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设计说明书


大连大学大连大学

学生毕业设计(论文)



目: 数控车床排屑机构设计

学生姓名: 学 号:





11422009 机 械 工 程 学 院 机械设计制造及其自动化 机英 112 王 淑 芬 教 授

所在

院(系): 专 班 业: 级:

指导教师: 职 称:

2015 年 5 月 4 日 大连大学教务处制

大连大学本科毕业设计(论文)





摘 要
我的毕业设计题目是数控机床排屑机构设计,包括电动机的选择,带传动设 计,减速器的设计,链传动的设计,排屑机构外形的设计。设计思路是从排屑机 的性能和动作要求入手,并以国内的质量和技术性能接近设计要求的排屑机为基 础,研究国外的先进机型,设计出市场需求的以经济为第一设计原则的适用于数 控机床的排屑机构。经过认真地设计计算,查找资料撰写设计论文。 本文的排屑机构,它是针对市场的需要而设计的, 从而能有效地满足当今市场 上对排屑机构的需求,它具有如下的优点:传动平稳,传动效率搞,生产效率高, 劳动强度低,产品质量好,经济性好,人性化等优点。

关键词 数控机床,排屑机构,机械系统

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大连大学本科毕业设计(论文)

ABSTRACT

ABSTRACT
My graduation project is the subject of CNC machine tools Paixie design,

including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Paixie design ideas from the machine's 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.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 advantages

Key words CNC machine tools, Paixie devices, mechanical systems

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大连大学本科毕业设计(论文)

目录

目 录
摘 要· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · II ABSTRACT · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · II 1 绪 论 ................................................................................................................ 1 1.1 论文 (设计) 工作的理论意义和应用价..........................................................1 1.2 目前研究的概况和发展趋...........................................................................................1 系统总体方案的确定................................................................................................3 2.1 设计思想 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·3 2.2 初选电机减速器系统方案 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 3 2.3 输送处传动系统的确定· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 4 2.4 系统总体方案的确定 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 4 电动机的选择 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·6 3.1 电动机类型选择 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·6 3.2 电动机功率的选择· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·6 3.4 确定电动机型号· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·6 V 带的设计计算 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·7 4.1 传动比的分配· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·7 4.2 各轴的转速、功率和转矩· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·7 4.3 带传动方案的确定 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·8 4.4 带传动设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·8 4.5 带轮的结构设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 10 减速器的设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 12 5.1 齿轮的设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 12 5.1.1 高速级齿轮设计计算: · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 12 5.1.2 低速级齿轮设计计算 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 16 5.2 轴的设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 20 5.2.1 低速轴(轴 3)的设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 20 5.2.2 中间轴(轴 2)的设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 22 5.2.3 输入轴(轴 1)的设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 23 5.3 轴的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 24 5.3.1 输出轴(轴 3)的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 24 5.3.2 中间轴(轴 2)的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 26 5.3.3 输入轴(轴 1)的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 28 5.4 轴承的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 30 5.4.1 输入轴上轴承的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 30 5.4.2 中间轴的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 31 5.4.3 输出轴上轴承的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 33 5.5 键的选择和校核· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 34 5.5.1 输入轴上联轴器处的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 34 5.5.2 中间轴上的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 34 5.5.3 输出轴上的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 35 5.6 减速器箱体的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 35
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大连大学本科毕业设计(论文)

目录

6 链传动设计的计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 38 6.1 链传动方案的确定· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 38 6.2 链传动的设计计算· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 38 6.3 链轮的结构设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 40 6.3.1 主、从动轮设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 40 6.3.2 惰轮设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 43 6.4 链的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 45 6.5 刮板链的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 46 6.6 链轮轴的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 48 6.6.1 各轴的转速,功率和转矩 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 48 6.6.2 轴 4 的设计计算 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 48 6.6.3 轴 5 的设计计算 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 50 6.6.4 轴 6 的设计计算 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 51 6.7 轴的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 52 6.7.1 轴 4 的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 52 6.7.2 轴 5 的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 53 6.7.3 轴 6 的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 55 6.8 轴承的校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 56 6.9 键的选择和校核 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 57 6.9.1 轴 4 上联轴器处的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 57 6.9.2 轴 4 上链轮处的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 57 6.9.3 轴 5 上链轮处的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 58 6.9.4 轴 6 上链轮处的键 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 58 7 排屑机构箱体的设计 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 60 8 排屑机构的保养与维护 · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 61 8.1 排屑机构的保养· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 61 8.2 排屑机构的维修· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 61 结 论· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 62 参 考 文 献· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 63 致 谢· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · 64

III

大连大学本科毕业设计(论文)

1 绪论

1 绪 论
1.1 论文(设计)工作的理论意义和应用价值
排屑机构的主要作用是将切屑从加工区域排出到数控机床之外。另外,切屑 中往往混合着切削液,排屑机构必须将切屑从其中分离出来,送入切屑收集箱或 小车里,而将切削液回收到冷却液箱。因此,排屑机构在数控机床、加工中心等 要求高效率的机械,具有有较高的使用性能和社会性能。

1.2 目前研究的概况和发展趋势
排屑机构,是随着切削加工机床、加工中心的进步而进步的。但是长期以来, 重主机、轻配套的状况使得排屑机构处理技术及其设备发展迟缓。80 年代始,重 主机轻配套的状况引起了机床工具行业的注意,促使排屑机构处理技术及其设备 在此后的 20 多年里得到长足的发展。 排屑机构的发展趋势 在总结目前国内外排屑机构的发展现状的情况下, 当前 排屑机构还有着以下 的几点趋势: 1.复合型排屑机的需求将会大幅度增加。复合型排屑机有很多优点:( 1), 能 处理复合式加工所产生的任何形态之铁屑;(2),不论是长短屑还是金属粉 屑都能完全处理;(3),具有大量处理切屑液之过滤系统,过滤精度 50 μ m; (4),可用于各 型机床,中心加工机,钻孔机,龙门式加工机,特殊专用加工 机等小屑量排屑。 未来几年内,复合型排屑机将具有广泛的应用。 2. 易维修排屑机将大量增加。由于一般排屑机构属于辅助性生产设备,不易 维修,保养维护机会较少,经常是出现小毛病时无人注意,出大毛病无法运转时 才去修理,影响整条生产线的正常工作。 故易维修排屑机将是一种趋势。3.在环 保、节能方面,今后在排屑机的设计及制造中应引起各制造企业的足够 重视。这 方面要做好以下几点:(1)排屑机的装机功率,减少工作中的能量损失。(2) 提高密封质量,减少油垢、切削夜等对环境的污染。(3)减少噪声, 对大的噪 声源进行隔离和封闭。

1

大连大学本科毕业设计(论文)

2 系统总体方案的确定

2 系统总体方案的确定
2.1 设计思想
本课题是以机器经济性好、人性化设计、环境友好性好、可靠性高、寿命长、 结构简单、易于维修等为设计思想。

2.2 初选电机减速器系统方案
系统方案图如下:

(a)为带传动--涡轮涡杆减速器系统

(b)为带传动--二级圆柱圆锥减速器系统

(c)为联轴器--二级圆柱斜齿轮减速器系统 (d)为带传动--二级圆柱斜齿轮减速器系统 图 2.1 电机减速器系统方案

方案评价:
2

大连大学本科毕业设计(论文)

2 系统总体方案的确定

(a)方案为整体布局最小,传动平稳,而且可以实现较大的传动比,但是由 于涡杆传动效率低,功率损失大,很不经济。(b)方案布局比较小,但是圆锥齿 轮加工较困难,特别的是大直径,大模数的锥轮,所以一般不采用。 (c) 方案中 减速器选择合理,但本设计是用于数控机床的小型排屑机构,工作速度很低,实 用联轴器不利于减速,会增加减速器的成本,不够经济。 最终确定方案为(d)方案。 该方案的优缺点: 该工作机有轻微振动, 由于 V 带有缓冲吸振能力, 采用 V 带传动能减小振动 带来的影响,而且利于减速,还能起过载保护的作用,并且该工作机属于小功率、 载荷变化不大,可以采用 V 带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高, 大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用 最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常 布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均 现象。电动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠, 此外还结构简单、成本低、传动效率高。

2.3 输送处传动系统的确定
(a)带传动 (b)履带传动 (c)链传动 方案评价: (a)方案成本较低,但是防腐蚀性不强。(b)履带主要用在坦克等触地设 备,在此处用履带传动很不经济。(c) 方案中链传动选择合理。 最终确定方案为(c)方案。 该方案的优缺点: 链传动的传动比准确,传动效率较高;链传动对轴的作用力较小;链传动的 尺寸较紧凑;链传动对环境的适应能力较强;链条的磨损伸长比较缓慢,张紧调 节量较小。

2.4 系统总体方案的确定
方案为:电动机——带传动——减速器——链传动 如下图:

3

大连大学本科毕业设计(论文)

2 系统总体方案的确定

减速器 带传动

链传动

电动机

图 2.2 系统总体方案

4

大连大学本科毕业设计(论文)

3 链传动设计的计算

3 链传动设计的计算
3.1 链传动方案的确定
主动轮 从动轮

惰轮

图 3.1 链传动布置图

3.2 链传动的设计计算
1 根据链传输机构的布置由已知条件链传动机构承受铁屑 100 公斤力,即 1000N,链的运动速度为 3m/min,由于传动机构还受链条受摩擦力 f 和刮板的重 力分量 F1

3.2.1 排屑量的确定
排屑机构的排屑量应根据机床的排屑量 Q1 和最大排屑量 Q2 来确定, 应满足下 式:

Q实 ? 60F0V?? C ? Qmax (t / h)
式中: Q实 ——实际排屑量

(t / h )
? Q1 , Q2 (t / h)
2

Qmax ——额定排屑量, Qmax
F0

——刮板行进方向上的投影面积( m )

对角钢型刮板: F0

? V1 ,V2 (m / min)
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3 链传动设计的计算

? ——填充系数

?

——渣的比重( t

/ m3 ) 。 固 态 渣 : ? ? 0 . 8 ~ 1 . 0 ;液态渣:

? ?1.2 ~ 1.4
C ——倾斜角修正系数(根据实际取 C=0.6) 根据实际情况,实际排渣量得:

Q 实=60F0φγVC=60* (1.746*0.25) *2.5*0.6*1.3*0.8=40.8 (t/h) ≥20 (t/h)(额定)

3.2.2 刮板链条牵引力计算 (1)基本参数 链环自重 双链自重 刮板间距 挂板尺寸 刮板自重 12.95kg/m; 25.9kg/m; 50.8mm

200mm ? 40mm ? 2mm ;
125.6g/个;

刮板的底板的摩擦系数

K1 ? 0.3 (按静摩擦系数考虑)
屑的底板的摩擦系数

K2 ? 0.3 (按静摩擦系数考虑)
爬填角度 刮板速度 正常 1.7m/min 最大 3.4m/min 排屑量 正常 2t/h 最大 3t/h
35?

39

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3 链传动设计的计算

导向轮转动摩擦阻力 f=100N (2)平面分布量 排屑机链条的牵引力采用逐点法计算,如图 3.1 所示。

各段长度为:

x3 ? x 7 ? 14mm
x 8 ? x6 ? 1 (4000 ? 2 ? 54.48 ? ??14) ? 1931.52mm 2

取: x8 ? 931.52mm??x6 ? 1000mm

(3)张紧力计算 FCJ ,N

FCJ ? P ? X 8 / sin a
式中: P——刮板链条自重,13.0kg/m;

L8 ——931.52mm
a——a= 35?

FCJ ? P ? LAB / sin a ? 130 ? 0.93152 ? sin35? ? 120.9 / 0.57 ? 210.2N
(4)逐点张力计算 FB FC ??????FL , N

FB ? FCJ ? P ? LAB ? cos35?? K1 K1 ? 0.3

FB ? 210.2 ? 130 ? 0.93? 0.819 ? 0.3 ? 240N

FC ? FB ? f ? 240 ? 100 ? 340N
FD ? FC ? P ? L6 ? K1 ? 340 ? 130 ?1? 0.3 ? 379N

FE ? FD ? f ? 379 ? 100 ? 479N
FF ? FE ? P ? L6 ? 479 ? 130 ?1 ? 609N

FG ? FF ? f ? 609 ? 100 ? 709N
40

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3 链传动设计的计算

FH ? FG ? P ? L8 ? 709 ?130 ? 0.93 ? 588N

FI ? FH ? f ? 588 ? 100 ? 688N
FJ ? FI ? P ? LIJ K1 ? P2 ? LIJ K2
式中: P2 ——按 0.6m 深的渣考虑载荷。

P2 ? 0.6 ? 0.93? 0.3 ? 0.167t / m ? 167kg / m
FJ ? FI ? P ? LIJ K1 ? P2 ? LIJ K 2 ? 688 ? 130 ? 0.93 ? 0.3 ? 167 ? 0.93 ? 0.3 ? 688 ? 36.27 ? 46.59 ? 770.86N

FK ? FJ ? f ? 770.86 ? 100 ? 870.86N

FL ? FK ? P ? LKL K1 ? P 3 ? LKL cos aK2 ? P ? LKL sin a ? P 3 ? LKL sin a
P 3 ? 20000/(60 ?1.7) ? 208kg/m

FL ? 870.86 ? 130 ?1? sin 35?? 0.3 ? 208 ?1? cos35?? 0.3 ? 130 ?1? sin 35? ?208 ?1? sin 35? ? 870.86 ? 22.23 ? 51.11 ? 74.1 ? 118.56 ? 1136.86N
爬坡处张力最大为:

FL ? 1136.86N
F ? FL ? FCJ ? 100 ? 1136.86 ? 210.2 ?100 ? 1026.66N
(5)最大扭矩计算 Tmax ,Nm

Tmax ? Fmax ? R
Fmax ? FL max ? FCJ ? 100 ?? 1136.86 ? 2102 ? 100 ? 1026.66N
T ? 47.75N.m
由已知条件得出传动机构总的载荷为 F=f+F1+1000 设所选链型号为 08A ,p=12.7mm ,单排质量 q=1.50 kg/m,总长度为 4m。 刮板尺寸为:200mm× 40mm× 2mm ,选用普通碳素钢密度为 7.85,相邻刮板距离为 三个节距 12.7× 4=50.8mm . 由此可知刮板大概有 80 块刮板组成,刮板的重量 F1 ? 80?? g ? 200 N
41

大连大学本科毕业设计(论文) 链条受到的摩擦力 f ? uF1 ? 100N

3 链传动设计的计算

然后对整个链传动部分进行受力分析,则工作机有效功率为:P=F× V=0.063KW

根据已知条件本排屑机构的输送转速为:

nw ? v ???????? ? z1 ? p
式中 p 为节距, z1 为小链轮齿数,取 z1 =17

nw ????r / mim?
选择小链轮齿数 取传动比为 i=1 参照链速和传动比查文献[11]表 8-2-5 取 Z1=17 1、选择大链轮齿数 17=17<120 故合理 Z 4 =iz1=1× 2、惰轮齿数

zi = z 2 = z 3 ? z1 取 z 2 ? z 3 ? 15
3、确定计算功率

=9 zi? z m i n

已知链传动工作平稳,设计功率为:
Pd = k A p 1? 0.063 ? ? 0.07 KW k z k m 0.887 ?1

式(3.1)

式中:P—传递功率 KW
k A —工况系数,查文献[11]表 8-2-6,取 k A =1.0

k z —小链轮齿数系数,查文献[11]表 8-2-7,取 k z =0.887
k m —多排链排数系数,查文献[11]表 8-2-8,取 k m =1

4、链条节距选用 根据设计功率 p d(取 p d = p? ) 和小链轮转速 n1 , 由文献[11]表 8-2-2 选用 08A 号链条,查表 13-1 节距 P=12.7,设链长 4m 6、验算小链轮轮毂孔径

dk ? 31mm ? dk max ? 34mm
式中: dk —由支承轴的设计确定

d k max —链轮轮毂孔的最大许用直径,查表 8-2-10 得 d k max =34mm
故小链轮轮毂孔径满足设计要求。 7、计算链轮尺寸
p 12.7 d ?d ? ? ? 70 mm 1 4 sin(1800 z ) sin(1800 /17) 1

式(3.2)

42

大连大学本科毕业设计(论文)

3 链传动设计的计算

d 2 ? d3 ?

p 12.7 ? ? 63.5 mm 0 sin(180 z2 ) sin(1800 /15)

8、初定中心距

x1 ? x5 ? 54.48mm x3 ? x7 ? 14mm
x8 ? x 6 ? 1 (4000 ? 2 ? 54.48 ? ??14) ? 1931.52mm 2

取: x8 ? 931.52mm??x6 ? 1000mm

则可得中心距:

1 1 a13 ? x82 ? (d1 ? d3 )2 ? 9312 ? (70 ? 63.5)2 ? 931mm 4 4

1 1 a34 ? x6 2 ? (d4 ? d3 )2 ? 10002 ? (70 ? 63.5)2 ? 1000mm 4 4
9、链条长度及链长节数 链长: L ? x ? x ? ? ? x8 ? 4000mm 1 2
L 4000 ? 315.2 链长节数: L ? ? p p 12.7

式(3.3)

圆整成偶数节,取 L ? 314 节。 p 10、实际中心距 由文献[11]表 8-2-5 有 a' ? a ??a ,通常, ?a ? (0.002 ? 0.004)a 。 因中心距可调,取 ?a ? 0.004a ,则 a' ? a ? 0.004a a' ? 931 ? 0.004 ? 931 ? 893.76mm
' ? 1000 ? 0.004 ?1000 ? 996mm a34
13

11、链速
V? z 1n 1p ? 17 ?14 ?12.7 ? 0.0504m / s ? 0.6m / s 60 ?1000 60000

式(3.4)

属于低速传动。 12、有效圆周力 1000 p 1000 ? 0.07 F? ? ? 1388 N V 0.0504
43

式(3.5)

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3 链传动设计的计算

13、作用于轴上的拉力 对于倾斜传动有:

F Q ? (1.15 ? ?1.20)K AF ? 1.15 ?1?1388 ? 1596.2N
14、润滑方式

式(3.6)

根据 p=12.7mm、v = 0.0504m / s 由文献[11]图 8-2-4 查出宜用油刷或油壶人工定期润滑。

3.3 链轮的结构设计
3.3.1 主、从动轮设计
1、链轮材料和工艺 由表 13-8 可查得:材料用 45 钢,硬度为 40—50HBS。 工艺为:(1)锻:按照锻件毛坯图锻制成品; (2)热处理:正火; (3)粗车:钻内孔,外廓及内孔按各部留量 2 ? 3 车轮廓; (4)调质:达到图纸硬度要求; (5)精车:各部车成品; (6)滚:滚齿按图成品; (7)倒角; (8)拉:内键成品; (9)电镀:按要求镀锌,72 小时盐浴实验。 2、链轮结构和尺寸 由前面设计可知, d ? d ? 70mm ,P=12.7mm , Z ? Z ? 17 , 根据文献[12] 图 1 4 1 4 9-6 中 ( a ) 链轮结构,结构简图如下:

44

大连大学本科毕业设计(论文)

3 链传动设计的计算

图 3.2 链轮结构简图

轮毂厚度: h ? K ?

dk 31 ? 0.01d ? 4.8 ? ? 0.01? 70=10.6mm 6 6

式(3.7)

由 d=69.4mm,取 K=4.8 轮毂长度: L ? 3.3h ? 3.3 ?10.6 ? 34.98mm 轮毂直径: dh ? dk ? 2h ? 31 ? 2 ?10.6 ? 52.2mm 式(3.8) 式(3.9)

则:dh ? d g ? 5 5 .mm 4

合理。

式中: d g —齿轮凸缘直径,根据文献[12]表 9-3:
180o ? 1.04h2 ? 0.76 Z 180o ? 12.7 ? cot ? 1.04 ?12.07 ? 0.76 17 ? 55.4mm d g ? p cot

式(3.10)

式中:h —内链板高度,查文献[12]表 9-1,h=12.07mm 齿宽:根据文献[12]表 9-4 可知:

bf1 ? 0 . 9b 3 0 .?9 3 ? 7 . 8 mm 5 7.3 1 ?
式中: b1 —内链节宽度,表 9-1, b1 =7.85mm 齿侧倒角: ba ? 0.13 p ? 0.13 ?12.7 ? 1.65mm 齿侧半径: rx ? p ? 12.7mm
45

式(3.11)

式(3.12) 式(3.13)

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3 链传动设计的计算

齿全宽: bf ? (n ? 1) pt ? bf ? 7.3mm
n 1

式(3.14)

3、基本参数和主要尺寸 分度圆直径: d1 ? d4 ? 69.4mm 齿顶圆直径: da max ? d ? 1.25 p ? d1 ? 69.4 ? 1.25 ?12.7 ? 7.92 ? 77.355mm 式中: d1 —滚子外径,查文献[12]表 9-1 有 d1 =7.92mm

da m i n? d ? p( 1?
? 72.98mm
取 da ? 75.2mm

1.6 1.6 ? )d ? 6 9? .4 1 ? 2 .?7 ( 1 ? 1 Z 17

)

7.92

齿根圆直径: d f ? d ? d1 ? 69.4 ? 7.92 ? 61.48mm 分度圆弦齿高: ha max ? (0.625 ?
0.8 ) p ? 0.5d1 Z 4.58

式(3.15) 式(3.16)

0.8 ?(0.62 ?5 ? ) 1 ?2 . 7 ? 0.? 5 7 .mm 92 17

ha m i n? 0 . 5p (? d
?0.5 ? (1 2 ?. 7

1

)

7?. 9 2 )mm2 . 3 9

式(3.17)

取: ha ? 3.485mm 最大齿根距高:
Lx ? d cos 90o 90o ? d1 ? 69.4 ? cos ? 7.92 ? 61.18mm Z 17 180o ? 1.04h2 ? 0.76 ? 55.4mm Z

式(3.18)

齿轮凸缘直径: d g ? p cot 4、链轮公差

查文献[8]表 13-16 与表 13-19 有: 齿表面粗糙度: R a ? 6.3? m 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差: 由于: d f ? 125.23mm ,查文献[8]表 13-6 有:上偏差 0,下偏差-0.25。 量柱测量距:查文献[8]表 13-17 得,
90o 90o M R ? d cos ? d1 ? 69.4 ? cos ? 7.92 ? 77.02mm Z 17

式(3.19)

46

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3 链传动设计的计算

式中: d R —量柱直径, d R ? d r ,量柱的技术要求为:极限偏差为:上偏差 +0.01 , 下 偏 差 0 ; 表 面 粗 糙 度 R a ? 1.6 ? m ; 表 面 硬 度 为 : 55--60HRC。 链轮孔和根圆直径之间的跳动量: 不能超过 max{0.008df +0.08mm,0.15mm}=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量: 不能超过 max{0.009df +0.08mm,0.14mm}=0.14mm 孔径:H8 齿顶圆直径:h11 齿宽:h14

3.3.2 惰轮设计
1、惰轮材料和工艺 由文献[8]表 13-8 可查得:材料用 45 钢,硬度为 40—50HBS。 工艺为:(1)锻:按照锻件毛坯图锻制成品; (2)热处理:正火; (3)粗车:钻内孔,外廓及内孔按各部留量 2~3 车轮廓; (4)调质:达到图纸硬度要求; (5)精车:各部车成品; (6)滚:滚齿按图成品; (7)倒角; (8)拉:内键成品; (9)电镀:按要求镀锌,72 小时盐浴实验。 2、惰轮结构和尺寸 由前面设计可知, d ? d ? 63.5mm ,P=12.7mm, Z 2 ? Z3 ? 15 ,根据文献[12]图 2 3 9-6 中 ( a ) 链轮结构,结构简图如下:

47

大连大学本科毕业设计(论文)

3 链传动设计的计算

图 3.3 惰轮结构简图

轮毂厚度: h ? K ?

dk 31 ? 0.01d ? 4.8 ? ? 0.01? 63.5=9.6mm 6 6

轮毂长度: L ? 3.3h ? 3.3 ? 9.6 ? 31.68mm 轮毂直径: dh ? dk ? 2h ? 31 ? 2 ? 9.6 ? 50.2mm 齿宽: bf ? 0.93b1 ? 0.93 ? 7.85 ? 7.3mm
1

齿侧倒角: ba ? 0.13 p ? 0.13 ?12.7 ? 1.65mm 齿侧半径: rx ? p ? 12.7mm 齿全宽: bf ? (m ? 1) pt ? bf ? 7.3mm
m 1

3、基本参数和主要尺寸 分度圆直径: d 2 ? d 3 ? 63.5mm 齿顶圆直径: da max ? d ? 1.25 p ? d1 ? 63.5 ? 1.25 ?12.7 ? 7.92 ? 71.46mm

da m i n? d ? ( 1?
? 67mm

1.6 1.6 p ? )d ? 6 3? .5 1 ? 2 .?7 ( 1 ? 1 Z 15

)

7.92

取 da ? 69.23mm 齿根圆直径: d f ? d ? d1 ? 63.5 ? 7.92 ? 55.58mm 分度圆弦齿高: ha max ? (0.625 ?
0.8 ) p ? 0.5d1 Z 4.76

0.8 ?(0.62 ?5 ? ) 1 ?2 . 7 ? 0.? 5 7 . mm 92 13
48

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3 链传动设计的计算
1

ha m i n? 0 . 5p (? d
?0.5 ? (1 2 ?. 7
取: ha ? 3.58mm 最大齿根距高: Lx ? d cos

)

7?. 9 2 )mm2 . 3 9

90o 90o ? d1 ? 63.5 ? cos ? 7.92 ? 55.23mm Z 15 180o ? 1.04h2 ? 0.76 ? 47mm Z

齿轮凸缘直径: d g ? p cot 4、链轮公差

查文献[8]表 13-16 至表 13-19 有: 齿表面粗糙度: R a ? 6.3? m 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差: 由于: d f ? 89.95mm , 查文献[8]表 13-6 有:上偏差 0,下偏差-0.25。 量柱测量距:查文献[8]表 13-17 得,
o 90 9o0 M R ? d c o s ? d1 ? 6 3?. 5 c o s ? Z 15

?7 . mm 92

71

量柱的技术要求为:极限偏差为:上偏差+0.01,下偏差 0;表面 粗糙度 R a ? 1.6 ? m ;表面硬度为:55 ? 60HRC。 链轮孔和根圆直径之间的跳动量: 不能超过 max{0.008df +0.08mm,0.15mm}=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量: 不能超过 max{0.009df +0.08mm,0.14mm}=0.14mm 孔径:H8 齿顶圆直径:h11 齿宽:h14

3.4 链的校核
链速 V<0.6m/s 的低速链传动,其主要失效形式是链条的静拉断,故应按静强 度条件进行计算。首先根据已知条件,参考文献[10]表 4-1 查得链条的许用最低破 断载荷 Q 值,并用下式校核安全系数 S,即: 根据文献[10]式 4-16 有:
S? Q ? [S ] K A ? Ft
49

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3 链传动设计的计算

式中:S— 静强度安全系数

K A — 工况系数, K A ? 1
Q— 链条极限拉伸载荷(N),根据文献[8]表 4-1 查得,Q=13800N

Ft — 链传动的圆周力, Ft =1388
[ S ] —链条静强度安全系数许用值,取 [ S ] ? 4 ? 8 13800 S? ? 9.94 ? [n] ? 4 1?????

则可知链的静强度完全满足要求。

3.5 刮板链的设计
1、链条 由前面设计可知,选用 08A 链条,其主要参数有: P=12.7mm, d2 =3.98mm 2. 绞链板

(a)刮板链前视图

(b)刮板链俯视图

50

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3 链传动设计的计算

(c)刮板链侧视图 图 3.4 刮板链图

绞链板宽: B1 ? np ? d2 ? 12.7 ? 4 ? 3.98 ? 46.82mm 式中 n 取 4

B2 ? 5 0 . 8 mm
绞链板长:
b1 ? 46mm b2 ? 48mm b3 ? 96mm b4 ? 96mm b5 ? 94mm b6 ? 200mm 绞链板厚: t ? 2mm

2、侧链板高: h1 ? 40mm 侧链板长: L1 ? 60.8mm 侧链板厚: ? ? 4mm 3、刮板 刮板间距:P=50.8mm 刮板宽: B ? 42mm 刮板长:L=174mm 刮板厚: ? ? 2mm

h2 ? 10mm L2 ? 4 6 . 8m 2 m L3 ? 5 0 . 8 mm

51

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3 链传动设计的计算

3.6 链轮轴的设计
3.6.1 各轴的转速,功率和转矩
转速: n4 ? 14r / min
n5 ? 14 ? 17 ? 18.3r / min 13

n6 ? n4 ? 14r / min
功率: P4 ? 0.07 KW
2 2 P 5 ?P 4?3 ?5 ? 0.07 ? 0.98 ? 0.96 ? 0.065KW 2 2 P 6 ?P 5?3 ?5 ? 0.065 ? 0.98 ? 0.96 ? 0.06KW

扭矩: T4 ? 47.75N.m
T5 ? 9550 P5 9550 ? 0.065 ? 33.9 N .M = 18.3 n5

T6 ?

9550 ? P6 9550 ? 0.06 ? ? 40.93N .M n6 14
表 3.1 各轴的运动与动力参数

轴号 4 5 6

转 速 (r/min) 14 18.3 14

功 (KW) 0.07 0.065 0.06



扭 矩 (N.m) 47.75 33.9 40.93

3.6.2 轴 4 的设计计算
轴 4 的功率,转速,扭矩分别为:

P4 =0.07kw,

n4 =14r/min,

T4 =47.75N.m

1.确定轴的最小直径 先按文献[12]式 15-2 初步估算轴的最小直径。 选轴的材料为 45 钢调质处理。 根据文献表 15-3,取 A0 ? 117 ,于是得 d min ? A0 3

P4 0.07 ? 117 ? 3 ? 20mm n4 14

轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔 径相适应,故需同时选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tca ? K AT1 ,查文献[12]表 14-1 取 K A ? 1.3 ,又

T4 ? 47750 N.mm 代入数据得 Tca ? 62075N.mm
52

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3 链传动设计的计算

查文献[11]表 5-2-25(GB/T5014-1985),选用 HL1 型弹性柱销联轴器。公称转 矩为 160N.m,与前面减速器所选联轴器相同。 2.轴的结构设计

图 3.5 轴 4 的结构图

(1)根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1)由以上计算可知 d12 ? 20mm,为了满足联轴器的轴向定位要求,在 12 段的右端 制出一轴肩,轴肩 h=(0.07—0.1)d,所以 d
23

?d

67

? 25mm

2)初步选取轴承,因主要受径向载荷力,且受力较大,故选用圆柱孔调心球轴 承 10000 型 23 系列,根据轴的结构和最小轴的直径大小,查文献[11]表 6-1-50 (GB/T281-1994)选用 2205 型圆柱孔调心球轴承:
d ? D ? T ? 25mm ? 52mm ?18mm ,所以, d34 ? d56 ? 31mm ,根据轴承的右端采用

套筒定位,取轴肩高度 h=4mm,所以 d 45 =39mm. 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 ? 38mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴 器上而不压在轴的端面上,所以长度应取短些,现取 L12 ? 56mm 。链轮的右端与 右轴承之间采用套筒定位,已知链轮的轮毂宽度为 34.98mm,为了使套筒端面可 靠地压紧链轮,故取 L34 ? L56 ? 30mm 。为保证链轮与轴承之间有足够空间,取,

L23 ? L67 ? 52mm 装配总长: L ? 200 ? 17.8 ? 217.8mm L45 ? 165.1mm 3) 联轴器处,由于是静连接,选用 A 型普通平键。 由文献[12]表 6-1,查得当轴径 d ? 20mm 时键取为 b ? h ? 6mm ? 6mm 。参照半 联轴器与轴的配合长度为 l ? 38mm 和普通平键的长度系列,取键长 L ? 32mm 。
链轮的的周向定位采用平键,按 d34 ? d56 ? 31mm 查表 6-1 取得:
b ? h ? L ? 10mm ? 8mm ? 22mm 。
53

大连大学本科毕业设计(论文)

3 链传动设计的计算

3.6.3 轴 5 的设计计算
轴 5 的功率,转速,扭矩分别为:

P5 =0.065kw,

n5 =18.3r/min,

T5 =33.9N.m

1.确定轴的最小直径 先按文献[12]式 15-2 初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢调质处理,根 据文献[12]表 15-3: 取 A0 ? 106 ,于是得 d min ? A0 3 2.轴的结构设计
P5 0.065 ? 106 ? 3 ? 16.17mm n5 18.3

图 3.6 轴 5 的结构图

(1)确定各段的直径 1) 因为轴的最小轴与轴承相配合, 所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小 值,因主要受径向载荷力,且受力较大,故选用圆柱孔调心球轴承 10000 型 23 系列,根据轴的结构和最小轴的直径大小,查文献[11]表 6-1-50 选用 2205 型圆柱 孔调心球轴承: d ? D ? T ? 25mm ? 52mm ?18mm ,所以, d12 ? d56 ? 25mm ,根据 轴承的右端采用套筒定位, 取轴肩高度 h=5.5mm,所以 d23 ? d45 ? 31mm . d23、d45 处 安装惰轮,惰轮采用轴肩定位,轴肩的高度 h ? 0.07 d 轴环处直径, d34 =39mm。 (2)确定各段的长度 惰轮的右端与右轴承之间采用套筒定位,已知惰轮的轮毂宽度为 31.68mm, 为了使套筒端面可靠地压紧惰轮,故取 L23 ? L45 ? 24mm 。
54

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3 链传动设计的计算

L12 ? L56 ? 52mm 装配总长: L ? 238.5mm L34 ? 177.1mm
(3)惰轮的的周向定位采用平键,按 d23 ? d45 ? 31mm 查文献[12]表 6-1 取得: b ? h ? L ? 10mm ? 8mm ?18mm 。

3.6.4 轴 6 的设计计算
轴 6 的功率,转速,扭矩分别为:

P6 =0.06kw,

n6 =14r/min,

T6 =40.93N.m

1.确定轴的最小直径 先按文献[12]式 15-2 初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢调质处理。根 据文献[12]表 15-3: 取 A0 ? 106 ,于是得 d min ? A0 3 2.轴的结构设计
P3 0.06 ? 106 ? 3 ? 17.22mm n3 14

图 3.7 轴 6 的结构图

(1)确定各段的直径 1) 因为轴的最小轴与轴承相配合, 所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小 值,因主要受径向载荷力,且受力较大,故选用圆柱孔调心球轴承 10000 型 23 系列,根据轴的结构和最小轴的直径大小,查文献[11]表 6-1-50 选用 2205 型圆柱 孔调心球轴承: d ? D ? T ? 25mm ? 52mm ?18mm ,所以, d12 ? d56 ? 25mm ,根据 轴承的右端采用套筒定位, 取轴肩高度 h=4mm,所以 d23 ? d45 ? 31mm . d23、d45 处安 装链轮,链轮采用轴肩定位,轴肩的高度 h ? 0.07d 轴环处直径, d34 =39mm。 (2)确定各段的长度 链轮的右端与右轴承之间采用套筒定位,已知链轮的轮毂宽度为 34.98mm,
55

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3 链传动设计的计算

为了使套筒端面可靠地压紧链轮,故取 L23 ? L45 ? 30mm 。

L12 ? L56 ? 52mm 装配总长: L ? 217.8mm L34 ? 165.1mm
3) 链轮的的周向定位采用平键,按 d23 ? d45 ? 31mm ,查文献[12]表 6-1 (GB/T1095-1979)取得: b ? h ? L ? 10mm ? 8mm ? 22mm 。

3.7 轴的校核
3.7.1 轴 4 的校核
链在工作过程中,紧边和松边的拉力不相等。如不计算传动过程中的动载荷, 则链的紧边受到的拉力 F1 是由链传动的有效圆周力 Fe , 链的离心力引起的拉力 Fc 以及链条松垂度引起的悬重拉力 Ff 三部分组成的。 由文献[12]式 9-10 有:

F1 ? Fe ? Fc ? Ff F2 ? Fc ? Ff
当 V<4m/s 时, Fc 可不计,
Ff ' ? K1qa ?10?2 ? 1.0 ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 10.8 N Ff " ? ( K1 ? sin ? )qa ?10?2 ? (1.0 ? 0.5) ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 16.2 N Ff ? max{Ff ' , Ff "} ? 16.2 N

式(6.20)

F1 ? Fe ? Fc ? Ff ? 1404.2 N F2 ? Fc ? Ff ? 16.2 N
则经受力分析有:

Ft1 ? Ft2 ? Ft ? F1 ? F2 ? 1404.2 ?16.2 ? 1388N Fr1 ? Fr2 ? Fr ? F1 ? F2 ? 1404.2 ? 16.2 ? 1420.4N
1.画轴的空间受力图

式(6.21) 式(6.22)

将链轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

56

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3 链传动设计的计算

图 3.8 轴 4 各危险面的载荷图

FNV1 ? FNV2 ? Fr ? 1420.4N M H ? Fr x ? 1420.4 ? (30 ? 52) ? 96587.2N.mm
T ? 47750 N .mm

3.按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 60MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(链轮截面)的强度进行校核。 根据文献[12]式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6 ,轴的计算应力:

M12 ? (? ? T4 )2 96587.22 ? (0.6 ? 47750)2 ? ca ? ? W 0.1? 313 ? 33.82MPa ? 60MPa
结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够。

3.7.2 轴 5 的校核
由文献[12]式 9-10 有:

F1 ? Fe ? Fc ? Ff F2 ? Fc ? Ff
当 V<4m/s 时, Fc 可不计,

57

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3 链传动设计的计算

Ff ' ? K1qa ?10?2 ? 1.0 ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 10.8 N Ff " ? ( K1 ? sin ? )qa ?10?2 ? (1.0 ? 0.5) ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 16.2 N Ff ? max{Ff ' , Ff "} ? 16.2 N

F1 ? Fe ? Fc ? Ff ? 1404.2 N F2 ? Fc ? Ff ? 16.2 N
则经受力分析有:

Ft1 ? Ft2 ? Ft ? F1 ? F2 ? 1404.2 ?16.2 ? 1388N Fr1 ? Fr2 ? Fr ? F1 ? F2 ? 1404.2 ? 16.2 ? 1420.4N
1.画轴的空间受力图 将链轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

图 3.9 轴 5 各危险面的载荷图

FNV1 ? FNV2 ? Fr ? 1420.4N M H ? Fr x ? 1420.4 ? 76 ? 88064.8N.mm
T ? 33900 N .mm

3.按弯扭合成应力校核轴的强度
58

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3 链传动设计的计算

已知材料为 45 钢调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 60MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(链轮截面)的强度进行校核。 根据文献[12]式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6 ,轴的计算应力:

? ca ?

M12 ? (? ? T5 )2 88064.82 ? (0.6 ? 33900) 2 ? W 0.1? 263 ? 54.68MPa ? 60MPa

结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够。

3.7.3 轴 6 的校核
由文献[12]式 9-10 有:

F1 ? Fe ? Fc ? Ff F2 ? Fc ? Ff
当 V<4m/s 时, Fc 可不计,
Ff ' ? K1qa ?10?2 ? 1.0 ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 10.8 N Ff " ? ( K1 ? sin ? )qa ?10?2 ? (1.0 ? 0.5) ? 0.6 ?1800 ?10 ?2 ? 16.2 N Ff ? max{Ff ' , Ff "} ? 16.2 N

F1 ? Fe ? Fc ? Ff ? 1404.2 N F2 ? Fc ? Ff ? 16.2 N
则经受力分析有:

Ft1 ? Ft2 ? Ft ? F1 ? F2 ? 1404.2 ?16.2 ? 1388N Fr1 ? Fr2 ? Fr ? F1 ? F2 ? 1404.2 ? 16.2 ? 1420.4N
1.画轴的空间受力图 将链轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

59

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3 链传动设计的计算

图 3.10 轴 6 各危险面的载荷图

FNV1 ? FNV2 ? Fr ? 1420.4N M H ? Fr x ? 1420.4 ? 82 ? 96587.2N.mm
T ? 40930 N .mm

3.按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 60MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(链轮截面)的强度进行校核。 根据文献[12]式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6 ,轴的计算应力:

M12 ? (? ? T6 )2 96587.22 ? (0.6 ? 40930)2 ? ca ? ? W 0.1? 28 ? 45.39MPa ? 60MPa
结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够。

3.8 轴承的校核
每天 8 小时以上经常运转或连续长时间运转,对于机床、振动筛、破碎机等 轴承的预期寿命为 20000-30000h,根据文献[12]表 13-3 取轴承的预期计算寿

L 'h ? 2400h
轴 4 上轴承的校核 (1)求两个轴承受到的径向载荷
60

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3 链传动设计的计算

由轴的校核过程可知

Fr1 ? Fr 2 ? Fr ? 1420.4 N
(2)计算轴承的轴向力 由于轴向力 Fa 相当小,可知
Fa ? e ,查文献[11]表(GB/T281-1994)6-1-50 有圆 Fr

柱孔调心球轴承 Y1 ? 1.5, Y2 ? 2.3 , Cor ? 4280N 查文献[12]表 13-6 取冲击载荷因数 f p ? 1.0 (3)计算轴承的寿命 根据文献[12]式 13-6

P 1 ?P 2 ?F r ?Y 1F a ? 1420.4 N
所以 Lh1 ? Lh 2 ?

106 C ? 106 4280 10 3 ( ) ? ( ) ? 46358h ? 2400h 60n P 60 ?14 1420.4 1

所以轴承满足寿命要求,可知,其他轴承也满足寿命要求。

3.9 键的选择和校核
3.9.1 轴 4 上联轴器处的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由表 9-14(GB/T1095-1979),查得当 轴径 d ? 20mm 时键取为 b ? h ? 6mm ? 6mm 。参照半联轴器与轴的配合长度为
l ? 36mm 和普通平键的长度系列,取键长 L ? 32mm 。

(2)强度验算 由文献[12]式(6-1) ? p ?
2T ? [? p ] dlk

式中 T ? 47750 N ? mm d ? 20mm l ? L? b ? 3 2 ?6 ?2 6 mm k ? 0.5h ? 0.5 ? 6 ? 3 由文献[12]表 6-2 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

?F ?

2 ? 47750 MPa ? 61.2 MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 3 ? 20 ? 26

3.9.2 轴 4 上链轮处的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。链轮的的周向定位采用平键,按
61

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3 链传动设计的计算

d34 ? d56 ? 31mm 查文献[12]表 6-1(GB/T1095-1979)取得: b ? h ? 10mm ? 8mm 。
由于轴上是两个键,且设计时两键的 b ? h 都为 10 ? 8 ,参照链轮与轴的配合关系 和普通平键的长度系列,取键长 L1 ? L2 ? 22mm 。 (2)强度验算 2T ? [? p ] <1> 由文献[12]式(6-1) ? p ? dlk 当 d ? 31mm 时: 式中 T ? 47750 N ? mm

l? L 22 ? 1 0 ?1 2 mm 1 ? b?
k ? 0.5h ? 0.5 ? 8 ? 4

由文献[12]表 6-2 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

? F1 ?

2 ? 47750 ? 64.2MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 4 ?12 ? 31

3.9.3 轴 5 上链轮处的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 6-1(GB/T1095-1979),查得 当轴径 d ? 31mm 时键取为 b ? h ? 10 ? 8 。 由于轴上是两个键, 且设计时两键的 b ? h 都 为 1 0? 8, 参 照 链 轮 与 轴 的 配 合 关 系 和 普 通 平 键 的 长 度 系 列 , 取 键 长

L1 ? L2 ? 18mm 。
(2)强度验算 <1> 由文献[12]式(6-1) ? p ? 当 d ? 31mm 时: 式中 T ? 33900 N ? mm
2T ? [? p ] dlk

l? L 18 ? 1 0 ?8 mm 1 ? b?
k ? 0.5h ? 0.5 ? 8 ? 4

由文献[12]表 6-2 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

? F1 ?

2 ? 33900 ? 68.35MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 4 ? 8 ? 31

3.9.4 轴 6 上链轮处的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 6-1(GB/T1095-1979),查得 当轴径 d ? 28mm 时键取为 b ? h ? 10 ? 8 。 由于轴上是两个键, 且设计时两键的 b ? h 都 为 1 0? 8, 参 照 链 轮 与 轴 的 配 合 关 系 和 普 通 平 键 的 长 度 系 列 , 取 键 长

L1 ? L2 ? 22mm 。

62

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3 链传动设计的计算

(2)强度验算 <1> 由文献[12]式(6-1) ? p ? 当 d ? 31mm 时: 式中 T ? 40930 N ? mm
2T ? [? p ] dlk

l? L 22 ? 1 0 ?1 2 mm 1 ? b?
k ? 0.5h ? 0.5 ? 8 ? 4

由文献[12]表 6-2 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

? F1 ?

2 ? 40930 ? 55MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 4 ?12 ? 31

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4 电动机的选择

4 电动机的选择
4.1 电动机类型选择
根据动力源和工作条件,由链传动部分算得的功率和转速,选用交流电机, Y 系列三相异步电动机。

4.2 电动机功率的选择
由前面链传动部分主动轮上算得的功率和转速得电动机有效功率 Pd ? P / ? , 式
中 ? 为系统总的传动效率。

电动机到链传动机构总传动效率 ? ? ?1 ??22 ??36 ??4 ??5 式中:?1 为 V 带的传动效率,? 2 为闭式齿轮的传动效率,? 3 为圆锥滚子轴承的传 动效率,? 4 为联轴器的传动效率,? 5 为链传动效率。 查表:?1 ? ???? ,? 2 ? 0.97 ,?3 ? 0.98 ,? 4 =0.99,? 5 =0.96 代入上式: ? ? 0.723 所以电动机的有效功率 P d ? P / ? ? 0.087 KW 所选电动机的额定功率须满足 Pe ? Pd 。

4.4 确定电动机型号
根据已知条件本排屑机构的输送速度为:

nw ? v ???????? ? z1 ? p
式中 p 为节距, z1 为小链轮齿数,取 z1 =17

nw ????r / mim?
选取电动机型号为 Y2-90S-8, 同步转速为 750 r / mim? ,对应额定功率为 0.37KW, 外伸轴直径 24mm 方案 1 电动机型 号 Y2-90S-8 额定功率 (KW) 0.37 同步转速 (r/min) 750 满载转速 (r/min) 700 总传动比 i 50

64

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5 V 带的设计计算

5
5.1 传动比的分配
1.计算总的传动比 i= nm

V 带的设计计算

= 700 =50 14 nw 2.传动比的分配取 i1 ? 3 , i2 ? i3 ? i ? i1 =16.66 3.双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 5 4.低速级传动比: i3 ? 3.33

5.2 各轴的转速、功率和转矩
转速: n1 ? 700 / 3 ? 233.33r / min 功率: P 1 ? P d? 4 ? 0.087 ? 0.95 ? 0.08265 KW 扭矩: T1 ?
9550 P 9550 ? 0.0826 1 ? ? 3.8 N .M n1 233.33

转速: n2 ? 233.33 / 5 ? 46.66r / min 功率: P ?2?3 ? 0.0826 ? 0.97 ? 0.98 ? 0.078KW 2 ?P 1 扭矩: T2 ?

9550P2 9550 ? 0.078 ? 15.96 N .M = 46.66 n2

转速: n3 ? 46.66 / 3.33 ? 14r / min 功率: P 3 ?P 2?2?3 ? 0.078 ? 0.97 ? 0.98 ? 0.074KW 扭矩: T3 ?
9550 ? P3 9550 ? 0.074 ? ? 50.478 N .M n3 14

转速: n4 ? n3 ? 14r / min 功率: P4 ? P ?5 = 0.074 ? 0.99 ? 0.96 ? 0.07 KW 3?1 扭矩: T4 ?
9550 ? P4 9550 ? 0.07 ? ? 47.75 N .M n4 14
7

大连大学本科毕业设计(论文) 表 5.1 各轴的运动与动力参数

5 V 带的设计计算

轴号 1 2 3 4

转速(r/min) 功 (KW) 233.33 46.66 14 14



扭 矩 (N.m) 3.8 15.96 50.478 47.75

0.0826 0.078 0.074 0.07

5.3 带传动方案的确定
外传动带选为 普通 V 带传动 1. 确定计算功率: P ca (1)、查文献[10]表 9-6 得工作情况系数 K A ? 1.1 (2)、查得 P ca ? K A ? P ? 1.1? 0.087 ? 0.0957k w 2、选择 V 带型号 查文献[10]图 3-12 得:选 A 型 V 带。 式(5.1)

5.4 带传动设计计算
1、确定带轮直径
d d1 d d2

(1)、查文献[10]表 3-5 得选取小带轮直径 d a1 ? 50mm
d a1 ? H =82.5(电机中心高符合要求) 2 (2)、验算带速,求得: n1 ? ? ? d d 1 700 ? ? ? 50 ? ? 1.83m ? s ?1 ? 25m / s V1 ? 60 ?1000 60 ?1000

式(5.2)

(3)、从动带轮直径

d a2

d a 2 ? i ? d a1 ? 3 ? 50 ? 150mm

查文献[10]表 3-6 得 取 d a 2 ? 150mm 2、确定中心距 (1)、初定中心距 a 和带长 L d

0.7 ? d d1 ? d d 2 ? ? a0 ? 2 ? d d1 ? d d 2 ?
140 ? a 0 ? 4 0 0 取 a 0 ? 300mm

式(5.3)

(2)、带的计算长度 L c
8

大连大学本科毕业设计(论文)

5 V 带的设计计算

L c ? 2a 0 ?

?
2

( d d 1 ? d d 2) ?

(d d 2 ? d d1) 2 4a 0 (150 ? 50) 2 )mm 4 ? 300

? (2 ? 300 ? ? 922mm

?
2

(50 ? 150) ?

式(5.4)

由文献[10]表 3-3,取带的基准长度 Ld =1000mm (3)、确定中心距 a ? 922 ? 1000 a ? a0 ? Ld Lc ? ( 3 0 ? 0 mm ) ? 2 mm 61 2 2 (4)、确定中心距调整范围
? a ?0 . 0L 3d ? ( 2 6 ?1 am a x ? a ?0 . 0 1 (26 ?1 am i n L5 d ?

式(5.5)

0. ?0 3 m 1m 000 ? ) m m 2 9 1 式(5.6) 0 .? 0 1 5m 1 m0 0 ?0 ) m m 2 4 6

3、验算小带轮包角 ? 1 ,根据文献[10]图 3-13

? 1 ? 180? ?
4、确定 V 带根数 Z

d d 2 ? d d1 ? 60? ? 157.08? ? 120? a

式(5.7)

计算 V 带根数 Z,由文献[11]表 8-1-24
Z? P ca ( P 0 ? ? P 0) K ? K L

式(5.8)

式中:p 0 为单根 V 带的基本额定功率,? P 0 为 i ? 1 时单根 V 带额定功率增量,
K L 为带长修正系数, K ? 为小带轮包角修正系数。

查文献[11]表 8-1-33, p 0 ? 0.4kw , ? P 0 ? 0.09 查表 8-1-27, K ? ? 0.94 查表 8-1-29, K L ? 0.93 代入上式:取 Z ? 2 5、确定(单根带)初拉力 F 0
? F0 ? 5 0 0 .5 P ca 2 ( ? ? 1) qv 2 ? vz K a N 15

式(5.9)

q 由文献[11]表 8-1-28 查得 0.06kg/m
6、计算对轴的压力 F p ,得:
1 F p ? 2Z F 0 s i n ? 2

?

157.0 ?8 ? ( 2? 2 ?1 5 s i n N ? 2

) N 5 8 . 式( 8 5.10)

9

大连大学本科毕业设计(论文)

5 V 带的设计计算

5.5 带轮的结构设计
1、小带轮设计 因为小带轮基准直径 d d 1 =50mm<300mm,故可采用实心式结构。 由文献[9]图 8-12 中带轮结构参数经验公式: 带轮宽: B=(Z-1)e+2f= (2-1) ? 15+2 ? 10=35mm 式中:e 为槽间距,查文献[9]表 8-10 取 e=15mm f 为第一槽对称面至端面的距离,查文献 [9] 表 8-10 取 e=10m z 为轮槽数,由前面设计可知道取 Z=2 轮毂宽: L= (1.5—2) d=1.8d=1.8 ? 24=43.2mm 轮毂外直径: d 1 =1.9d=1.9 ? 24=45.6mm 带轮外径:d a = d d +2 h a =50+2 ? 2.75=55.5mm 轮缘宽: ? =8mm 基准线下槽深: h f =10mm 由以上数据,小带轮结构简图如下: 式 (5.13) 式中 h a 为基准线下槽深,查文献[9]表 8-10 得 h a =2.75 式 (5.12) 式 (5.11)

图 5.1 小带轮结构简图

2、大带轮设计 因为基准直径 d d 2 =150mm<300mm,故可采用腹板式结构。
10

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5 V 带的设计计算

查文献[9]图 8-12 中带轮结构参数经验公式: 带轮宽:B=(Z-1)e+2f=(2-1) ? 15+2 ? 10=35mm 轮毂宽:L=(1.5—2)d=1.8d=1.8 ? 15=27mm 轮毂外直径: d 1 =1.9d =1.9 ? 15=28.5mm 带轮外径: d a = d d +2 h a =224+2 ? 2.75=155.5mm 轮缘宽: ? =8mm 基准线下槽深: h f =10mm 由以上数据,大带轮结构简图如下:

图 5.2 大带轮结构简图

11

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6 减速器的设计

6 减速器的设计
6.1 齿轮的设计
6.1.1 高速级齿轮设计计算:
(一)选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数 1.类型:圆柱斜齿轮 2.精度:7 级 3.材料:由文献[12]表 10-1 选择,小齿轮均选用 40Cr(调质),小齿轮硬度为 280HBS,大齿轮材料 45 钢(调质),硬度为 240HBS,二者相差 40HBS。 4 选择小齿轮的齿数 Z1 ? 18 ,大齿轮齿数 Z2 ? Z1 ? 5 ? 90 ,则取 Z =90 初选螺旋角 ? ? 14? 。 (二)按齿面接触强度设计 由文献[12]式 10-21 进行 计算 d1t ? 3

2 K t T1 ? ? 1 Z H Z E ? ( ) ?d ? ? ? [? H ]

式(6.1)

1.确定公式内的各计算数值 (1) 试选载荷系数 K t ? 1.6 (2) 由文献[12]图 10-30 选取 Z H ? 2.433 (3) 由文献[12]图 10-26 查得 ? a1 ? 0.74, ? a 2 ? 0.82

? ? ? ? a1 ? ? a 2 ? 0.74 ? 0.82 ? 1.56
(4)计算小齿轮转速 由前面的计算可知 T1 ? 3.8N .M (5)查文献[12]表 10-7 得 ?d ? 1 (6)查文献[12]10-6 得材料的弹性影响系数 Z E ? 189 .8Mpa
1 2

式(6.2)

( 7) 由 文 献 [12] 图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限

? Hlin1 ? 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim2 ? 550MPa
(8)由式文献[12]10-13 计算应力循环次数

N1 ? 60n1 jLh ? 60 ? 233.33?1? (1? 8 ? 300 ? 6) ? 2.01597 ?108

式(6.3)

12

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N2 ? N1 / 5 ? 2.01597 ?108 / 5 ? 0.40319 ?108
(9)由文献[12]图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN 1 ? 0.95 , K HN 2 ? 0.99 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由文献[12]公式 10-12 得

?? H ?1 ? K HN 1? H lim1
S

? 0.95 ? 600 ? 570Mpa

式(6.4)

?? H ?2 ? K HN 2? H lim2
S

? 0.99 ? 550 ? 545Mpa

[? H ] ? ([? H ]1 ? [? H ]1 ) / 2 ? (570? 545) / 2 ? 557Mpa
2.计算 (1)计算试算小齿轮分度圆直径 d1t ,由计算公式

2 ?1.6 ? 3.8 ?103 6 2.433 ?189.8 2 d1t ? ? ?( ) ? 20mm 1?1.56 5 557
3

(2)计算圆周速度 ? dt1n1 ? ? 20 ? 233.33 v? ? m / s ? 0.244m / s 60 ?1000 60 ?1000 (3)计算齿宽 b 及模数 m nt

式(6.5)

b ? ?d d1t ? 1? 20 ? 20mm mnt ? d1t cos ? / z1 ? 20 ? 0.97 /18 ? 1.08mm h ? 2.25mnt ? 2.25 ?1.08 ? 2.43mm
b / h ? 20 / 2.43 ? 8.23

式(6.6) 式(6.7) 式(6.8) 式(6.9)

(4)计算纵向重合度 ? ?

? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ?1?18? 0.25 ? 1.431
(5)计算载荷系数 K 已知使用系数 K A ? 1 。

式(6.10)

根据 v ? 0.244m / s ,8 级精度,由图文献[12]10-8 查得动载荷系数 K v ? 1.04 ,查 得 K H? 的计算公式:

13

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K H ? ? 1.12 ? 0.18(1 ? 0.6?d2 )?d2 ? 0.23 ?10?3 b ? 1.12 ? 0.18(1 ? 0.6 ?1) ?1 ? 0.23 ?10?3 ? 20 ? 1.4

式(6.11)

查表文献[12]10-13 得 K F? ? 1.34 查表文献[12]10-3 得 K H? ? K F? ? 1.2 ,所以载荷系数

K ? K A ? KV ? K F? ? K H? ? 1?1.04?1.2 ?1.42 ? 1.77
(6)按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献[12]式 10-10a 得

式(6.12)

d1 ? d1t 3 K / KT ? 20 ? 3 1.77 /1.6 ? 20.68
(7)计算模数 mn ? d1 cos14? / z1 ? 20.68? 0.97 /18 ? 1.11 (三)按齿根弯曲强度设计

式(6.13)

mn ? 3

2 KT1Y? c o 2s ? YF? ? YS? ? [? F ] ? d z12 ? ?

式(6.15)

1.确定计算参数 (1)计算载荷系数

K ? K A ? KV ? K F? ? K F? ? 1?1.04?1.2 ?1.34 ? 1.672
(2)根据纵向重合度 ? ? ? 1.431由文献图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y? ? 0.88 (3)计算当量齿数 z zv1 ? 1 ? ? 18 3 ? ? 19.7 cos3 cos 14 z zv 2 ? 2 ? 90 3 ? ? 98.5 cos3 ? cos 14 (4)根据文献[10]查取齿形系数 由表 10-5 查得 YFa1 ? 2.835 , YFa2 ? 2.186 (5)查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa1 ? 1.546, YSa 2 ? 1.786 ( 6 )由图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE1 ? 430Mpa ,大齿轮为

式(6.16)

? FE 2 ? 400Mpa
由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力:
14

K FN1 ? 0.87 , K FN 2 ? 0.9 ;

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取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得

?? F ?1 ? K FN1? FE1
S

?

0.87 ? 430 MPa ? 267.211MPa 1.4 0.9 ? 400 MPa ? 257.14MPa 1.4

?? F ?2 ? K FN 2? FE 2
S

?

(7)计算大小齿轮的

YFaYSa [? F ]

YFa1YSa1 2.835 ?1.546 ? ? 0.0164 [? F ]1 267.211

YFa2YSa 2 2.186? 1.786 ? ? 0.0151 [? F ]2 257.14
大齿轮数值大 2.设计计算

2 ?1.672 ? 3800 ? 0.88 ? cos 2 14 ? ? 0.0164 1?182 ?1.56 ? 0.699mm mn ? 3
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 mz 有关,可取弯曲强度算得摸 数 1.25mm 可满足弯曲强度,按接触强度得的分度圆直径 d1 ? 20.68mm ,算出小 齿轮齿数

z1 ?

d1 cos ? 20.68 ? cos14? ? ? 16.72 取 z1 ? 18 mn 1.25
取 z2 ? 90

式(6.17)

z2 ? ? z1 ? 5 ?18 ? 90
3.几何尺寸计算 计算中心距 a ?

( z1 ? z2 )mn (18 ? 90) ?1.25 ? ? 69.58mm 2cos ? 2 ? cos14?

式(6.18)

将中心距圆整为 70mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ( z ? z )m (18 ? 90) ?1.25 ? ? arccos 1 2 n ? arccos ? 15? 21' 2a 2 ? 70 因 ? 值改变的不多,故参数 ? ? , K ? , Z H 等不必修正。
15

式(6.19)

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(3)计算大小齿轮的分度圆直径

z1mn 18 ?1.25 ? ? 23.34mm cos ? cos15? 21' zm 90 ?1.25 d2 ? 2 n ? ? 116.70mm cos ? cos15? 21' d1 ?
(4)计算齿轮宽度

b ? ?d d1 ? 1? 23.34 ? 23.34mm
圆整后取 B2 ? 24mm, B1 ? 30mm

6.1.2 低速级齿轮设计计算
(一)选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数 1.类型:圆柱斜齿轮 2.精度:7 级 3.材料:由文献[12]表 10-1 选择,小齿轮均选用 40Cr(调质),小齿轮硬度为 280HBS,大齿轮材料 45 钢(调质),硬度为 240HBS,二者相差 40HBS。 4 选择小齿轮的齿数 Z1 ? 20 ,大齿轮齿数 Z2 ? 20 ? 3.33 ? 66.6 ,取 z 2 ? 67 ,初选 螺旋角 ? ? 14? (二)按齿面接触强度设计 由文献[12]公式 10-21 进行计算

d1t ? 3

2 K t T1 ? ? 1 Z H Z E ? ( ) ?d ? ? ? [? H ]

1.确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数 K t ? 1.6 (2)由文献[12]图 10-3 选取 Z H ? 2.433 (3)由文献[12]图 10-26 查得 ? a1 ? 0.75, ? a 2 ? 0.84

? ? ? ? a1 ? ? a 2 ? 0.75 ? 0.84 ? 1.59
(4)计算小齿轮转速 由前面的计算可知 T2 ? 15.96N.M (5)查文献[12]表 10-7 得 ?d ? 1
16

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1 2

(6)查文献[12]表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E ? 189 .8Mpa

( 7) 由 文 献 [12] 图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限

? Hlin1 ? 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim2 ? 550MPa
(8)由文献[12]式 10-13 计算应力循环次数

N1 ? 60n1 jLh ? 60 ? 46.66 ?1? (1? 8 ? 300 ? 6) ? 0.40314 ?108 N2 ? N1 / 3.003 ? 0.40314 ?108 / 3.33 ? 1.2106 ?107
(9)由文献[12]图 10-19 查得接触疲劳寿命系数, K HN 1 ? 0.96 , K HN 2 ? 0.98 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由文献[12]公式 10-12 得

?? H ?1 ? K HN 1? H lim1
S

? 0.96 ? 600 ? 576Mpa

?? H ?2 ? K HN 2? H lim2
S

? 0.98 ? 550 ? 539Mpa

[? H ] ? ([? H ]1 ? [? H ]1 ) / 2 ? (576? 539) / 2 ? 557.5Mpa
2 计算 (1)计算试算小齿轮分度圆直径 d1t ,由计算公式得

2 ?1.6 ?15.96 ?103 4.33 2.433 ?189.8 2 ? ?( ) 1?1.59 3.33 557.5 ? 34.60mm d1t ?
3

(2)计算圆周速度 ? dt1n1 ? ? 30.60 ? 46.66 v? ? m / s ? 0.084m / s 60 ?1000 60 ?1000 (3)计算齿宽 b 及模数 m nt

b ? ?d d1t ? 1? 34.60 ? 34.60mm mnt ? d1t cos ? / z1 ? 34.60 ? 0.97 / 20 ? 1.68mm h ? 2.25mnt ? 2.25 ?1.68 ? 3.77mm
b / h ? 34.60 / 3.77 ? 9.17

(4)计算纵向重合度 ? ?

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? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ?1? 20 ? 0.25 ? 1.59
(5)计算载荷系数 K 已知使用系数 K A ? 1 。 根据 v ? 0.084m / s ,7 级精度,由文献[12]图 10-8 查得动载荷系数 K v ? 1.02 ,查 得 K H? 的计算公式:
K H ? ? 1.12 ? 0.18(1 ? 0.6?d2 )?d2 ? 0.23 ?10?3 b ? 1.12 ? 0.18(1 ? 0.6 ?1) ?1 ? 0.23 ?10?3 ? 30.60 ? 1.415

式(6.11)

查文献[12]表 10-13 得 K F? ? 1.34 查文献[12]表 10-3 得 K H? ? K F? ? 1.2 ,所以载荷系数

K ? K A ? KV ? K H? ? K H? ? 1?1.02?1.2 ?1.415 ? 1.732
(6)按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献[12]式 10-10a 得
d1 ? d1t 3 K / KT ? 34.60 ? 3 1.732 /1.6 ? 35.5

式(6.12)

式(6.13) 式(6.14)

(7)计算模数 mn ? d1 cos14? / z1 ? 35.5 ? 0.97 / 20 ? 1.72 (三)按齿根弯曲强度设计
mn ?
3

2 KT1Y? cos2 ? YF? ? YS? ? [? F ] ? d z12 ? ?

1.确定计算参数 (1)计算载荷系数

K ? K A ? KV ? K F? ? K F? ? 1?1.02?1.2 ?1.34 ? 1.64
(2) 根据纵向重合度 ? ? ? 1.59 由文献[12]图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y? ? 0.88
(3)计算当量齿数

zv1 ? zv 2 ?

z1 z2

cos3

? ? 20

cos3 14? cos3 14?

? 21.88 ? 73.30

cos3 ?

? 67

(4)查取齿形系数 由文献[12]表 10-5 查得 YFa1 ? 2.74, YFa 2 ? 2.23 (5)查取应力校正系数

18

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由文献[12]表 10-5 查得 YSa1 ? 1.568, YSa 2 ? 1.756 (6)由文献[12]图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE1 ? 500Mpa ,大齿 轮为 ? FE 2 ? 380Mpa 由文献[12]图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 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[10]得

K FN1 ? 0.92 , K FN 2 ? 0.96;

?? F ?1 ? K FN1? FE1
S

?

0.92 ? 500 MPa ? 328.57MPa 1.4 0.94 ? 380 MPa ? 260.57MPa 1.4

?? F ?2 ? K FN 2? FE 2
S

?

(7)计算大小齿轮的

YFaYSa [? F ]

YFa1YSa1 2.74 ?1.568 ? ? 0.0130 [? F ]1 328.57

YFa2YSa 2 2.23? 1.756 ? ? 0.0150 [? F ]2 260.57
大齿轮数值大 2.设计计算

2 ?1.64 ?15960 ? 0.88 ? cos 2 14 ? ? 0.0150 1? 202 ?1.6 ? 1.005mm mn ? 3
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 mz 有关,可取弯曲强度算得摸 数 2mm 可满足弯曲强度,按接触强度得的分度圆直径 d1 ? 30.86mm ,算出小齿 轮齿数

z1 ?

d1 cos ? 35.5 ? cos14? ? ? 19.96 取 z1 ? 20 mn 2
取 z2 ? 67

z2 ? ? z1 ? 20 ? 3.33 ? 66.6

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3.几何尺寸计算 计算中心距 a ?

( z1 ? z2 )mn (20 ? 67) ? 2 ? ? 89.6mm 2cos ? 2 ? cos14?

将中心距圆整为 90mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角

? ? arccos

( z1 ? z2 )mn (20 ? 67) ? 2 ? arccos ? 14? 7 ' 2a 2 ? 67

因 ? 值改变的不多,故参数 ? ? , K ? , Z H 等不必修正。 (3)计算大小齿轮的分度圆直径

z1mn 20 ? 2 ? ? 41.24mm cos ? cos14? 7 ' zm 67 ? 2 d2 ? 2 n ? ? 138.14mm cos ? cos14? 7' d1 ?
(4)计算齿轮宽度

b ? ?d d1 ? 1? 41.24 ? 41.24mm
圆整后取 B2 ? 42mm, B1 ? 47mm 验算传动比: 90 ? 67 i? ? 16.75 18 ? 20 ?i ? 5% 所以满足设计要求。

6.2 轴的设计计算
6.2.1 低速轴(轴 3)的设计计算
低速轴的功率,转速,扭矩分别为:

P3 =0.074kw,

n 3 =14r/min,

T3 =50.478N.m

1.确定轴的最小直径 先按式文献[12]15-2 初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 45 钢调质处理。根 据表文献[12]15-3,取 A0 ? 106 ,于是得 d min ? A0 3
P3 0.074 ? 106 ? 3 ? 18.46mm n3 14

轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。 为了使轴的直径和联轴器的孔径相 适应,故需同时选联轴器的型号。 联 轴 器 的 计 算 转 矩 Tca ? K AT1 , 查 文 献 [12] 表 14-1 取 K A ? 1.3 , 又
20

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T1 ? 50478N.mm 代入数据得 Tca ? 65621N.mm
查文献[11]表 5-2-25(GB/T5014-1985),选用 HL1 型弹性柱销联轴器。公称转 矩为 160000N.mm,联轴器的孔径 d=20mm,所以

dmin ? 20mm
2.轴的结构设计

图 6.1 低速轴结构简图

(1)根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1)由以上计算可知 d12 =20mm,为了满足联轴器的轴向定位要求,在 12 段的右端 制出一轴肩,轴肩 h=(0.07—0.1)d,所以 d
23

? 24mm

2)初步选取轴承,因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,根据轴 的结构和最小轴的直径大小 按文献[11]表 6-1-54(GB/T297-1994)选用 32006 型轴承 d ? D ? T ? 30mm ? 55mm ?17mm 所以, d34 ? d78 ? 30mm ,根据轴承的右端 采用轴肩定位,从表中查得 32006 型轴承的定位轴肩高度 h=3mm, 所以取

d 45 =36mm.取安装齿轮的轴段 67 的直径为 d 67 =34mm,齿轮左端采用轴肩定位,
轴肩的高度 h ? 0.07 d 轴环处直径 d 56 =40mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 ? 38mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端面上, 所以长度应取短些, 现取 L12 ? 36mm 。 由所选的轴承可知,

L34 =17mm. 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮的轮毂宽度为
31mm, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 故取 L67 =38mm。 考虑轴环宽度 b ? 1.4h , 取 L56 =5mm.而轴承端盖轴段的长度 L23 =24mm.在确定轴承的位置时应距离箱体
21

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内壁 S=8mm,取齿轮距离箱体内壁 a=15mm,齿轮间距 c=15mm,所以,

L78 =47.25mm
3)齿轮的的周向定位采用平键,按 d67 ? 34mm 查文献[12]表 6-1 普通平键取得: b ? h ? l=10mm ? 8mm ? 30mm. 联轴器处,由于是静连接,选用普通平键。由表 6-1,查得当轴径 d ? 20 mm 时键 取为 b ? h ? 6 ? 6 。参照半联轴器与轴的配合长度为 l ? 38mm 和普通平键的长度系 列,取键长 L ? 28mm

6.2.2 中间(轴 2)轴的设计计算
轴 2 的功率,转速,扭矩分别为:
P2 =0.078kw n2 =46.66r/min
T 2 =15.96N.mm

1.确定轴的最小直径 先按文献[12]式 15-2 初步估算轴的最小直径。选轴的材料为 40 钢调质处理根据 文献[12]表 15-3,取 A0 ? 106 ,于是得 d min ? A0 3
P2 0.078 ? 106 ? 3 ? 12.58mm ,由 n2 46.66

于开了一个键槽,所以 dmin ? 12.58 ? (1 ? 0.07) ? 13.56mm 2.轴的结构构设计

图 6.2 中间轴的结构简图 (1)各段的直径:

因为轴的最小轴与轴承相配合, 所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值, 因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承。 查文献[11](GB/T297-1994),根据上面计算的 dmin ? 13.56mm ,选择轴承的型号 为 30204,其尺寸为 d ? D ? T ? 20mm ? 47mm ?15.25mm 所以, d12 ? d56 ? 20mm
22

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由上面轴的同样的计算方法可得:

d 23 =28mm,

d 45 =26mm

d 34 =32mm

(2)确定各段的长度 考虑到齿轮的安装,配合段应比齿轮的宽度略短,

L23 =24-4=20mm,

L45 =47-4=43mm

考虑到第 3 轴与第 2 轴在箱体内的长度相等,则取

L12 ? 44.25

L56 ? 44.25

所以:轴 3 的 L45 ? 59.25

L34 就是齿轮的间距 C,所以 L34 =C=15mm
3)轴上零件的周向定位采用平键, 按 d 23 =28mm, 考虑键槽的同时加工, 故取平键: 23 段:b ? h ? l=8mm ? 7mm ? 14mm 45 段:b ? h ? l=8mm ? 7mm ? 32mm.

6.2.3 输入轴(轴 1)的设计计算
P1 =0.0826kw n1 =233.33r/min T1 =3.8N.mm

1.确定轴的最小直径 按文献[12]式 15-2 初步估算啜的最小直径,选择轴的材料为 40Cr,调质处理, 根据文献[12]表 15-3 取 A0 =98,则
d min ? A0 3 p1 / n 1 ? 98 ? 3 0.0826 / 233.33 ? 6.93mm

由于开了键槽,所以 dmin ? 6.93? (1 ? 0.07) ? 7.42mm 所以可取 d min =10mm. 2.轴的结构设计

图 6.3 高速轴的结构简图

23

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6 减速器的设计

(1)根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度 1) 根据上面计算可得安装带轮的轴径 d12 =10mm,轴肩的高度 h ? 0.07d ? 1.54 2)初步选取轴承,因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,根据轴 的结构和最小轴的直径大小查文献[13]表 2-3-18(GB297-84)选用 7302E 型轴承
d ? D ? T ? 15mm ? 42mm ?14.25mm 所以, 两轴承采用轴肩定位, d34 ? d78 ? 15mm ,

轴肩的高度 h ? 0.07d ? 1.05 考虑到是齿轮轴,取 1.5mm,所以

d45 ? d67 ? 18mm ,安装端盖的轴径,考虑到轴承的安装容易,取 d23 ? 12mm ,d 56
为小齿轮的分度圆直径 23.34mm. 根据轴承的尺寸可得, L78 ? 14.25mm , L34 ? 14.25 ? 28 ? 43.25mm 考虑到大带轮 的轮毂长度,取 L12 ? 35mm ,轴承端盖轴向的总宽度由查表计算为 27mm,根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承的润滑取端盖的外端面与大带轮的距离,则

L23 ? 36mm .箱体内的轴段长度由与前两轴的配合安装确定,根据前面尺寸可得, L45 ? 56mm , L67 ? 23mm , L56 为齿轮的宽度 30mm.
3)平键的尺寸选择按 d12 =10mm,查文献[12]得:B ? h ? l=4mm ? 4mm ? 20mm.

6.3 轴的校核
6.3.1 输出轴(轴 3)的校核
求作用在齿轮上的力

d3 ? 138.14mm
Ft 3 ? 2T3 tan ? n ? 974.1N , Fr 3 ? Ft 3 ? 365.6 N d3 cos ?

Fa 3 ? Ft 3 tan ? ? 244.7 N
计算支反力

FNH 1 ? FNH 2 ? Ft 3 M ( F ) ? FNH 1 ???? ? Ft 3 ??? ? 0 FNH1 ? ??????????FNH 2 ? 584.46N FNV 1 ? FNV 2 ? Fr 3 M ( F ) ? FNV 1 ???? ? Fr 3 ??? ? 0
FNV 1 ? ?146.2 N FNV 2 ? 219.4 N
24

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6 减速器的设计

M H ? FNH 2 ??? ? ???????????mm

MV 1 ? FNV 1 ??? ? 12719.4 N .mm? MV 2 ? FNV 2 ? 58 ? 12725.2 N .mm

M1 ? M H 2 ? MV 12 ? 36206.4 N .mm M 2 ? M H 2 ? MV 22 ? 36208.4 N .mm
1.画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

图 6.4 输出轴的受力图

将计算出的危险截面处的 M H , M V , M 的值列入下表:

25

大连大学本科毕业设计(论文) 表 6.1 输出轴各危险面处的载荷值 载荷 水平面 H 垂直面 V

6 减速器的设计

支反力 F

FNH 1 ? ?389.64 N FNH 2 ? 584.46 N

FNV 1 ? ?146.2 N FNV 2 ? 219.4 N MV 1 ? 12719.4 N .mm MV 2 ? 12725.2 N .mm

弯矩 M 总弯矩

M H ? 33898.68N.mm
M1 ? 36206.4 N .mm M 2 ? 36208.4 N .mm

扭矩

T ? 50478 N .mm

3.按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 60MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。 根据式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6 ,轴的计算应力:

M 2 2 ? (? ? T3 )2 36208.42 ? (0.6 ? 50478)2 ? ca ? ? W 0.1? 343 ? 12.01MPa ? 60MPa
结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够。

6.3.2 中间轴(轴 2)的校核
求作用在齿轮上的力 同轴 3 计算方法:

Ft 2 ? Ft 3 ? 947.1N , Fr 2 ? Fr 3 ? 365.56 N Fa 2 ? Fa3 ? 244.7 N
tan ? n 2T1 ? 273.5 N , Fr1 ? Ft1 ? 103.1N d cos ? Fa1 ? Ft1 tan ? ? 73.3N Ft1 ?

FNH 3 ? FNH 2 ? Ft 2 ? Ft 3 FNH 3 ?145.875 ? Ft 3 ?100.25 ? Ft 2 ? 59.25 ? 0
FNH 3 ? ?196.7 N?FNH 2 ? ?476.9N

26

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6 减速器的设计

FNV 3 ? FNV 2 ? Fr 2 ? Fr 3 FNv3 ?145.875 ? Fr 3 ?100.25 ? Fr 2 ? 59.25 ? 0
FNV 3 ? ?77.6N?FNV 2 ? ?184.86N

M HB ? FNH 3 ? ?????? ? ?????? N ??mm M HC ? FNH 2 ? 59.25 ? 28256.3?N ?mm MVB ? FNV 3 ? ?????? ? ??????N ??mm MVC ? FNV 2 ? 59.25 ? 10952.955?N ?mm
1.画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

3 2

图 6.4 中间轴的受力图

将计算出的危险截面处的 M H , M V , M 的值列入下表:
27

大连大学本科毕业设计(论文) 表 6.2 中间轴各危险面处的载荷值 载荷 支反力 F 弯矩 M 水平面 H 垂直面 V

6 减速器的设计

FNH 3 ? ?196.7 N FNH 2 ? ?476.9 N M HB ? 8974.4 N .mm M HC ? 28256.3N .mm

FNV 3 ? ?77.6 N FNV 2 ? ?184.86 N

MVB ? 3540.5N .mm MVC ? 10952.955 N.mm

总弯矩

M B ? 9647.5N .mm M C ? 30304.9 N .mm

扭矩

T ? 15960 N .mm

3.按弯扭合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 60MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 C 的强度进行校核。 根据式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6

M C 2 ? (? ? T2 )2 30304.92 ? (0.6 ?15960)2 ? ca ? ? W 0.1? 263 ? 18MPa ? 60MPa
结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够

6.3.32T 输入轴(轴 1)的校核 tan ? n 1
Ft1 ?
NH 1 NH 2 t1

? 325.6 N , Fr1 ? Ft1 ? 122.7 N d cos ? Fa1 ?? FF ? 87.24 N t1 tan ? F ?F

FNH 1 ?145.125 ? Ft1 ? 47 ? 0
FNH 1 ? ?105.45 N FNH 2 ? ?220.15 N

FNV 1 ? FNV 2 ? Fr1 FNV 1 ?145.125 ? Fr1 ? 47 ? 0
FNV 1 ? ?39.74 N FNV 2 ? ?82.96 N

28

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6 减速器的设计

M H ? FNH 1 ? 98.125 ? 10347.28N .mm MV 1 ? FNV 1 ? 98.125 ? 3899.49 N .mm MV 2 ? FNV 2 ? 47 ? 3899.12 N .mm
1.画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力, 并通过轮毂中截面作用于轴上。 轴的支点反力 也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上; 2. 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。 并确定可能的危 险截面。

图 6.5 输入轴的受力图

将计算出的危险截面处的 M H , M V , M 的值列入下表:

29

大连大学本科毕业设计(论文) 表 6.3 输入轴各危险面处的载荷值 载荷 支反力 F 弯矩 M 水平面 H 垂直面 V

6 减速器的设计

FNH 1 ? ?105.45 N FNH 2 ? ?220.15 N

FNV 1 ? ?39.74 N FNV 2 ? ?82.96 N MV 1 ? 3899.49 N .mm MV 2 ? 3899.12 N .mm

M H ? 10347.28N.mm

总弯矩

M1 ? 10347.282 ? 3899.492 ? 11057.68N .mm M 2 ? 10347.282 ? 3899.122 ? 11057.55 N .mm

扭矩

T ? 3800 N .mm

3.按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为 40Cr 调质,由文献[12]表 15—1 查得 ?? ?1 ? ? 70MPa ,由已知条件,对 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。 根据式 15-5 以上表中的数据,并取 ? ? 0.6

M12 ? (? ? T1 )2 11057.682 ? (0.6 ? 3800) 2 ? ca ? ? W 0.1? 23.343 ? 8.88MPa ? 70MPa
结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够

式(6.20)

6.4 轴承的校核
轴承的预期计算寿命 L' h ? 2 ? 300? 8 ? 4800 h 式(6.21)

6.4.1 输入轴上轴承的校核
(1)求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae ? 87.24 N

FNH 1 ? 105.45N , FNH 2 ? 220.15N FNV 1 ? 39.74 N , FNV 2 ? 82.96 N
2 2 2 所以 Fr1 ? F 2 NH 1 ? FNV 1 ? 105.45 ? 39.74 ? 112.69 N

式(6.22)

30

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6 减速器的设计

Fr 2 ?

F2

N H 2

2 2 ? F2N 2 82. 9? 6 V ? 2 2 0 . 1 5?

23 N5 . 2 6

(2)计算轴承的轴向力 查文献[13]表 2-3-18 得 GB297-84 型号轴承 e ? 0.24, Y ? 1.8, Cr ? 18000N 所以 Fd1 ? Fr1

(2Y )

? 112.69

(2 ?1.8)

? 31.3N

式(6.22)

Fd 2 ?

Fr 2

(2Y )

? 235.26

(2 ?1.8)

? 65.35N
式(6.23)

Fa1 ? max( Fd1 , Fae ? Fd 2 ) ? 87.24 ? 65.35 ? 152.59 N Fa 2 ? max( Fd 2 , Fd1 ? Fae ) ? 65.35N
(3)求轴承的动载荷

Fa1 152.59 ? ? 1.35 ? e Fr1 112.69 Fa 2 65.35 ? ? 0.28 ? e Fr 2 235.26
查文献[12]表 13-5 得 对轴承 1 X 1 ? 0.4, Y1 ? 1.8 对轴承 2 X 1 ? 0.4, Y1 ? 1.8 查文献[12]表 13-6 取冲击载荷因数 f p ? 1.2 (四)计算轴承的寿命

P 1 ? f p ( X1F r1 ? Y 1F a1 ) ? 1.2 ? (0.4 ?112.69 ? 1.8 ?152.59) ? 383.69N P 2 ? f p ( X2F r 2 ? Y2 F a 2 ) ? 1.2 ? (0.4 ? 235.26 ? 1.8 ? 63.35) ? 249.76N
所以 Lh1 ?

式(6.22)

106 C 106 18000 10 3 ? ( )? ? ( ) ? 26595808h ? L 'h 60n P 60 ? 233.33 383.686 1

式(6.23)

Lh 2 ?

106 C 106 18000 10 3 ? ( )? ? ( ) ? 111269660h ? L 'h 所以轴承满足寿命 60n P2 60 ? 233.33 249.76

要求。

6.4.2 中间轴的校核
(1)求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae ? 244.7 ? 73.3 ? 171.4N

31

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6 减速器的设计

FNH 1 ? 196.7 N , FNH 2 ? 476.9 N FNV 1 ? 77.6 N , FNV 2 ? 174.86 N
2 2 2 所以 Fr1 ? F 2 NH 1 ? FNV 1 ? 196.7 ? 77.6 ? 211.45 N 2 Fr 2 ? F 2 NH 2 ? FNV 476.92 ? 184.862 ? 511.48 N 2 ?

(2)计算轴承的轴向力 查文献[11](GB/T297-1994)得 30204 型号轴承 e ? 0.35, Y ? 1.7, Cr ? 26800 N 所以 Fd1 ? Fr1

(2Y )

? 211.45

(2 ?1.7)

? 61.2N

Fd 2 ?

Fr 2

(2Y )

? 511.48

(2 ?1.7)

? 150.44N

Fa1 ? max( Fd1 , Fae ? Fd 2 ) ? 171.4 ? 150.44 ? 321.84 N Fa 2 ? max( Fd 2 , Fd1 ? Fae ) ? 150.44 N
(3)求轴承的动载荷

Fa1 321.84 ? ? 1.5 ? e Fr1 211.45 Fa 2 150.44 ? ? 0.29 ? e Fr 2 511.48
查文献[12]表 13-5 得 对轴承 1 X 1 ? 0.45, Y1 ? 1.3 对轴承 2 X 2 ? 1, Y2 ? 0 查文献[12]表 13-6 取冲击载荷因数 f p ? 1.2 (四)计算轴的寿命
P 1 ? f p ( X 1 Fr1 ? Y 1 Fa1 ) ? 1.2 ? (0.45 ? 211.45 ? 1.3 ? 321.84) ? 616.5 N

P 2 ? f p ( X2F r 2 ? Y2 F a 2 ) ? 1.2 ?1? 511.48 ? 613.78N
Lh1 ? 106 C ? 106 26800 10 3 ( ) ? ( ) ? 103175453h ? L 'h 60n P 60 ? 46.66 616.5 1

106 C ? 106 26800 10 3 Lh 2 ? ?( ) ? ( ) ? 104774425988h ? L 'h 60n P2 60 ? 46.66 613.78
所以轴承满足寿命要求。
32

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6 减速器的设计

6.4.3 输出轴上轴承的校核
(1)求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae ? 244.7 N

FNH 1 ? 389.64 N , FNH 2 ? 584.46 N FNV 1 ? 146.2 N , FNV 2 ? 219.4 N
2 389.642 ? 146.22 ? 416 N 所以 Fr1 ? F 2 NH 1 ? FNV 1 ? 2 Fr 2 ? F 2 NH 2 ? FNV 584.462 ? 219.42 ? 624 N 2 ?

(2)计算轴承的轴向力 查文献[11](GB/T297-1994)得 32006 型号轴承 e ? 0.26, Y ? 2.3, Cr ? 23200N 所以 Fd1 ? Fr1

(2Y )

? 416

(2 ? 2.3)

? 90.43N

Fd 2 ?

Fr 2

(2Y )

? 624

(2 ? 2.3)

? 135.65N

Fa1 ? max( Fd1 , Fae ? Fd 2 ) ? 244.7 ? 135.65 ? 380.35 N Fa 2 ? max( Fd 2 , Fd1 ? Fae ) ? 135.65 N
(3)求轴承的动载荷

Fa1 380.35 ? ? 0.91 ? e Fr1 416 Fa 2 135.65 ? ? 0.0.21 ? e Fr 2 624
查文献[12]表 13-5 得 对轴承 1 X 1 ? 0.41, Y1 ? 1.5 对轴承 2 X 2 ? 1, Y2 ? 0 查文献[12]表 13-6 取冲击载荷因数 f p ? 1.2
P 1 ? f p ( X 1 Fr1 ? Y 1 Fa1 ) ? 1.2 ? (0.41? 416 ? 1.5 ? 380.35) ? 889.3N

P 2 ? f p ( X2F r 2 ? Y2 F a 2 ) ? 1.2 ?1? 624 ? 748.8N
(四)计算轴的寿命

Lh1 ?

106 C 106 23200 10 3 ? ( )? ? ( ) ? 62688280h ? L 'h 60n P 60 ?14 889.3 1
33

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6 减速器的设计

Lh 2 ?

106 C 106 23200 10 3 ? ( )? ? ( ) ? 111205912h ? L 'h 60n P2 60 ?14 748.8

所以轴承满足寿命要求。

6.5 键的选择和校核
6.5.1 输入轴上联轴器处的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 9-14(GB/T1095-1979),查 得 当 轴 径 d ? 1 0m m时 键 取 为 b ? h ? 4 ? 4 。 参 照 大 带 轮 宽 与 轴 配 合 的 毂 长
B ? 35mm 和普通平键的长度系列,取键长 L ? 20mm 。

(2)强度验算 由文献[12]式(6-1) ? p ?
2T ? [? p ] dlk

式(6.24)

式中 T ? 3800 N ? mm d ? 1 0m m l ? L? b ? 2 0 ?4 ?1 6 mm k ? 0.5h ? 0.5 ? 4 ? 2 由文献[12]表 6-2 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

?F ?

2 ? 3800 MPa ? 23.75MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 10 ?16 ? 2

6.5.2 中间轴上的键
(1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 9-14(GB/T1095-1979),查 得当轴径 d ? 28mm 时键取为 b ? h ? 8 ? 7 。由于轴上是两个键,且设计时两键的
b ? h 都为 8 ? 7 ,参照齿轮与轴的配合长度为 l ? 20mm 和普通平键的长度系列,

取键长 L1 ? 14mm 。d=26mm 时, L2 ? 32mm (2)强度验算 <1> 由文献[12]式(6-1) ? p ? 当 d ? 28mm 时: 式中 T ? 15960 N ? mm
2T ? [? p ] dlk

l? L 1 4 ?8 ?6m m 1 ? b?
k ? 0.5h ? 0.5 ? 7 ? 3.5

由文献[12]表 15-1 查取许用挤压应力为 [? p ] ? 110MPa

34

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6 减速器的设计

? F1 ?

2 ?15960 ? 54.28MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 28 ? 6 ? 3.5 当 d=26mm 时:

l? L 3 2 ?8 ?2 4 mm 2 ? b?
k ? 0.5h ? 0.5 ? 7 ? 3.5 2? 1 5 9 6 0 ?F2 ? ? 1 4 . MPa 6 ?? ?? p ? ? 2 6? 2 ? 4 3.5

6.5.3 输出轴上的键
1)齿轮与轴联结处 (1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 9-14(GB/T1095-1979),查 得当轴径 d ? 34mm 时键取为 b ? h ? 10 ? 8 参照齿轮与轴的配合长度为 l ? 38mm 和 普通平键的长度系列,取键长 L ? 30mm 。 (2)强度验算 由文献[12]式(6-1) ? p ?
2T ? [? p ] dlk

式中 T ? 50478 N ? mm d ? 34mm l ? L? b ? 30 ? 10 ?20 mm k ? 0.5h ? 0.5 ? 8 ? 4 2 ? 50478 ?F ? MPa ? 37.12MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 4 ? 34 ? 20 2) 联轴器处 (1)确定键的类型和尺寸 由于是静连接,选用 A 型普通平键。由文献[12]表 9-14(GB/T1095-1979),查 得 当 轴径 d ? 20mm 时键取为 b ? h ? 6 ? 6 。参照半联轴 器与轴的 配合长度为 l ? 36mm 和普通平键的长度系列,取键长 L ? 28mm 。 (2)强度验算 2T ? [? p ] 由文献[12]式(6-1) ? p ? dlk 式中 T ? 50478 N ? mm d ? 20mm l ? L? b ? 2 8 ?6 ?2 2 mm k ? 0.5h ? 0.5 ? 6 ? 3 2 ? 50478 ?F ? MPa ? 76.48MPa ? ? ?? p ? ? ,满足强度要求。 3 ? 22 ? 20

6.6 减速器箱体的设计
由文献[14]表 3
35

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6 减速器的设计

1.机座壁厚: ? ? 0.025 ? 67 ? 3 ? 4.467mm, 取? ? 8mm 2.机盖壁厚: ?1 ? 0.02? a ? 3 ? 4.43mm 3.机座凸缘厚度: b ? 1.5? ? 12mm 4.机盖凸缘厚度: b1 ? 1.5?1 ? 1.5 ? 8 ? 12mm 5.机座底凸缘厚度: b2 ? 2.5? ? 2.5 ? 8 ? 20mm 6.地脚螺钉直径: d f ? 16mm 7.地脚螺钉通孔直径: d ' f ? 20mm 8.地脚螺钉数目: n ? 4 9.沉头座直径: D0 ? 32mm 10.轴承旁联接螺栓直径: d1 ? 0.75d f ? 0.75 ?16 ? 12mm d1 ? 12mm 11.机盖与机座联接螺栓直径: d2 ? (0.5 ~ 0.6)d f ? 8 ~ 9.6mm取d2 ? 10mm 12.轴承端盖螺钉直径: d 3 ? 8mm 13.窥视孔盖螺钉直径: d 4 ? 7mm 14.定位销直径: d ? (0.7 ~ 0.8)d2 ? 6.3 ~ 7.2mm取d ? 8mm 15. d f ?d1?d2 到外机壁距离: c1 ? 22mm?c1 ? 18mm?c1 ? 16mm 16. d f ?d 2 到凸缘边缘距离: c2 ? 20mm?c2 ? 14mm 17.轴承旁凸台半径: R1 ? c2 ? 16mm 18.大齿顶圆与内机壁距离: ?1 ? 1.2? ? 9.6mm, 取?1 ? 20mm 19.齿轮端面与内机壁距离: ?2 ? ? ? 8mm, 取?2 ? 16mm 20.机座肋板的尺寸 m ? 0.85? ? 0.68, 取m ? 9mm 21.箱盖肋板的尺寸 m ? 0.85? ? 0.68, 取m ? 9mm 22.吊耳环直径 d ? (1.8 ? 2.5)?1 ? 16mm 取 ?1 ? 8mm

宽b ? 2?1 ? 16mm
36

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23.钓钩半径 r ? 0.25 B ? 6mm 24.轴承盖(轴承座的)的外径 D2 根据前面确定的轴承盖外径可得: 输出轴 D2 =88mm 中间轴
D2 =68mm

输入轴 D2 =32mm

轴承盖螺钉直径 d 3 ,由计算选用 M 8 螺钉,4 颗 25.确定机盖顶部轮廓 大齿轮一侧 以 R大 =89mm 画弧 小齿轮一侧 以 R小 =32mm 画弧 25.放油孔螺钉 M 12 ?1.5 26.窥视孔长 l1 ? 140mm 宽 b1 ? 120mm

l 2 ? 125mm

l3 ? 110mm

b2 ? 105mm b3 ? 90mm

视孔盖 ? ? 4mm 通气孔 M 18 ? 1.5 27.压配式圆形油标 视孔 d ? 16 A 型压配式 ac.箱体的总体尺寸的确定: 箱体外壁的长度: L外 ? 298 mm 箱体内壁的宽度: B内 ? 116.5mm 箱体外壁的宽度: B外 ? 132.5mm 箱座底部的宽度: B底 ? 212.5mm 箱座顶部的宽度: B顶 ? 212.5mm 箱盖的总体长度: L盖 ? 358mm

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7 排屑机构箱体设计

7 排屑机构箱体的设计
1、滚动轴承座的选择 前面设计中链轮与惰轮上所用轴承的为: 调心球轴承: d ? D ? T ? 25mm ? 52mm ?18mm 查文献[14]表 6-1-60 选取滚动轴承座分别为: SN205 型滚动轴承座: d ? d2 ? D ? 25mm ? 30mm ? 52mm 2、进屑口法兰的设计
B? L? h ? 3 4 0 m m? 3 9 3 . m 1 m ? 5 mm

螺栓直径: d ? 8mm 数目:16 颗 3、机头设计
B? L? h ? 3 6 3 m m? 3 8 5m m ? 260 mm

4、机尾设计
B? L? h ? 3 6 3 m m? 3 3 5m m ? 276 mm

5、机身上螺栓: d ? 8mm 数目:8 颗 6、排屑机构总体尺寸: B? L? h ? 5 9 0 m m? 5 0 9 3 mm ? 5m m

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8 排屑机构的保养与维护

8 排屑机构的保养与维护
8.1 排屑机构的保养
排屑机构是数控机床的必备附属机构, 其主要作用是将切屑从加工区域排出数 控机床之外。迅速、有效地排除切屑才能保证数控机床正常加工。 排屑机构的安装位置一般都尽可能靠近刀具切削区域。 如车床的排屑机构, 装 在回转工件下方;铣床和加工中心的排屑机构装在床身的回水槽上或工作台边侧 位置,以利于简化机床或排屑机构结构,减小机床占地面积,提高排屑效率。排 出的切屑一般都落入切屑收集箱或小车中,有的则直接排入车间排屑系统。 刮板链式排屑机构是一种具有独立功能的附件。接通电源之前应先检查减速器润 滑油是否低于油面线,如果不足,应加入 40 号全损耗系统用油至油面线。电动机 起动后,应立即检查链轮的旋转方向是否与箭头所指方向相符,如不符应立即改 正。 排屑机构链轮上装有过载保险离合器,在出厂调试时已作了调整。如电动机 起动后,发现磨擦片有打滑现象,应立即停止开动,检查链带是否被异物卡住或 其他原因。 应该定期对排屑机构重要部件如:减速器、链条等进行一般润滑,以提高排屑 机构的寿命。

8.2 排屑机构的维修
如排屑机构出现故障,不能顺利运转,则可从以下两方面找原因: 1)磨擦片的压紧力是否足够。先检查碟形弹簧的压缩量是否在规定的数值之 内;碟形弹簧自由高度为 8.5mm,压缩量应为 2.6-3mm,若这个数值之内,则说 明压紧力已足够了;如果压缩量不够,可均衡地调紧 3 只 M8 压紧螺钉。 2)若压紧后还是继续打滑,则应全面检查卡住的原因。

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结论

结 论
至此,排屑机构的设计成功,它是针对市场的需要而设计的,从而能有效地满足 当今市场上对排屑机构的需求,它具有如下的优点:传动平稳,传动效率搞,生产效 率高,劳动强度低,产品质量好,经济性好,人性化等优点。 本设计中,主要完成了以下几个方面的内容: (1) 对现有的排屑机构进行分析,系统方案进行比较,选出最优、最合理 的方案。 (2) 完成电机的选择,带传动设计,减速器的设计,链传动等结构设计。 (3) 进行机械系统部分计算及选取相关的机械零件。 (4) 画出排屑机构的总体结构图,减速器的装配图,及相关零件图。 当然,任何产品刚设计出来都不会是完善的,毫无缺陷的,必须在实践之中发现 它的不足,再来进行改进,如此反复,才能最终达到满意的效果。经过客观的分析后, 本设计由于以经济性为第一设计思想,可能存在如下的不足,如减速器整体结构 稍大,造成整个排屑机构机头的布置占用空间大;在设计过程在人性化的考虑还 不够等等。这些问题只有在实践中采取相应的措施来才能不断完善。

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参考文献

参 考 文 献

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致谢

致 谢
此次设计是在王淑芬教授的认真带领下完成的,在我即将完成学习之际, 衷心感谢王教授。王教授学识渊博、治学态度严谨、性情温和和工作态度认真 负责熏陶着我们。 从王教授那里我们学到了许多的专业知识和相关的设计方法。 在此,谨向恩师表示最真诚的感谢。 忠诚谢谢答辩委员会的各位教授和老师, 谢谢你们在为学弟们准备期末考试 中抽出珍贵的时间来批阅论文、出席答辩并不吝提出指导性的建议。 这就要毕业走向社会了, 渺小的我会向教授和老师们学习对事业的认真,待 人诚恳没有架子和性情柔和。 人家说老是如父母,的确是你们陪伴我们度过学校 的学习阶段,我们成长的每一步。

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