合被利用來執(zhí)行校準混合輕量級的強度和剛度AGARD-B型。對于差價，平均的3-D雷諾茲可壓縮Navier-Stokes方程（1）利用一個解決有限體積空間discretization.The計算是第二責令準確的空間。粘通量建模利用中央差分格式，并采用兩階無粘通量迎風Roe格式（Aradag和騎士（2004）的影響幾個數(shù)字參數(shù)，包括數(shù)值通量方案審查Aradag和騎士（2004年）和羅伊計劃的結論有更可靠和更密切的結果比其他幾個數(shù)值方案的實驗：利用紙張的兩equationmodel aturbulentmodel。湍流動能k和輸運方程第二個W（湍流動能耗散率解決能源每單位體積和時間）（威爾科克斯，1993年）。薩瑟蘭粘度法采用的計算。自由流邊界層的厚度，在數(shù)值給予模擬測試。自由流邊界條件是遠場的邊界，并傳入的壓力，根據(jù)給定的溫度和馬赫數(shù)驗證試驗條件。對固體邊界，無滑移條件適用于：圖7給出了半AGARD-B模型計算網(wǎng)格。AGARD-B模型是對稱的模型，所以升力約在08攻擊角為零。 “表四中的CFD計算結果表明，升力是接近于零，在三個不同的馬赫0.6，0.95和1.2的數(shù)字，它顯示了有效性和可靠性計算結果。懲教署，結構振動控制方程（3）通過有限元方法解決。本[M]表示質量矩陣[C]阻尼矩陣[K】剛度矩陣。 F（T）是一個力矢量和有一個氣動載荷的關系和Q（t）是一個位移向量。計算負荷結構分析的邊界是從表面壓力分布的CFD 圖7 AGARD-B模型計算網(wǎng)格 內(nèi)部的金屬框架材料是40Cr鋼，其實力的限制（某人）約900MPa左右。外配置材料是光聚合物樹脂，其SB45MPa。從表四，在馬赫的氣動載荷1.288和攻擊角度是最高的，利用一些負載進行結構強度AGARD-B模型的剛度和校準?；旌陷p量級AGARD-B型，可以被毀滅，在翼根在應力集中。當馬赫數(shù)小于1.8，安全因素的高速風洞模型（f）根據(jù)氣動載荷為3。最大許可應力（SM）金屬框300MPa（SB / F），允許的最大樹脂配置的權限應力（SR）是15MPa的。圖8顯示了一些有關的應力分布結果內(nèi)部的金屬框架和外層樹脂配置。 “內(nèi)部的金屬框架的最大壓力是115MPa在翼根，這是比SM的發(fā)生。最大外層樹脂配置的壓力7.80MPa現(xiàn)有翼尖，這也是比SR少。從上面的分析，結構設計和材料選擇制造混合輕質AGARD-B型可滿足強度用于高速風洞測試環(huán)境的要求。在高速風洞試驗，變形的測試機型后掠三角翼的表示開啟角度（U），角度小于0.58下測試條件。它的定義如下：在這里，m表示最大的機翼變形。圖9顯示了關于變形的計算結果內(nèi)部的金屬框架和外層樹脂的分布配置?？梢钥闯?，金屬架（40Cr鋼）thatm0.42毫米翼尖和U0.238，而外層樹脂米配置2.94mmat翼尖和U1.658。因此，內(nèi)部的金屬框架，能滿足剛度要求混合輕質AGARD-B型。和也，外層樹脂配置除了能滿足剛度要求翼尖有一個小麻煩，但測試結果驗證表明不拆的翅膀。但剛度樹脂的翼尖必須在今后的研究加以改進。 圖8內(nèi)部的金屬框架（40Cr鋼）的應力分布和樹脂配置 圖9內(nèi)部的金屬框架（40Cr鋼）變形分布和樹脂配置 4.2振動分析 在大尺寸的流量波動的峰值頻率高速風洞通常是有點低。重量測試模型是一個非常關鍵的因素之間的共振試驗模型，流，風洞和支持系統(tǒng)。據(jù)一些以前的測試結果，減幅在試驗模型重量可以減少共振的可能性在測試系統(tǒng)。因此，混合輕量級模型顯示一個非常令人振奮的前景。在紙，一個模式以上兩種結構類型的Y方向的振動頻率AGARD-B的模型支持系統(tǒng)的分析，并與金屬相比，結果列于表五。模型（40Cr鋼），重量輕量級AGARD-B型下降約38.9％，其固有的頻率增加約73.2％，其中表明輕量級模型能夠避免共振發(fā)生。一般來說，混合輕量級模型接受的高速風洞試驗。 5。驗證測試結果 圖10（a） -（c）所示的混合組件輕量級AGARD-B的模型，在T-38的金屬試驗模型在俄羅斯和FL-21的混合模型風洞在CARDC的風洞。圖11（a） -（三）提出的測試空氣動力特性的結果。馬赫數(shù)為0.6，它被證明，氣動混合模式的特點是類似金屬模型。特別是，在一攻小攻角（228＃＃28），模型這兩種類型的空氣動力系數(shù)顯示良好的協(xié)議。 28，＃88，但其價值空氣動力系數(shù)有一些分歧，變化規(guī)律是相似的。其原因在于僵硬的混合模型是小于金屬模型和變形混合模型在氣動載荷風洞試驗。 圖10混合輕質AGARD-B測試模型 6。成本和時間 AGARD-B的混合輕量級模型的基礎上的RP金屬框架制造國家重點實驗室西安交通大學系統(tǒng)工程。從3 - DCAD模型來實現(xiàn)輕量級測試模型，它處理了3和3.5個星期之間，與成本300美元之間，美元和500.HowevermetalAGARD-Bmodels（40Cr合金材料）花了三個月的設計和制造，成本1500元左右。因此，設計技術降低制造成本和時間大大。此外，在這項研究的時間，不同的設計方法和制造輕量級模型的模式進行了轉換的翅膀輕量級模型，所以滿意的優(yōu)點是方便基于RP技術的SL模型制作的部分。每個模型的RP制造成本是$100和$ 150之間，轉換到風洞模型是200美元左右，而平衡適配器售價為100美元。所提出的成本大多是由引號一些次要的來源，如RP模型設計和后加工等專門在RP組件 制造業(yè)。應當指出的是，最新報價輕量級的RP模型轉換到高速風洞模型，包括模型設計，制造使用光聚合物樹脂和金屬材料，是為400元的平衡適配器（50美元和350元的模型零件和勞動力轉換模型）。模型設計引述服用一個星期。在此之后，隨著標準RP的輕量級模型制作，風洞5個工作日內(nèi)模型可以在一個星期內(nèi)建造。 7。結論和未來工作 初步設計和制造混合動力的研究基于RP的輕量級模型的高速風洞測試已進行實際驗證混合輕量級AGARD-B型。它采用的方法內(nèi)部的金屬框架和外光聚合物樹脂制作混合輕量級測試模型的配置降低模型重量和提高固有頻率該模型支持系統(tǒng)，以避免共振的可能性之間的模型，氣流，風隧道和支持系統(tǒng)。此外，該方法將導致模型設計減少制造周期和成本。驗證測試結果表明，混合模型顯示一些承諾制造高速風洞飛機試驗模型。然而，這種現(xiàn)象可以發(fā)現(xiàn)，混合模式基于RP有高氣動有些僵硬短缺高轉速下的負荷和變形的混合模型，特別是瘦如翼尖組件，導致一些空氣動力特性的差異。因此，混合模型的變形將是一個關鍵的任務今后的工作。 - 設計 論文 畢業(yè) 任務書 一、題目 機械設計制造及其自動化 二、指導思想和目的要求 畢業(yè)設計是學生在校期間進行最后一次理論結合實際的較全面和基本的訓練，是對幾年來所學知識的系統(tǒng)運用和檢驗，也是走向工作崗位之前的最后一次的過渡性練兵。 通過這次畢業(yè)設計要求達到以下基本目的： 1）鞏固、加強、擴大和提高以往所學的有關基礎理論和專業(yè)知識。 2）培養(yǎng)學生綜合運用所學的知識以解決實際工程問題的獨立工作能力，并初步掌握機械裝備或部件設計的思想、設計程序、設計原則、步驟和方法。 3）培養(yǎng)學生使用有關設計規(guī)范、手冊、參考文獻以及分析計算、繪圖和編寫設計說明書等項能力的基本技能訓練。 對本次畢業(yè)設計的基本要求是： 設計者必須充分重視和熟悉原始資料，明確設計任務，在學習和參考他人經(jīng)驗的基礎上，發(fā)揮獨立思考能力，創(chuàng)造性地完成設計任務；合理利用標準零件和標準部件，非標準件應滿足工藝性好、操作方便、使用安全等要求，降低成本提高效益；繪制圖紙應符合國家標準，各項技術要求和尺寸標注應符合規(guī)范，說明書論述要充分，層次清楚，文字簡潔，計算步驟正確。 三、主要技術指標 輸送鏈的牽引力F/KN： F=8kN 輸送鏈的速度v/(m/s)： V=0.5m/s 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm d=399mm 設計工作量： 設計說明書1份 減速器裝配圖1張 零件工作圖1～3張 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為5% ，鏈板式輸送機的傳送效率為0.95。 四、進度和要求 1. 熟悉題目背景、查閱相關資料、復習有關知識；查找與課題相關的英文資料并翻譯成中文；完成開題報告。 寒假 2. 確定主要技術參數(shù)：進行參數(shù)計算，確定原動機型號； 第1-2周 3. 繪制裝配草圖，并對重要零件（如軸、軸承等）進行工作能力校核； 第3-5周 4. 繪制傳動部件裝配圖； 第6-8周 5. 繪制非標準件零件圖； 第9-11周 6. 撰寫說明書初稿； 第12-13周 7. 修改說明書，準備答辯。 第14周 5、 主要參考書及參考資料 [1]陳作模.《機械原理》[M].高等教育出版社,2011. [2]劉鴻義.《材料力學》[M].第四版.上海科學技術出版社,2009. [3]吳宗澤.《機械設計》[D].高等教育出版社,2011. [4]趙康.《機械設計課程設計手冊》[D].華中科技大學出版社,2005. [5]劉朝儒.《機械制圖》[J].高等教育出版社,2007. [6]徐學林.《互換性與測量技術基礎》[D].湖南大學出版社,2012. [7]張建中.《機械設計基礎》[M].中國礦業(yè)大學出版社,2011. [8]鄧方英.《金屬工藝學》[M].高等教育出版社,2006. [9]劉興.《金屬學與熱處理原理》[M].哈爾濱工業(yè)大學出社,2013. 摘要 齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的二級錐齒輪圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調質），硬度約為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質材料。 關鍵詞：鏈式輸送機；錐齒輪；軸、軸承； I ABSTRACT Gear is a wide range of applications, and a particularly important form of mechanical transmission, which can be used for any axis in space to pass between the movement and power, is currently gearing gradually to small, high-speed, low noise, high reliability Hardened technical direction and development of stable and reliable gear with the transmission, high transmission efficiency (typically up to 94% and high precision cylindrical gear up to 99%), transmission power range (from the meter gear small power transmission to large machinery and tens of thousands of kilowatts of power transmission) speed range (speed of the circumference of gear from 0.1m / s to 200m / s or higher, the rotational speed or higher from 1r/min to 20000r/min ), compact, and easy maintenance. Therefore, it is in a variety of mechanical equipment and instrumentation is widely used. This is a typical design of a cylindrical gear reducer gear. One small gear material 40Cr (quenched), the hardness is about 240HBS, gear material is 45 steel (quenched and tempered), hardness of about 215HBS, gear accuracy grade 8 level. Shafts, bearings, keys are made of steel material. KEY WORDS: reducer; gear; shafts, bearings; key; coupling  目 錄 第一章 緒論 ………………………………………………………………………6 1.1 分析和擬定傳動方案………………………………………………………6 1.2方案的確定及優(yōu)缺點分析…………………………………………………7 第二章 電動機的選擇與傳動比的分配 …………………………………………7 2.1 電動機的選擇計算…………………………………………………………7 2.2 計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比………………………………8 2.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)……………………………………8 第三章 鏈傳動的設計計算 ………………………………………………………9 3.1選擇鏈輪齒數(shù)…………………………………………………………………9 3.2確定計算功率…………………………………………………………………9 3.3 確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距a0，取定鏈節(jié)數(shù)Lp…………………10 3.4 求作用在軸上的力…………………………………………………………10 3.5 選擇潤滑方式………………………………………………………………10 第四章 齒輪的設計計算 …………………………………………………………10 4.1 圓柱斜齒輪的設計 ………………………………………………………11 4.2 錐齒輪的設計 ……………………………………………………………14 第五章 軸的設計計算與校核 ……………………………………………………17 5.1高速軸的設計………………………………………………………………17 5.2中間軸的設計………………………………………………………………21 5.3低速軸的設計………………………………………………………………26 第六章 軸承的計算與校核 ………………………………………………………30 6.1 軸承1的計算與校核………………………………………………………30 6.2 軸承2的計算與校核………………………………………………………31 6.3 軸承3的計算與校核………………………………………………………31 第七章 箱體的設計………………………………………………………………32 第八章 鍵的選擇…………………………………………………………………34 第九章 潤滑與密封………………………………………………………………35 參考文獻……………………………………………………………………………36 致謝信………………………………………………………………………………37 畢業(yè)設計小結………………………………………………………………………38 附錄…………………………………………………………………………………39 VIII 第一章 緒論 1.1 分析和擬定傳動方案： 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不 同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。眾所周知，齒輪傳動的傳動裝置由電動機、減速器、鏈傳動三部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。 1.2 方案的確定及優(yōu)缺點分析 1.在高速端應用圓錐齒輪，可以減小錐齒輪的尺寸，減小其模數(shù)，降低加工難度。 2.在輸出端，即低速端采用鏈傳動，因為鏈傳動的瞬時傳動比是變化的，引起速度波動和動載荷，故不適宜高速運轉。 3.在高速輸入端應用聯(lián)軸器，結構緊湊，但啟動電動機時，增大了電動機的負荷，因此，只能用于小功率的傳動。 4.由于V帶的傳動工作平穩(wěn)性好，具有過載保護作用并具有緩沖吸振能力，所以選用V帶傳動。 5.圓錐齒輪傳動結構緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高，所以減速器選擇圓錐與圓柱齒輪。  第二章 電動機的選擇與傳動比的分配 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡單和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量和轉速、確定具體型號。按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉三相異步電動機。 2.1電動機的選擇計算： 工作機的有效功率為： Pw =FwVw /=8*0.5/0.95=4.211kw 從電動機到工作機間的總效率為： ∑=1·2·345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877 式中，1為聯(lián)軸器效率0.99，2為錐齒輪效率（7級）0.97，3圓柱齒輪的效率（7級）0.98，4567為角接觸球軸承的效率0.99，8滾子鏈傳動效率0.96。 所以，電動機所需工作功率為pd ==4.211/0.877= 4.802KW 選擇電動機的類型 ： 電動機額定功率pm＞pd 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，比較Y132M1-4與Y112M-4兩電動機，其中pm=5kw，符合要求，但后者容易制造且體積小。故選Y112M-4。 由此選擇電動機型號：Y112M1-4 電動機額定功率pm=5kN,滿載轉速nm=1440r/min 工作機轉速nw=60*V/(pi*d)=28.570r/min 電動機型號 額定功率 滿載轉速 起動轉矩 最大轉矩 Y112M—4 5 1440 2.2 2.3 2.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 ： 總傳動比：鏈傳動比6。取鏈傳動的傳動比為4.5，則整個減速器的傳動比為 ：I總==nm/nw=1440/28.570=50.403 =I總 / 4.5=11.201 分配傳動比：= 高速級圓錐齒輪傳動： =3.2 中間級圓柱齒輪傳動比： =3.5 2.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) ： 各軸的轉速 ： Ⅰ軸: n1=1440 r/min Ⅱ軸: n2=1440/3.2=450r/min Ⅲ軸: n3=128.571 r/min 鏈輪的轉速：n4=28.571 r/min 各軸的輸入功率 ： Ⅰ軸: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw Ⅱ軸: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw Ⅲ軸: p3= p2*3*5=3.689kw 各軸的輸入轉矩 ： 電動機軸的輸出轉矩：Td=9.55×10×4/1440=26.5N.m Ⅰ軸: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m Ⅱ軸: T2=9550*p2/n2=80.7N·m Ⅲ軸: T3=9550*p3/n3=274.012N·m  第三章 鏈傳動的設計計算 3.1由3.2知鏈傳動速比：　i=4.5 輸入功率： p=3.689KW 　　選小鏈輪齒數(shù)z1=17。 　　大鏈輪齒數(shù) z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合適。 3.2確定計算功率 : 　　已知鏈傳動工作時有輕微振動，選kA =1.0，設計為雙排鏈取kP=1.75, 由主動鏈輪齒數(shù)Z=17，查主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，取kZ=1.55計算功率為 : 　　　　　 Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW 3.3確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距a0，定鏈節(jié)數(shù)Lp 由計算功率Pca和主動鏈輪轉速n3=128.571r/min，選用鏈條型號為:16A，確定鏈條節(jié)距p=25.4mm。 初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。 　　　　　　　　?????? ????????? 　　　　　　　　　=78.7+46.5+2.8=128 　　 取Lp =128節(jié)(取偶數(shù))。 鏈傳動的最大中心距為a=f1×p[2Lp-(z1+z2)] 由(Lp-z1)/(z2-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查得f1=0.24312. a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm 3.4求作用在軸上的力 : 　　平均鏈速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s 　　工作拉力　:　F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N 　　工作時有輕微沖擊，取壓軸力系數(shù) : KFP=1.15 　　軸上的壓力　:　Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N 3.5選擇潤滑方式 : 　　根據(jù)鏈速v=0.925m/s，鏈節(jié)距p=25.4mm，鏈傳動選擇滴油潤滑方式。 　　設計結果：滾子鏈型號16A -2×128GB1243.1-83，鏈輪齒數(shù) z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，壓軸力Fp =5502.4N。  第四章 齒輪的設計計算 齒輪傳動是應用最廣泛的一種傳動形式，其傳動的主要優(yōu)點是：傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證傳動比恒定，齒輪的設計主要圍繞傳動平穩(wěn)和承載能力高這兩個基本要求進行的。 4.1 圓柱直齒輪的設計 4.1.1選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) : 由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS，精度7級。 取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 : 計算公式：d1t T1=80.7N·m 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96 N2= N1/4=3.09 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 : 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 : []=0.95×600=570 Mpa []2=0.98×550=539 Mpa 取[]為537.25 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t: d1t =59.624mm 計算圓周速度V : V=0.335m/s 計算齒寬B： B=* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 計算齒寬與齒高之比： 模數(shù)：mn= d1t /z1=3.138 齒高：h=2.25 mn =7.061mm b/h=7.60 算載荷系數(shù) : 根據(jù)v 、7級精度 由圖可得動載系數(shù)=1.1。直齒輪==1.0 查表得使用系數(shù)=1.25， Kv=1.866 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 : 69.58mm 計算模數(shù)mn: 4.1.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式是 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82 =0.85; 計算彎曲疲勞許用應力: 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 : 292.86 Mpa 238.86 Mpa 計算載荷系數(shù)K : 1.25×1.05×1×1.3=1.706 查取齒形系數(shù) : 得2.85， 2.22 查取應力校正系數(shù) : 得 1.54 1.77 計算大小齒輪的并加以比較 : 0.01498 0.01645 由上只大齒輪的數(shù)值得 設計計算mn : =2.39 按圓柱直齒輪的標準將模數(shù)mn圓整為2.5 27 4.2×27=113 4.1.4 幾何尺寸計算 : 計算中心距a : a=（d1+d2）/2=175mm 計算分度圓直徑 d1=z1 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm 計算齒輪寬度：b=d1=60.75mm 取小齒輪寬度B1=60mm，取大齒輪寬度B2=65mm。 4.2 錐齒輪 4.2.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) 由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS，精度8級。 選取齒數(shù)：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77 4.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計： 計算公式：d 2.92× T1=26.2625N·mm 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 N2= N1/3.2=1.296 取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9，KHN2=0.95 由表查得: 軟齒面齒輪,對稱安裝,取齒寬系數(shù)=1/3 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得： []=0.9×600=540 Mpa []2=0.95×550=522.5 Mpa []為[][]2中的較小值[]=522.5 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t 對于直齒錐齒輪 ： d1t 2.92× =53.29mm 計算圓周速度V ： V= 計算載荷系數(shù) : 查表得， 的值 使用系數(shù)，查得=1.25，動載荷系數(shù)，查得=1.18。齒間載荷分配系數(shù)==1.5KHbe軸承系數(shù)KHbe查得KHbe=1.25。 得==1.5×1.25=1.875 1.25×1.18×1×1.875=2.766 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得: 68.2112mm 4.2.3按齒根彎曲強度設計 : 彎曲強度的設計公式是: 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 =0.88; 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 303.57 Mpa 238.86 Mpa 計算載荷系數(shù)K 2.766 查取齒形系數(shù) 得2.65， 2.226 查取應力校正系數(shù)。 得 1.58 1.764 計算大小齒輪的并加以比較 算得 0.01379 0.01644 由上知大齒輪的數(shù)值大 設計計算mn =1.8959 按圓錐齒輪的標準將模數(shù)mn圓整為2 分度圓直徑=2×=68 i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2 得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模數(shù)m=/Zv1=2 大端模數(shù)m=mn/(1-0.5)=2.4 取大端模數(shù)2.5 分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù)m=2，小齒輪齒數(shù)Zv1=34 分度圓直徑dv1=68 平均模數(shù)mn=2 端面模數(shù)m=2.5 小齒輪齒數(shù)Z1=Zv1×cos＆1=32.45 取32 分度圓直徑dm1=dV×cos＆1=64.9 d1= dm1/(1-0.5×0.333)=77.88 大齒輪的參數(shù)：Z2= Z1×i=102.4,取Z2=102 d2= d1×i=249.216 錐距R=131.125mm 齒寬B=43mm 齒頂高 ha=m=2.5mm 齒根高 hf=3.125 齒根角 θf tanθf=hf/R=3.125/131.125 θf=1°30′ 分錐角＆1=17°21′17″ ＆2=72°38′43″  第五章 軸的設計計算與校核 軸主要用來支撐作旋轉運動的零件，如鏈輪、帶輪，以及傳動運動和動力。本減速器有三 根軸，根據(jù)設計要求，設計具體步驟、內(nèi)容如下： 5.1高速軸的設計 齒輪機構的參數(shù)：Z1=32，Z2=102. 軸上功率: p=3.96 KW 轉速: n=1440 r/min 轉矩：T≈26.2625 N.m 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 17.64 mm 最小端與聯(lián)軸器相連，聯(lián)軸器的轉矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm 選取H×2,公稱轉矩：160N.M，半聯(lián)軸器的孔徑=30 mm。長度L=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長度L1=25mm 6.1.1軸的結構設計: 軸的結構設計主要有三項內(nèi)容：(1)各軸段徑向尺寸的確定；(2)各軸段軸向長度的確定；(3)其他尺寸﹙如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等﹚的確定。 擬定草圖如下： 徑向尺寸的確定: 從軸段d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。d2=25mm，d3與軸承內(nèi)徑相配合，所以d3=30mm，由于軸承右端定位d4=36， d5=d3=30mm，d6=25mm。 軸的軸向尺寸的確定: 從軸段L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm 5.1.2軸的強度校核(第一根軸) 計算齒輪受力:彎扭組合圖如下： 齒輪切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力：=Ft×tan20×cos＆1=249.25N 軸向力：=×tan20×sin＆1=75.41N 計算支反力和彎矩并校核： 垂直平面上：=348 N 向上 =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 水平面上: =1243N 向上 =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平彎矩如圖： 求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫出轉矩T圖: T=26262.5 N·mm 校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù)W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=13.85 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調質處理。得=60 MP <安全。 5.1.3精確校核軸的疲勞強度： 判斷危險截面為：Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ；其中最危險的截面為Ⅳ 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=1064.8mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=2129.6mm3 彎矩M及彎曲應力為M=31488N.mm =M/W=20.15 MP 扭矩T及扭轉切應力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66 又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6，故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-1)=1.396 尺寸系數(shù)a=0.95，扭轉尺寸系數(shù)b=0.925 軸按磨削加工，表面質量系數(shù)a=t=0.92 綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.01 Kt= kt/t+1/t-1=1.596 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.1, t=0.05 計算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814>1.5安全 故該軸在最危險截面也是安全的，此截面的左側直徑大，其他情況相同，故安全。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 5.2中間軸的設計 5.2.1已知參數(shù)： 軸上功率: p=3.81 KW 大錐齒輪的齒數(shù)z1=102 小圓柱齒輪的齒數(shù)z1=19, 對應的大齒輪齒數(shù)z2=80 轉速: n=450 r/min 轉矩：T=80700 N.mm 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 25.83 mm 根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合，取7206C型，故選取=30 mm。 計算齒輪圓周速度： 0.7065<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.2.2軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內(nèi)容：(1)各軸段徑向尺寸的確定；(2)各軸段軸向長度的確定；(3)其他尺寸﹙如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等﹚的確定。 擬定草圖如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故d2=36mm， 固定軸肩d3=42mm，d4=36，與第一段相同d5 =30mm?？芍溯S為對稱結構。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm 5.2.3軸的強度校核(第二根軸) 計算齒輪受力 受力分析圖如下： 圓錐齒輪： 齒輪切向力:1=2T/dm1=809N 徑向力：1=Ft×tan20×cos＆2=75.41N 軸向力：1=×tan20×sin＆2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力:2=2T/dm2=2390N 徑向力：2=Ft2×tan20/cos＆2=870N 計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上：=725.4N 向下 =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖： (b)水平面上: =1782.6N 向上 =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩圖如下： (c)求合成彎矩: M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫出轉矩T圖: T=80700N·mm (e)校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. =（M2+(aT/2w)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù)W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=36.581 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調質處理。得=60 MP <安全。 5.2.4精確校核軸的疲勞強度： 由上知，截面Ⅳ為危險截面，有因此截面左側的直徑小，所以校核左側截面。 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=2700mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d=5400mm3 彎矩M及彎曲應力為 : M=67360N.mm =M/W=24.95 MP 扭矩T及扭轉切應力 : T=80700N.mm t=T/WT=14.94 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at，查得aa=2.0，at=1.31,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.76，qt=0.6 故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-1)=1.186 尺寸系數(shù)a=0.85，扭轉尺寸系數(shù)b=0.9 軸按磨削加工，表面質量系數(shù)a=t=0.92，軸未經(jīng)表面強化處理，即 a =1， 綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.05 Kt= kt/t+1/t-1=1.407 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08 計算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=5.376 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 5.3低速軸的設計 5.3.1已知參數(shù)： 軸上功率: p=3.689 KW 轉速: n=107.141 r/min 轉矩：T≈328850N.mm 鏈輪的分度圓直徑d=138.19mm，齒數(shù)z=19； 齒輪轂長離外壁10mm，總長54mm。 鏈輪軸受到的軸向力F=5502.4N 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號為7210C，故選d1=50 mm。 計算齒輪圓周速度： 0.28<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.3.2軸的結構設計： 草圖擬定如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段d1=50 mm開始， 軸承的軸肩軸向固定取d2=54mm， 對齒輪起軸向定位作用d3=58mm，與第一段相同d4=50mm， d5=48mm ，d6 =45mm。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm 軸的強度校核(第三根軸)： 計算齒輪受力：受力圖如下： 齒輪切向力: =2T/dm1=5502.4N 徑向力：=Ft×tan20/cos=870N 軸向力：=×tan=2390N 5.3.3計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上彎矩圖如下： =2874.55N 向下 =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 彎矩圖如下： =1529.86 N 向上 =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm (d)校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6 =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù)W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=52.39 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調質處理。=60 MP <安全。 5.3.4精確校核軸的疲勞強度： 判斷軸承的右端面為危險截面，故只校核右截面。 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=22118.4mm3 彎矩M及彎曲應力為 : M=572249.6N.mm =M/W=51.744 MP 扭矩T及扭轉切應力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at，查得aa=1.72，at=1.09,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為：qa=0.8，qt=0.82 故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-1)=1.035 尺寸系數(shù)a=0.72，扭轉尺寸系數(shù)b=0.85 軸按磨削加工，表面質量系數(shù)a=t=0.92，軸未經(jīng)表面處理，即取=1. 綜合系數(shù)Ka=ka/a+1/a-1=2.268 Kt= kt/t+1/t-1=1.307 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08 計算安全系數(shù)Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316＞1.55安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。  第六章 軸承的計算與校核: 6.1 軸承1的計算與校核: 第一對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1.查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =1290.8N F2=444.9N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4.計算Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.18348000h 6.2 軸承2的計算與校核: 第二對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1.查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =1924.5N F2=1418N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N 4.計算Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數(shù):fp=1.1 9. 10.計算軸承的壽命: Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=40487.6h 11.結論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時更換 =23KW =15KW F1 =1924.5N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0 >e1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6h<48000h 6.3軸承3的計算與校核: 第二對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7221C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =3256.3N F2=9286.86N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N 4.計算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數(shù):fp=1.1 9. 10.計算軸承的壽命: Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=11457.96h 11.結論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時更換 =42.8KW =32KW F1 =3256.3N F2=9286.86N Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 e1=0.476 e2=0.476 Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0 >e1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2>P1 40487.6h<48000h  第七章 箱體的設計 箱體是減速器的一個重要零件,它用與支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動件的齒合精度,使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封.箱體的形狀較為復雜,其重量約見減速器的一半,所以箱體結構對減速器的工作性能加工工藝材料消耗重量及成本等有很大的影響.箱體結構與受力均較復雜,目前尚無成熟的計算方法.所以,箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵QT400-18,,,=18﹪,布氏硬度130～180HBS ,根據(jù)工作條件的要求,箱體各尺寸如下: 名稱 符號 尺寸關系 取值 箱座壁厚 0.0125（dm1+dm2）+1mm≥8mm 8mm 箱蓋壁厚 (0.80～0.85)≥8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 1.5 12mm 箱座凸緣厚度 1.5 12mm 箱底座凸緣厚度 2.5 20mm 地腳螺釘直徑 0.018（dm1+dm2）+1mm≥12mm 12mm 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75 10mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 (0.5～0. 6) 8mm 聯(lián)接螺栓的間距 150～200 150 軸承端蓋螺栓直徑 (0.4～0.5) 6mm 視孔蓋螺栓直徑 (0.3～0.4) 4mm 定位銷直徑 (0.7～0.8) 6mm 至外箱壁距離 查手冊 16mm 至凸緣邊緣距離 查手冊 14mm 軸承旁凸臺半徑 14mm 凸臺高度 根據(jù)低速齒輪軸承座外徑確定,便于扳手操作為準. 30mm 外箱壁至軸承座端面距離 36mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 18mm 箱蓋/箱座肋厚 , 8.5mm  第八章 鍵的選擇與校核 選用A型鍵,鍵1即與聯(lián)軸器配合的鍵:因該軸段軸的直徑d=30mm,所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm,長度L=25mm,鍵所在軸的深度t=5mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.25mm.鍵2即與小圓錐齒輪配合的鍵:該軸段軸的直徑d=25mm,所以查手冊得,鍵寬b=8 mm,鍵高h=7mm,長度L=20mm,鍵所在軸的深度t=4.0mm, 輪轂深度t1=3.3mm, 圓角半徑r=0.16mm.鍵3即大錐齒輪配合的鍵:該軸段的直徑d=36mm, 所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm, 長度L=28mm, 鍵所在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.3mm. 鍵4即小圓