11辊矫直机用的联合齿轮箱减速机设计含6张CAD图
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摘 要本文从研究矫直管机理入手,设计了一台11辊矫直机用的联合齿轮箱,并对联合齿轮箱进行结构设计,包括联合齿轮箱的传动比计算、各齿轮的参数计算、各传动轴的设计与校核计算。并完成总装图的绘制及零件图的绘制,并用机械制图软件绘制。在结构设计阶段,应牢固树立保证各级齿轮啮合良好的意识,采用适当的焊接箱体结构和轴系结构,合理确定轮齿旋向和齿轮旋转方向,重视润滑配管设计,以保证设计计算落到实处,减速机工艺性好,使用方便、可靠。本课题主要是针对矫直机上的联合减速机进行设计。关键词 矫直机、联合齿轮箱、传动轴*本科毕业设计(论文) 目录IABSTRACTThis paper starts from the study of the governing mechanism, combined gear box with a 11 roller straightening machine straightening the design, and structure design of the combined gear box, calculation, calculation, design and checking calculation of parameters of each gear of the transmission shaft of the transmission gear box comprises a joint. And complete the drawing and parts drawing assembly diagram, and mechanical drawing software rendering.In the stage of structural design, should firmly establish the assurance levels of gear meshing good sense, welded body structure and the shafting structure suitable, reasonably determine the gear rotation direction and rotation direction of attention gear, lubrication piping design, to ensure that the design and calculation of implement, deceleration machine art is good, easy to use, reliable.This topic is mainly combined speed reducer for straightening machine of design.Key words Straightening machine, gear box, transmission shaft 目录目 录摘 要IABSTRACTII1 绪 论11.1 本课题研究目的与意义11.2 本课题国内外发展概况11.3 矫直机的发展趋势12 联合减速器的参数确定33 联合减速器传动机构设计63.1 传动比的分配63.2 各轴的转速、功率和转矩63.3 齿轮材料精度和齿数的选择63.4 减速器齿轮设计计算93.5 输入轴的设计计算113.6 中间轴1的设计计算123.7 中间轴2的设计计算163.8 输出轴的设计计算203.9 圆锥滚子轴承的设计计算283.10 轴校核的设计计算333.11 轴承的校核的计算35结 论40参 考 文 献41致 谢42*本科毕业设计(论文) 2 系统总体方案的确定2 1 绪论1 绪 论1.1 本课题研究目的与意义联合减速机主要用于矫直机的应用上面。线棒材厂粗中轧机联合减速机的设计有其自己的特点。在设计计算阶段,应根据工艺要求、用户要求及制造厂的加工能力合理确定齿面硬度、齿轮材料及热处理方式,选择合适的齿轮精度、使用寿命、齿宽系数等,按照输出扭矩为最大轧制力矩的原则,使齿轮副的强度安全系数在一个合理的范围内,并注意同规格联合减速机的通用化,使计算出的减速机既安全,又体积小、重量轻、成本低。 在结构设计阶段,应牢固树立保证各级齿轮啮合良好的意识,采用适当的焊接箱体结构和轴系结构,合理确定轮齿旋向和齿轮旋转方向,重视润滑配管设计,以保证设计计算落到实处,减速机工艺性好,使用方便、可靠。本课题主要是针对矫直机上的联合减速机进行设计。1.2 本课题国内外发展概况近些年国内外新设计的联合减速机箱体均采用焊接结构。当分速级齿轮为人字齿轮时,可以设计成只有一个分箱面。为保证箱体刚度,各箱体,尤其是下箱体的承载钢板应有足够的厚度和合理的配筋。轴承座部位一般选用厚钢板直接焊接。各箱体之间的联接螺栓大小应按规范选取,并注意其与箱壁、筋的距离,以留有足够的扳手空间。地脚螺栓应布置合理,以方便土建基础施工,并注意安装空间。下箱上的吊耳应能承受住整台联合减速机的重量,联合减速机组装完毕后,只允许使用下箱上的吊耳吊装。 随着线棒材轧坯尺寸的加大、轧制速度和对成品精度要求的逐步提高,对粗中轧机轧制能力及中间坯质量也有越来越高的要求。因此联合减速机呈现以下发展趋势。 1)齿轮计算及强度校核采用电子计算机进行计算,可大大缩短设计周期。 2)齿轮采用渗碳淬火热处理工艺。根据计算,相同外型尺寸的联合减速机,采用渗碳淬火比采用表面淬火可提高承载能力30%左右。还方便了大齿轮的加工制造。 3)箱体采用全焊接结构,以缩短制造周期,减轻重量。 4)齿轮采用高变位技术,以提高齿面接触强度和齿根弯曲强度。由于目前国内中硬齿面联合减速机的加工费用一般比硬齿面联合减速机的加工费用便宜一半左右,所以,在选择齿面硬度的原则是:尊重用户的选择,在轧机间距和机列长度许可的前提下尽量不用渗碳淬火热处理工艺,尽量不用高档材料,尽量降低齿面硬度,以适应市场经济的需要。但随着国内机加工能力的提高,加工费用的进一步合理,联合减速机采用渗碳淬火硬齿面齿轮、大齿轮采用焊接结构将是发展的方向。1.3 矫直机的发展趋势综合近些年国内外的研究,可以看到:在矫直过程的变形机理方面向精度定量的方向进一步发展,如:拉力对矫直的作用,在斜辊矫直机上压紧力对矫直的作用等;在改进矫直工艺及改进矫直设备方面,如采用最佳压下方案,采用恒功率制度,用振动矫直代替旋转矫直,单独驱动的变辊距矫直是大型矫直机发展的趋势;在过程控制方面,随着工业控制水平的不断提高,矫直机电气控制已上了一个新台阶,设备级控制趋向简单化,工厂级监控、相关设备间联动、智能化控制,已是传动及基础自动化发展的必然趋势。型材矫直机采用压上式结构将是未来发展的方向,因为这种结构将使机架上部结构更加简化,操作环境的光线会更好,在采用吊车换辊操作的时候可以避免辊子或吊车与机架上部压下装置的磕碰,减少事故的发生,从另一角度而言,换辊工作将更加方便。2 联合减速箱参数的确定辊式矫直机是目前应用最为广泛的一种矫直机。也是矫直技术发展最为完善的一种矫直机。辊式矫直机可以矫正板带材和型材。其种类繁多,按用途可分为板材和型材两类矫直机;还可按板厚来分,可分为厚、中、薄三类板材矫直机;还有按重型和普通型来区分板材矫直机的;用板宽来编排矫直机系列也是一种方法。从趋势上看以厚度来区分板材矫直机是最基本的方法。 辊式矫直机属于连续性反复弯曲式矫直机,是在压力矫直机的基础上而发展起来的,它克服了压力矫直机断续工作的缺点,使矫直效率成倍提高,使矫直工序得以进入连续生产线,这在技术上是一次较大的跨越。其理论基础就是金属材料在较大弹塑性弯曲条件下,不管其原始弯曲程度有多大差别,在弹复后所残留的弯曲程度差别会显著减小,甚至会趋于一致,从而达到矫直目的。 本文是针对11辊矫直机所用的联合齿轮箱进行设计,具体的初始参数为电动机的输入功率为110Kw,输入转速为980rpm,输出转速为85rpm。 由输入功率P=110Kw, 3 联合减速箱传动机构设计3.1 传动比的分配1.计算总的传动比 2.传动比分配,本次设计的减速箱采用11辊矫直机,减速采用三级减速,总的传动比为11.53,一级齿轮减速采用减速比2,那么二级齿轮减速和三级齿轮减速的比为,二级减速和三级减速本次采用相同的减速,则,二级和三级减速比为。 3.2 各轴的转速、功率和转矩转速: 功率:P1=110 KW 扭矩: 转速: 功率:扭矩:=转速:功率: 扭矩:转速:功率:= 扭矩: 表1.1 各轴的运动与动力参数轴号转速(r/min)功 率(KW)扭 矩(Nm)19801101071.942490101.31974.93204.293.34364.448585.99655.63.3 齿轮材料精度和齿数的选择电动机功率P=110 KW,转速n=980 r/min,工作有轻微震动,单向传动,传动比=11.5,要求结构紧凑重量轻,预计寿命20000h ,小齿轮对称布置 ;传递功率大转数高,并要求结构紧凑重量轻,可以采用低碳合金钢,小齿轮20渗碳淬火,HRC5865取HRC 60。大齿轮40Cr表面淬火,HRC4855取HRC52。齿轮精度7级,表面粗糙度0.8m,碳齿面齿轮主要失效形式为折断希望弯曲强度大些。3.4 减速机齿轮设计计算3.4.1一级齿轮设计计算1、设计准则齿面硬度350HBS的硬齿面,其失效为轮齿的折断准则为:按齿根弯曲强度设计,按齿面接触强度校核 ;初选齿轮齿数Z1=352、按齿根弯曲疲劳强度设计: 其中:螺旋角,试选=13;螺旋角影响系数,由文献4,图5-25得=0.9 ;小齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=960 MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=670MPa ;小齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,5-10得:=1470MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,图5-10得:=1180MPa ; ,最小安全系数,=1,=1.35 ;小轮应力循环次数,=60=60=1.776; 大轮应力循环次数,=6.8; 、弯曲疲劳寿命系数,由文献4,图5-13得=1 、接触疲劳寿命系数,由文献4,图5-12得=1.08,=1.2 ;小轮许用弯曲应力,=637 MPa;大轮许用弯曲应力,=496 MPa;接触疲劳许用应力,=1.08=1588 MPa ;接触疲劳许用应力,=1.21180=1424 MPa ;=1506 MPa ,1.23=17.52MPa ;齿宽系数,由文献4,表5-8得 =0.8 ;小齿轮的当量齿数,= ;大齿轮的当量齿数,= ;斜齿轮齿形系数,由文献4,表5-6得=2.80,=2.31 ;斜齿轮应力校正系数,由文献4,表5-6得=1.564,=1.70 ;齿轮端面重合系数,=0.9781 ;=188() =188.2(1/35+1/70) cos13=1.622 ;试选载荷系数 =1.4 ; =9.55=1071940N mm (6.2)=0.00687 ,=0.00792 =0.318=则 =3.22mm 圆柱斜齿轮模数修正: =1 =1 其中:动载荷系数,由文献4,图5-7得,=1.01 ;使用系数,由文献4,表5-1得,=1 ;接触强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.312 ;弯曲强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.23 ;齿面载荷分布不均匀系数,由文献4,表5-2得,=1.104 。所以 ,=1=1=1.588 ;=1=1=1.695;由于=1.588与相差很大,所以原设计要修正 :=3.23mm ,圆整并取标准 =3 mm ;3、几何尺寸计算(1)计算中心距: a=mm 中心距圆整,取a=166 mm ;(2)求实际齿轮的螺旋角; = 由于与预选的相差不大,所以,不需要修正;小齿轮分度圆直径:=大齿轮分度圆直径:=齿轮齿宽:=0.8=84.16mm圆整取 =85 mm,则 :小齿轮齿宽:B1=90mm,大齿轮齿宽:B2=85mm 。3.4.2 二级齿轮设计计算1、设计准则齿面硬度350HBS的硬齿面,其失效为轮齿的折断准则为:按齿根弯曲强度设计,按齿面接触强度校核 ;初选齿轮齿数Z1=312、按齿根弯曲疲劳强度设计: 其中:螺旋角,试选=13;螺旋角影响系数,由文献4,图5-25得=0.9 ;小齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=960 MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=670MPa ;小齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,5-10得:=1470MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,图5-10得:=1180MPa ; ,最小安全系数,=1,=1.35 ;小轮应力循环次数,=60=60=1.776; 大轮应力循环次数,=6.8; 、弯曲疲劳寿命系数,由文献4,图5-13得=1 、接触疲劳寿命系数,由文献4,图5-12得=1.08,=1.2 ;小轮许用弯曲应力,=637 MPa;大轮许用弯曲应力,=496 MPa;接触疲劳许用应力,=1.08=1588 MPa ;接触疲劳许用应力,=1.21180=1424 MPa ;=1506 MPa ,1.23=17.52MPa ;齿宽系数,由文献4,表5-8得 =0.8 ;小齿轮的当量齿数,= ;大齿轮的当量齿数,= ;斜齿轮齿形系数,由文献4,表5-6得=2.80,=2.31 ;斜齿轮应力校正系数,由文献4,表5-6得=1.564,=1.70 ;齿轮端面重合系数,=0.9781 ;=188() =188.2(1/31+1/74) cos13=1.63 ;试选载荷系数 =1.4 ; T2=9.55=197490N mm (6.2)=0.00687 ,=0.00792 =0.318=则 =4.35mm 圆柱斜齿轮模数修正: =1 =1 其中:动载荷系数,由文献4,图5-7得,=1.01 ;使用系数,由文献4,表5-1得,=1 ;接触强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.312 ;弯曲强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.23 ;齿面载荷分布不均匀系数,由文献4,表5-2得,=1.104 。所以 ,=1=1=1.588 ;=1=1=1.695;由于=1.588与相差很大,所以原设计要修正 :=4.38mm ,圆整并取标准 =4 mm ;3、几何尺寸计算(1)计算中心距: a=mm 中心距圆整,取a=215mm ;(2)求实际齿轮的螺旋角; = 由于与预选的相差不大,所以,不需要修正;小齿轮分度圆直径:=大齿轮分度圆直径:=齿轮齿宽:=0.8=101.4mm圆整取 =100 mm,则 :小齿轮齿宽:B1=105mm,大齿轮齿宽:B2=100mm 。3.4.3 三级齿轮设计计算1、设计准则齿面硬度350HBS的硬齿面,其失效为轮齿的折断准则为:按齿根弯曲强度设计,按齿面接触强度校核 ;初选齿轮齿数Z1=332、按齿根弯曲疲劳强度设计: 其中:螺旋角,试选=13;螺旋角影响系数,由文献4,图5-25得=0.9 ;小齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=960 MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限,由文献4,图5-11得:=670MPa ;小齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,5-10得:=1470MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限,由文献4,图5-10得:=1180MPa ; ,最小安全系数,=1,=1.35 ;小轮应力循环次数,=60=60=1.776; 大轮应力循环次数,=6.8; 、弯曲疲劳寿命系数,由文献4,图5-13得=1 、接触疲劳寿命系数,由文献4,图5-12得=1.08,=1.2 ;小轮许用弯曲应力,=637 MPa;大轮许用弯曲应力,=496 MPa;接触疲劳许用应力,=1.08=1588 MPa ;接触疲劳许用应力,=1.21180=1424 MPa ;=1506 MPa ,1.23=17.52MPa ;齿宽系数,由文献4,表5-8得 =0.8 ;小齿轮的当量齿数,= ;大齿轮的当量齿数,= ;斜齿轮齿形系数,由文献4,表5-6得=2.80,=2.31 ;斜齿轮应力校正系数,由文献4,表5-6得=1.564,=1.70 ;齿轮端面重合系数,=0.9781 ;=188() =188.2(1/33+1/79) cos13=1.62 ;试选载荷系数 =1.4 ; T2=9.55=4364400N mm =0.00687 ,=0.00792 =0.318=则 =5.28mm 圆柱斜齿轮模数修正: =1 =1 其中:动载荷系数,由文献4,图5-7得,=1.01 ;使用系数,由文献4,表5-1得,=1 ;接触强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.312 ;弯曲强度分配系数,由文献4,表5-12得=1.23 ;齿面载荷分布不均匀系数,由文献4,表5-2得,=1.104 。所以 ,=1=1=1.588 ;=1=1=1.695;由于=1.588与相差很大,所以原设计要修正 :=5.38mm ,圆整并取标准 =5mm ;3、几何尺寸计算(1)计算中心距: a=mm 中心距圆整,取a=285mm ;(2)求实际齿轮的螺旋角; = 由于与预选的相差不大,所以,不需要修正;小齿轮分度圆直径:=大齿轮分度圆直径:=齿轮齿宽:=0.8=135.56mm圆整取 =135mm,则 :小齿轮齿宽:B1=140mm,大齿轮齿宽:B2=135mm 。3.5输入轴的设计计算由文献式(15-2)初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调制处理由文献表(15-3)取=110于是得. =53.06 mm 输出轴的最小直径显然是联轴器处直径(图6-2)。考虑到此轴段有一键槽,应将轴段直径相应放大,现取d=55mm。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故须同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩查表14-1,考虑到转矩变化很小,故取=1.3则 =1.32551142.36=3316485 Nmm (6.16)按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,选用型弹性柱销联轴器,公称转矩为1071.94 N m ;半联轴器的孔径为55 mm,取=80 mm,联轴器长度=114mm 。根据轴向定位要求定轴各段直径和长度 ;(1)为满足半联轴器轴段右制出一轴肩,故取段直径:=+(34)=73+(7.510)=55 mm ;(2)由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥辊子轴承30312,其尺寸为=60x130X35,故=60mm ; 而=93mm(3)取安装齿轮处轴段的直径=107.76 mm,齿轮齿轮左端与左轴承间采用轴套定位,齿轮轮毂宽度为85 mm,轴段应略短于轮毂宽度,故取=85 mm(4)轴承端盖总宽35 mm,装拆便于对轴承添润滑脂,端盖处与半联轴器右端面间距离=35 mm(5)=+(876)=30.5+8+16+4=58.5 mm ; =65+20+16=91mm ;计算得轴各支点反力如表。输入轴受力分析图输入轴受力参数表载荷水平面H垂直面V支反力F=10902 N =5451N=5952 N = -70.75 N弯矩=1035690 Nmm=565440 N mm= 13442 N mm总弯矩=1037232.157 Nmm=1035777.233 Nmm扭矩=2551142.36 N/mm3.5.1按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度根据文献5,式15-5及上表中的数值,并取应力折算系数=0.6,轴的计算应力: = =21.384 MPa ;前已选定轴材料为45钢,调质处理,由文献5,表15-1查得=60 MPa;因此S=1.5 所以,截面左侧强度校核合格。3、截面右侧抗弯截面系数按文献5,表15-4中的公式计算=0.1=0.1=72900 mm =0.2=0.2 mm弯矩及弯曲应力为:=270938 Nmm = MPa扭矩及扭转切应力:=2551142.36 ;= MPa过盈配合处的;=0.8=2.78 ;轴按磨削加工,由文献5,附图3-4表面质量系数为:=0.92 ;故得综合系数 :=+=3.48+=3.57 =2.78+=2.87 所以截面右侧的安全系数为= =6.06 所以 , S= =5.9S=1.5 故该轴截面右侧的强度也是足够的。3.6中间轴1的设计计算中间轴的功率,转速,扭矩分别为:P2=101.3kw, n2=490r/min, T2=1974.9N.m1.确定轴的最小直径先按式文献1215-2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1215-3,取,于是得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,查文献12表14-1取,又代入数据得查文献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=70mm,所以 2.轴的结构设计(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=70mm,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=(0.070.1)d,所以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30314型轴承所以,根据轴承的右端采用轴肩定位,从表中查得30314型轴承的定位轴肩高度h=20mm,所以取=90mm.取安装齿轮的轴段67的直径为 =34mm,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩的高度轴环处直径=40mm半联轴器与轴配合的毂孔长度,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。由所选的轴承可知,=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=38mm。考虑轴环宽度,取=5mm.而轴承端盖轴段的长度=24mm.在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm,取齿轮距离箱体内壁a=15mm,齿轮间距c=15mm,所以,=47.25mm3)齿轮的的周向定位采用平键,按查文献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,查得当轴径时键取为。参照半联轴器与轴的配合长度为和普通平键的长度系列,取键长3.7中间轴2的设计计算轴2的功率,转速,扭矩分别为:=93.3kw =204.2r/min =4364.4N.mm1.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,于是得,由于开了一个键槽,所以(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,选择轴承的型号为30315,其尺寸为所以,由上面轴的同样的计算方法可得:=28mm, =26mm =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,=24-4=20mm, =47-4=43mm考虑到第3轴与第2轴在箱体内的长度相等,则取 所以:轴3的就是齿轮的间距C,所以=C=15mm3)轴上零件的周向定位采用平键,按=28mm,考虑键槽的同时加工,故取平键:23段:b h l=8mm 7mm 14mm45段:b h l=8mm 7mm 32mm.3.8输出轴的设计计算=85.9kw =85r/min =9655.6N.mm1.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=98,则由于开了键槽,所以 所以可取=10mm.2.轴的结构设计(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=10mm,轴肩的高度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型轴承所以,两轴承采用轴肩定位,轴肩的高度 考虑到是齿轮轴,取1.5mm,所以,安装端盖的轴径,考虑到轴承的安装容易,取,为小齿轮的分度圆直径23.34mm. 根据轴承的尺寸可得,考虑到大带轮的轮毂长度,取,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.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,为齿轮的宽度30mm.3)平键的尺寸选择按=10mm,查文献12得:B h l=4mm 4mm 20mm.3.9 圆锥辊子轴承寿命计算 圆锥辊子轴承支反力和计算:= N=8931 N ;轴承型号:30312,轴承参数:=168KN,=152KN,;图6.3 轴承受力分析图 =1.5,= N (6.18)= N (6.19)+ ,1轴承为紧轴承,2轴承为松轴承=3538.6+3189.6=6782.2 N=3189.6 N , 1.4;=1.5=19562.76 N; (6.20)所以1轴承的使用寿命为 := =37957h (6.21) 1, 0 ;=1.5=5954 N (6.22)所以二轴承的使用寿命为:=2h (6.23)3.10 轴的校核3.10.1 输出轴的校核求作用在齿轮上的力计算支反力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5.4 输出轴的受力图将计算出的危险截面处的的值列入下表:表5.1 输出轴各危险面处的载荷值载荷水平面H 垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩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151查得,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,轴的计算应力:结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够。3.10.2中间轴(轴2)的校核求作用在齿轮上的力同轴3计算方法: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5.4 中间轴的受力图将计算出的危险截面处的的值列入下表:表5.2 中间轴各危险面处的载荷值载荷水平面H 垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩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151查得,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,并取结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够3.10.3 输入轴(轴1)的校核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5.5 输入轴的受力图 将计算出的危险截面处的的值列入下表:表5.3 输入轴各危险面处的载荷值载荷水平面H 垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩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151查得,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 式(5.20)结论:按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够3.11 轴承的校核轴承的预期计算寿命 式(5.21)3.11.1 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所以 式(5.22) (2)计算轴承的轴向力查文献13表2-3-18得GB297-84型号轴承所以 式(5.22) 式(5.23)(3)求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6取冲击载荷因数(四)计算轴承的寿命 式(5.22)所以 式(5.23) 所以轴承满足寿命要求。3.11.2 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所以(2)计算轴承的轴向力查文献11(GB/T297-1994)得30204型号轴承所以(3)求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6取冲击载荷因数(四)计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。3.11.3 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所以(2)计算轴承的轴向力查文献11(GB/T297-1994)得32006型号轴承所以(3)求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6 取冲击载荷因数(四)计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。结 论历时几个月的毕业设计现在已经基本上结束,同时,四年的大学生活也已经接近尾声,心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出,对我的人生来说,将是踏上一个新的征程,要把所学的知识应用到实际工作中去。回首四年,取得了些许成绩,生活中有快乐也有艰辛。感谢老师四年来对我孜孜不倦的教诲,对我成长的关心和爱护。学友情深,情同兄妹。三年的风风雨雨,我们一同走过,充满着关爱,给我留下了值得珍藏的最美好的记忆。在我的十几年求学历程里,离不开父母的鼓励和支持,是他们辛勤的劳作,无私的付出,为我创造良好的学习条件,我才能顺利完成完成学业,感激他们一直以来对我的抚养与培育。最后,我要特别感谢xxx老师。是他们在我毕业的最后关头给了我们巨大的帮助与鼓励,使我能够顺利完成毕业设计,在此表示衷心的感激。xxx老师认真负责的工作态度,严谨的治学精神和深厚的理论水平都使我收益匪浅。他无论在理论上还是在实践中,都给与我很大的帮助,使我得到不少的提高这对于我以后的工作和学习都有一种巨大的帮助,感谢他的耐心辅导。通过这次毕业设计,我增长了很多认识,也了解到了许多实际性的问题,同时我了解到机械设计也是多么的博大精深。我的知识,特别是在机械专业方面的知识还刚刚是打下了一个良好的基础,学无止境,还有很多问题需要我去研究,去探索。因此,在以后的工作和学习生活中,我将继续努力,争取更大的进步。100*本科毕业设计(论文) 参考文献参 考 文 献1 何玉林,沈荣辉,贺元成机械制图重庆:重庆大雪出版社,2000:1-372 成大先.机械设计手册:单行本,机械传动.北京:化学工业出版社,2004:12-4,13-4793 周明衡.减速器选用手册.北京:化学工业出版社,2002:23-454 郑志峰.链传动设计与应用手册.北京:机械工业出版社,1992:134-2045 罗善明.带传动理论与新型带传动.北京:国防工业出版社,2006:46-576 张德泉,陈思夫.机械制造装备及其设计.天津:天津大学出版社,2003:240-2477 中国标准出版社.中国机械工业标准汇编,链传动卷.北京:中国标准出版社全国链传动标准化技术委员会,2003:203-2558 吴宗泽.机械零件设计手册.北京:机械工业出版社,2003:288-317,575-6419 席伟光,杨光,李波.机械设计课程设计.北京:高等教育出版社,2003:58-96,163-25910 孙志礼,冷兴聚,魏延刚,曾海泉机械设计.东北大学出版社,2000:87-99,196-21311 吴宗泽.机械设计实用手册第2版.北京:化学工业出版社,2003:585-658,808-937,1052-1301,1412-148112 纪名刚机械设计第8版高等教育出版社,2006:103-113,143-23513 王少怀.机械设计师手册.北京:机械工业出版社,1989:290-347.14 罗圣国,李平林,张立乃.机械设计课程设计指导书(第二版).北京:高等教育出版社,5-105.15 成大先.机械设计手册:单行本,机械振动 机架设计.北京:化学工业出版社,2004 329-33916 王帆,曾昭僖中外机械图样简化应用手册北京:机械工业出版社,1988:200-20117 N.Acherkan.Machine tool design.vol1&2.Mir publishers.198218 Maris,etal.Analysis of plunge griding operations Annals of CIRP VOL.1979.19 Bhattacharyyask,Grindabibity study of CBN wheels proc of 19th MTDR CONF.1778.*本科毕业设计(论文) 致谢致 谢本论文是在xx老师的悉心指导下完成的,在我即将完成学习之际,衷心感谢xx老师给我的关心和帮助。张老师渊博的学识、严谨的治学态度、平易近人的作风和认真负责的工作态度让我们受益非浅。从xx老师处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。此外,还要感谢所有给过我帮助的同学,他们也为我的毕业设计提供了不少的意见和建议,在此仅表示诚挚的谢意。感谢答辩委员会的各位专家和老师,感谢你们在百忙之中抽出宝贵时间了批阅论文、出席答辩并不吝提出宝贵的指导性建议。更要感谢我最敬爱的父母、亲人和挚友,我的每一步成长都凝聚着你们的辛苦、汗水和希望。在我最困难的时候,你们陪我一起度过!
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