喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 文件編號 機械加工工藝過程卡 產(chǎn)品型號 零（部）圖號 DHJ00-040 共 1 頁 產(chǎn)品名稱 零（部）名稱 帶輪 第 1 頁 材料牌號 HT200 毛坯種類 鑄件 毛坯外形尺寸 每毛坯件數(shù) 1 每臺件數(shù) 1 備注 500件數(shù) 工序號 工序 名稱 工 序 內(nèi) 容 車 間 設 備 工 藝 裝 備 工 時 刀具 檢具 準終 單件 0 鑄 鑄造、清砂、時效處理 鑄造 1 車 粗、精車38內(nèi)孔，粗車、半精車輪轂左右端面，粗車輪緣左右端面，倒角。 機加工 C6150 YG8、=右偏刀，型號為TGNR4032-22；YG8、=外，其型號為SSNR2520-12 卡規(guī)；0.01/500鋼直尺；0.02/150游標卡尺；車夾具。 2 車 粗車外圓；粗、精車帶輪V形槽 機加工 C6150 YG8、=硬質(zhì)合金外圓車刀，其型號為SSNR2520-12；YG6硬質(zhì)合金切斷刀；刀頭長16mm,刀寬4mm; 0.01/500鋼直尺；0.02/150游標卡尺；車夾具。 3 插 粗、精插寬為12mm的鍵槽 機加工 B5020 插刀，刀寬為12mm, 刀體高20mm,刀長250mm； 0.02/150游標；卡尺專用夾具。 描校 底圖號 裝訂號 編制（日期） 校對（日期） 標準化（日期） 審核（日期） 會簽（日期） 標記 處號 更改文件 簽字 日期` 標記 處號 更改文件 簽字日期 溫州大學甌江學院WENZHOU UNIVERSITY OUJIANG COLLEGE機器人筑砌磚墻專用泥漿泵設計1泥漿泵簡介泥漿泵，是指在鉆探過程中向鉆孔里輸送泥漿或水等沖洗液的機械。泥漿泵是鉆探設備的重要組成部分。常用的泥漿泵是活塞式或柱塞式的，由動力機帶動泵的曲軸回轉，曲軸通過十字頭再帶動活塞或柱塞在泵缸中做往復運動。在吸入和排出閥的交替作用下，實現(xiàn)壓送與循環(huán)沖洗液的目的。泥漿泵性能的兩個主要參數(shù)為排量和壓力。排量以每分鐘排出若干升計算它與鉆孔直徑及所要求的沖洗液自孔底上返速度有關即孔徑越大所需排量越大。泥漿泵分單作用及雙作用兩種型式單作用式泥漿泵在活塞往復運動的一個循環(huán)中僅完成一次吸排水動作。而雙作用式泥漿泵每往復一次完成兩次吸排水動作。若按泥漿泵的缸數(shù)分類有單缸雙缸及三缸3種型式。污水泥漿泵是單級單吸立式離心泵,主要部件有蝸殼、葉輪、泵座、泵殼、支撐筒、電機座、電動機等組成。2 結構與工作原理結構與工作原理泥漿泵由動力段和液力端兩大部分組成。動力端的功能，是將動力機的回轉運動轉變?yōu)榛钊?或柱塞)的直線往復運動。它包括傳動離合裝置、變速減速裝置和曲柄連桿。對單作用泵來說其工作原理可簡化下圖說明：3泥漿泵總體設計設計參數(shù)設計參數(shù)技術指標：輸送泥漿能力：2.0-4.0m3/h輸送泥漿額定壓力：2.0MPa泥漿最高壓力：2.5MPa柱塞直徑：140mm柱塞調(diào)定行程：250mm泥漿吸入高度：4m傳動形式：液壓冷卻水(20)耗量：20L/min電機功率：5.5kW外形尺寸：176012421985(mm)(長寬高)設備總重：922kg用途：輸漿泥漿工作壓力范圍：0.52.0Mpa壽命：連續(xù)運轉500小時性能不變。泵的潤滑部位僅限于軸承和齒輪，以及動密封處。泥漿泵沒有往復運動不見，故可實現(xiàn)良好的動平衡。因此，泥漿泵運轉平穩(wěn)，轉速高，尺寸小可獲得大的抽速。故選用Y132M-4型異步電動機聯(lián)軸器示意圖選擇帶型選擇帶型三維展示上殼下殼空氣室砂輪頭連桿柱塞軸承謝謝觀賞！ 溫州大學甌江學院 WENZHOU UNIVERSITY OUJIANG COLLEGE 本科畢業(yè)設計 題 目 機器人筑砌磚墻專用泥漿泵設計 ?！I(yè) 機械工程及其自動化 班　級 學生姓名 學　號 指導教師 職 稱 溫州大學甌江學院教務部制 摘 要 液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動力裝置，越來越受到人們的關注，因為它的性能的好壞直接影響整個液壓系統(tǒng)的工作可靠性。被廣泛應用于冶金、礦山、鍛壓、注塑、船舶、重型等機械設備中。但在實際生產(chǎn)中還不能解決很好地流量脈動、剛性和柔性沖擊等問題。平衡式徑向柱塞泵的設計可以很好地解決流量脈動、剛性和柔性沖擊等問題。通過設計使此泵在結構功能上能夠適應現(xiàn)代化生產(chǎn)高要求的專用泥漿泵。 泥漿泵（Mud Pump）也是一種寬泛的泵的一個通俗概念，不同的地域，習慣，最終涉及的泵型不會一樣，本詞條所闡述的泥漿泵是多數(shù)意義上的的一種泵型。事實上，污水泵，渣漿泵等一些非清水泵和泥漿泵在叫法上也有通用的時候。 本設計是根據(jù)給定設計參數(shù)完成專用泥漿泵泵結構設計，主要包括帶輪、泵的結構設計。確定出幾何參數(shù)，繪制并檢查投影圖，采對泵進行結構設計，繪制了裝配圖和部分零件圖，并對軸進行了強度校核計算。 關鍵詞：泥漿泵，專用泥漿泵，結構設計 Abstract The hydraulic pump as the power device of hydraulic system, more and more attention, because of its working reliability will directly influence the performance of the whole hydraulic system. Widely used in metallurgy, mining, forging, injection molding, shipbuilding, heavy machinery and other equipment. But in actual production is not properly resolve the flow pulsation, rigid and flexible impact problems. Better solve the problem of flow pulsation, rigid and flexible impact design balanced radial piston pump can. Through the design of the pump 2X-70 rotary vane vacuum pump can meet the high requirements of the modernized industry structure function. Vacuum pump with mechanical, physical, chemical, physical and chemical method for pumping the container, in order to obtain and maintain a vacuum device. Vacuum pumps and other equipment (such as a vacuum container, vacuum valve, vacuum measuring instruments, the connection pipelines) consists of vacuum system, widely used in electronics, metallurgy, chemical industry, food, machinery, pharmaceuticals, aerospace and other departments. The design is based on the rotary vane vacuum pump structure design to complete a given design parameters, including the structure design of belt wheel, pump. To determine the geometric parameters, and check the projection mapping, mining design the structure of the pump, drawing the assembly drawing and parts drawing, and for the strength calculation. Keywords: pump, design, structure 目 錄 摘 要 II ABSTRACT III 緒 論 1 1.1泥漿泵簡介 1 1.2工作原理 1 1.3泥漿泵的性能 2 1.4泥漿泵的分類 2 第2章 結構與工作原理 3 2.1 結構 3 2.2 工作原理 3 第3章 泥漿泵總體設計 5 3.1 設計參數(shù) 5 3.2 電動機的選擇 5 3.3 總體傳動結構設計 6 第4章 泥漿泵主要零部件的設計 7 4.1 帶傳動設計 7 4.2選擇帶型 8 4.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 8 4.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 9 4.5確定帶的根數(shù)z 10 4.6確定帶輪的結構和尺寸 10 4.7帶輪結構設計 11 4.8確定帶的張緊裝置 13 4.9計算壓軸力 13 4.10軸的結構設計計算 21 4.10.1 按扭轉強度條件計算 24 4.10.2按剛度條件計算 25 4.10.3 精確校核軸的疲勞強度 25 4.11 軸承選取設計計算 28 4.11.1 軸承的設計參數(shù) 28 4.11.2 軸承的當量動載荷計算 28 4.12鍵的選擇、鍵的校核 29 第5章 典型零件（帶輪）加工工藝設計 31 5.1 零件的分析 31 5.1.1 零件的作用 31 5.1.2 零件的工藝分析 31 5.2 工藝規(guī)程的設計 32 5.2.1 基準的選擇 32 5.2.2制定工藝路線 32 5.2.3機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 32 5.3 確定切削用量及基本工時 32 第6章 泥漿泵的保養(yǎng)與維護 40 6.1 泥漿泵的保養(yǎng) 40 6.2 泥漿泵防止過載的方法 41 6.3 常見故障及消除方法 42 總 結 44 參考文獻 45 謝 辭 46 V 緒 論 1.1泥漿泵簡介 泥漿泵，是指在鉆探過程中向鉆孔里輸送泥漿或水等沖洗液的機械。泥漿泵是鉆探設備的重要組成部分。 在常用的正循環(huán)鉆探中﹐它是將地表沖洗介質(zhì)──清水﹑泥漿或聚合物沖洗液在一定的壓力下，經(jīng)過高壓軟管﹑水龍頭及鉆桿柱中心孔直送鉆頭的底端，以達到冷卻鉆頭、將切削下來的巖屑清除并輸送到地表的目的。 常用的泥漿泵是活塞式或柱塞式的，由動力機帶動泵的曲軸回轉，曲軸通過十字頭再帶動活塞或柱塞在泵缸中做往復運動。在吸入和排出閥的交替作用下，實現(xiàn)壓送與循環(huán)沖洗液的目的。 1.2工作原理 　泥漿泵是在鉆探過程中，向鉆孔輸送泥漿或水等沖洗液的機械。泥漿泵是鉆探機械設備的重要組成部分。它的主要作用是在鉆進過程中將泥漿隨鉆頭鉆進注入井下，起著冷卻鉆頭，清洗鉆具、固著井壁、驅(qū)動鉆進，并將打鉆后巖屑帶回地面的作用。在常用的正循環(huán)鉆探中﹐泥漿泵是將地表沖洗介質(zhì)─清水﹑泥漿或聚合物沖洗液在一定的壓力下﹐經(jīng)過高壓軟管﹑水龍頭及鉆桿柱中心孔直送鉆頭的底端﹐以達到冷卻鉆頭﹑將切削下來的巖屑清除并輸送到地表的目的。常用的泥漿泵是活塞式或柱塞式的﹐由動力機帶動泵的曲軸回轉﹐曲軸通過十字頭再帶動活塞或柱塞在泵缸中做往復運動。在吸入和排出閥的交替作用下﹐實現(xiàn)壓送與循環(huán)沖洗液的目的。 1.3泥漿泵的性能 泥漿泵性能的兩個主要參數(shù)為排量和壓力。排量以每分鐘排出若干升計算﹐它與鉆孔直徑及所要求的沖洗液自孔底上返速度有關﹐即孔徑越大﹐所需排量越大。要求沖洗液的上返速度能夠把鉆頭切削下來的巖屑﹑巖粉及時沖離孔底﹐并可靠地攜帶到地表。地質(zhì)巖心鉆探時﹐一般上返速度在0.4～1米/分左右。泵的壓力大小取決于鉆孔的深淺﹐沖洗液所經(jīng)過的通道的阻力以及所輸送沖洗液的性質(zhì)等。鉆孔越深﹐管路阻力越大﹐需要的壓力越高。隨著鉆孔直徑﹑深度的變化﹐要求泵的排量也能隨時加以調(diào)節(jié)。在泵的機構中設有變速箱或以液壓馬達調(diào)節(jié)其速度﹐以達到改變排量的目的。為了準確掌握泵的壓力和排量的變化﹐泥漿泵上要安裝流量計和壓力表﹐隨時使鉆探人員了解泵的運轉情況﹐同時通過壓力變化判別孔內(nèi)狀況是否正常以預防發(fā)生孔內(nèi)事故。 1.4泥漿泵的分類 泥漿泵分單作用及雙作用兩種型式﹐單作用式泥漿泵在活塞往復運動的一個循環(huán)中僅完成一次吸排水動作。而雙作用式泥漿泵每往復一次完成兩次吸排水動作。若按泥漿泵的缸數(shù)分類﹐有單缸﹑雙缸及三缸3種型式?！　　∥鬯酀{泵是單級單吸立式離心泵,主要部件有蝸殼、葉輪、泵座、泵殼、支撐筒、電機座、電動機等組成。蝸殼、泵座、電機座、葉輪螺母是生鐵鑄造、耐腐蝕性較好,加工工藝方便。葉輪為三片單園弦彎葉,選用半封閉葉輪,并采用可鍛鑄鐵、所以強度高,耐腐蝕;加工方便,通過性好,效率高。為了減輕重量和減少車削量、泵軸是優(yōu)質(zhì)碳素鋼冷拉園鋼制造。泥漿泵座中裝有四只骨架油封和軸套,防止軸磨損,延長軸的使用壽命。本泥漿泵可垂直或傾斜使用,占地面積小,蝸殼需埋在工作介質(zhì)中工作,容易啟動,不需引水,旋轉方向應從電機尾部看是順時針方向工作?？倷C長度備有各種規(guī)格,以便使用單位根據(jù)用途因地制宜地選用。 第2章 結構與工作原理 2.1 結構 泥漿泵由動力段和液力端兩大部分組成。動力端的功能，是將動力機的回轉運動轉變?yōu)榛钊?或柱塞)的直線往復運動。它包括傳動離合裝置、變速減速裝置和曲柄連桿。它們的相互位置與安排決定著泵的總體結構型式，決定著泵的驅(qū)動方案及結構方案的選擇。動力端的主要零部件包括皮帶輪，離合器曲軸箱體及其中的傳動軸，齒輪副，曲軸，連桿及十字頭滑塊。液力端油泵頭體、缸套、活塞、活塞桿吸入閥和排出閥等組成，它的作用是通過活塞在缸套中作往復運動形成液缸容腔變化，完成能量轉化，實現(xiàn)吸入和排出液體。 此泵曲軸箱由兩極齒輪變速機構和曲柄連桿機構組成。曲軸箱的輸入軸和輸出軸通過牙鉗聯(lián)軸器對接傳動。當曲軸箱的輸入軸上的雙聯(lián)變速齒輪分別和曲軸上的對應齒輪相嚙合，曲軸可得到快慢兩級轉速。加上變速箱的四級變速。曲軸上總共可獲得8級轉速，實現(xiàn)8級變速。液力端屬于直通式結構，便于制造，裝配精度高。 2.2 工作原理 對單作用泵來說其工作原理可簡化下圖說明： 圖2-1為單缸單作用泵工作原理示意圖。它由濾水器l、吸入閥2、泵缸3(即工作腔室)、活塞4、活塞桿5、十字頭6、連桿7、曲柄軸8、曲柄銷9、排出閥10、排出管道11等主要零部件組成。 圖2-1 工作原理示意圖 1．濾水器 2.吸入閥 3. 泵缸 4.活塞5.活塞桿6 .十字頭 7. 連桿8. 曲柄軸 9. 曲柄 10.排出閥 11.排出管道 通常以十字頭為分界線，靠近泵缸一端稱為泵的液力端，靠近動力輸入一端稱為泵的動力端。 動力機通過皮帶、皮帶輪、齒輪等傳動件帶動主軸旋輪，曲柄軸8以角速度。隨主軸一起轉動，同時曲柄軸一端相連的連桿7隨著曲柄軸的轉動帶動連桿另—端的十字頭6作往復運動，十字頭通過與它相連的活塞桿5帶動活塞4作往復運動，從而實現(xiàn)容腔3的容積有規(guī)律地變化。 當活塞由泵缸的左端位置(左死點)向右方移動時，活塞左端泵缸容積不斷變化。由于泵缸是密閉容腔，不與外界大氣相通，所以左邊缸室內(nèi)壓力降低，形成負壓（低于大氣壓力)，吸水池中的液體在液面大氣壓力的作用下，擠開吸入閥進入泵缸，擠開吸入閥進入泵缸，直到活塞移至最右邊位置(右死點)為止。這一工作過程稱為泵的吸入過程．當活塞到達右死點后(即曲柄轉過rad)工作液停止吸入，吸入閥在自重和彈簧力作用下被關閉，活塞向左方(向液力端)移動，這時液力端一邊泵缸的容積縮小工作液受擠壓，缸內(nèi)壓力逐漸加大，擠開排出閥，液體排出，進入排出管道，這—過程稱為泵的排出過程?；钊谝淮瓮鶑瓦^程中，此單作用泵吸入和排出液體一次，活塞不斷循環(huán)往復運動使液以體不斷吸入和排出。由泥漿泵的工作過程可以得出:泥漿泵是一個往復泵，它之所以能夠?qū)崿F(xiàn)吸、排液體，是由于活塞在泵頭體內(nèi)作往復運動.使泵頭體工作腔的容積發(fā)生周期性變化，從而使吸入管產(chǎn)生真空，使排出管壓力升高。由于泥漿泵是借助于工作腔容積變化進行吸、排液體的，所以泥漿泵也是一種容積式泵。 泥漿泵屬于往復泵，往復泵的突出優(yōu)點是:高泵壓，泵壓不隨流量(排量)變化，泵的效率高、并且不隨流量變化，能輸送高粘度、高含砂量及含磨礪性固體顆粒的液體.同其它類型泵相比，往復泵的缺點是:流量比較小，瞬時流量和泵壓是脈動的，泵的體積大，易損件較多，維修工作量大。 盡管往復泵有上述不足，但是，這并不意味著往復泵有全部被其它類型泵所取代的趨勢。今后往復泵發(fā)展的趨勢是:充分發(fā)揮往復泵配套性強，適應介質(zhì)廣泛的優(yōu)勢，充分發(fā)揮往復泵在流量較小而排出壓力很高時整機效率高及運轉性能好的優(yōu)勢，充分發(fā)揮往復泵的流量與排出壓力無關的優(yōu)勢.當然，要使往復泵不斷發(fā)展，不僅要充分發(fā)揮它的優(yōu)勢，而且還要不斷地克服它的缺點。 第3章 泥漿泵總體設計 3.1 設計參數(shù) 技術指標： 輸送泥漿能力：2.0-4.0?m3/h?? 輸送泥漿額定壓力：2.0?MPa?? 泥漿最高壓力：2.5?MPa??柱塞直徑：ф140?mm? ?柱塞調(diào)定行程：250?mm?? 泥漿吸入高度：4?m?? 傳動形式：液壓??冷卻水(20℃) 耗量：20?L/min ?電機功率：5.5?kW?? 外形尺寸：1760×1242×1985?(mm)???????????????? ??(長×寬×高)?設備總重：922?kg?? 用途：輸漿 ?泥漿工作壓力范圍：0.5～2.0?Mpa? 壽命：連續(xù)運轉500小時性能不變。 3.2 電動機的選擇 泵的潤滑部位僅限于軸承和齒輪，以及動密封處。泥漿泵沒有往復運動不見，故可實現(xiàn)良好的動平衡。因此，泥漿泵運轉平穩(wěn)，轉速高，尺寸小可獲得大的抽速。 故選用Y132M-4型異步電動機 根據(jù)Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列三相異步電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農(nóng)業(yè)機械等。 根據(jù)以上計算，為滿足轉速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動機型號為：Y100L2-4,其技術參數(shù)見下表3-1. 表3-1 Y132M-4型電動機技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速/rmp 額定轉矩/N.m 最大轉矩/N.m Y132M-4 5.5 1440 2.2 2.2 1. 傳動比的分配 因為電機軸的轉速=1440r/min，假設本課題需要的柱塞泵往復次數(shù)為120次/分，即，= . = =12； =2，=6； 3.3 總體傳動結構設計 電動機功率P=5.5kW,轉速n1=1440r/min,大帶輪輸出轉速 n2=720r/min （1）總體傳動比： 3-3 （2）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 Ⅰ軸： 3-4 3-5 Ⅱ軸： = 3-6 3-7 3-8 （3）故定最小軸徑 3-9 所以選取聯(lián)軸器軸孔 圖3-3 聯(lián)軸器示意圖 第4章 泥漿泵主要零部件的設計 4.1 帶傳動設計 輸出功率P=5.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=720r/min 計算設計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 4.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝6.05kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 4.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 初步選擇dd1=140mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=280mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.7帶輪結構設計 ⑴帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖8-14a）、腹板式（《機械制圖》圖8-14b）、孔板式（《機械制圖》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖?，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 ⑶V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見《機械制圖》表8-10. 槽型 與相對應得 B 14.0 3.50 10.8 11.5 — — V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結構類型 4.8確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 4.9計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝149.67N，上面已得到=153.36o，z=3，則 行星齒輪傳動的配齒計算 1、傳動比的要求——傳動比條件 即 =1+/ 可得 1+/=63/5=21/5=4.2 = 所以中心輪a和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。 2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合——同軸條件 為保證行星輪與兩個中心輪、同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪a—g的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪b—g的中心距，即 = 稱為同軸條件。 對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2(-) 得 =-/2=63-15/2=24 3、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間——裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心角=2π/ 中心輪a相應轉過角，角必須等于中心輪a轉過個（整數(shù)）齒所對的中心角， 即 =*2π/ 式中2π/為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 =n/=/=1+/ 將和代入上式，有 2π*//2π/=1+/ 經(jīng)整理后=+=（15+63）/2=24 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰——鄰接條件 在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖1—2所示 圖5-1 行星齒輪 可得 l=2*＞ l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m 滿足鄰接條件。 (三)行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 齒輪模數(shù)m的初算公式為 m= 式中 —算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動=12.1； —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m —使用系數(shù)，由《參考文獻二》表6—7查得=1； —綜合系數(shù)，由《參考文獻二》表6—5查得=2； —計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻二》公式6—5得=1.85； —小齒輪齒形系數(shù)， 圖6—22可得=3.15；， —齒輪副中小齒輪齒數(shù)，==15； —試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由《參考文獻二》圖6—26～6—30選取=120 所以 m==12.1× =0.658 取m=0.9 1）分度圓直徑d =m*=0.9×15=13.5mm =m*=0.9×24=21.6mm =m*=0.9×63=56.7mm 2) 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=*m=m=0.9 內(nèi)嚙合=（-△）*m=(1-7.55/)*m=0.792 =+2=13.5+1.8=15.3mm =+2=21.6+1.8=23.4mm =-2=56.7-1.584=55.116mm 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）*m=1.25m=1.125 =-2=13.5-2.25=11.25mm =-2=21.6-2.25=19.35mm =+2=56.7+2.25=58.95mm 4）齒寬b 《參考三》表8—19選取=1 =*=1×13.5=13.5mm =*+5=13.5+5=18.5mm =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm 5) 中心距a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、a—g為外嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm 2、b—g為內(nèi)嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm 中心輪a 行星輪g 內(nèi)齒圈b 模數(shù)m 0.9 0.9 0.9 齒數(shù)z 15 24 63 分度圓直徑d 13.5 21.6 56.7 齒頂圓直徑 15.3 23.4 54.9 齒根圓直徑 11.25 19.35 58.95 齒寬高b 18.5 18.5 8.5 中心距a =17.55mm =17.55mm （四）行星齒輪傳動強度計算及校核 1、行星齒輪彎曲強度計算及校核 （1）選擇齒輪材料及精度等級 中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162～217HBS，選8級精度，要求齒面粗糙度1.6 行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選8級精度，要求齒面粗糙度3.2。 （2）轉矩 =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm； （3）按齒根彎曲疲勞強度校核 由《參考文獻三》式8—24得出 如【】則校核合格。 （4）齒形系數(shù) 由《參考文獻三》表8—12得=3.15，=2.7，=2.29； （5）應力修正系數(shù) 由《參考文獻三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74； （6）許用彎曲應力 由《參考文獻三》圖8—24得=180MPa，=160 MPa ； 由表8—9得=1.3 由圖8—25得==1； 由《參考文獻三》式8—14可得 =*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa =2K/b*=(2×1.1×298.4/13.5××15)×3.15×1.49=18.78 Mpa< =138 MPa =*/=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<=123.077 MPa 齒根彎曲疲勞強度校核合格。 2、齒輪齒面強度的計算及校核 （1）、齒面接觸應力 = = = （2）、許用接觸應力為 許用接觸應力可按下式計算，即 =* （3）、強度條件 校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均應不大于其相應的許用接觸應力為，即 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應分別大于其對應的最小安全系數(shù)，即 > 查《參考文獻二》表6—11可得 =1.3 所以 >1.3 3、有關系數(shù)和接觸疲勞極限 （1）使用系數(shù) 查《參考文獻二》表6—7 選取=1 （2）動載荷系數(shù) 查《參考文獻二》圖6—6可得=1.02 （3）齒向載荷分布系數(shù) 對于接觸情況良好的齒輪副可取=1 （4）齒間載荷分配系數(shù)、 由《參考文獻二》表6—9查得 ==1.1 ==1.2 （5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 由《參考文獻二》式7—13 得=1+0.5（-1） 由《參考文獻二》圖7—19 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25 仿上 =1.75 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—9查得=2.06 （7）彈性系數(shù) 由《參考文獻二》表6—10查得=1.605 （8）重合度系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—10查得=0.82 （9）螺旋角系數(shù) ==1 （10）試驗齒的接觸疲勞極限 由《參考文獻二》圖6—11～圖6—15查得 =520Mpa （11）最小安全系數(shù)、 由《參考文獻二》表6-11可得=1.5、=2 （12）接觸強度計算的壽命系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—11查得 =1.38 （13）潤滑油膜影響系數(shù)、、 由《參考文獻二》圖6—17、圖6—18、圖6—19查得=0.9、=0.952、=0.82 （14）齒面工作硬化系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—20查得 =1.2 （15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—21查得 =1 所以 ==2.06×1.605×0.82×1×=2.95 ==2.95×=3.5 ==2.95×=4.32 =*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4 所以 齒面接觸校核合格 4.10軸的結構設計計算 軸的強度計算 （1）軸的受力分析 由軸的初步結構圖可知軸為一簡支梁結構，轉矩，其受力分析圖如下 （2）由前面計算知，，， ， （3）求支座反力 鉛直面支座反力： 解聯(lián)立方程得： , 水平面支座反力： 解聯(lián)立方程得： , （4）計算彎矩和扭矩 鉛直面彎矩： ， 水平面彎矩： ， 總彎矩： 扭矩： · 當量彎矩： 單向旋轉，轉矩為脈動循環(huán)，取 （5）分別校核C點和D點截面 因為實際軸徑遠大于計算軸徑，且兩軸承跨度也不大，所以剛度也足夠。 4.10.1 按扭轉強度條件計算 （1）電機功率 （2）軸傳扭矩 3-51 （3）軸的直徑計算 3-52 4.10.2按剛度條件計算 經(jīng)查表得鑄鐵剪切彈性模量 所以 3-53 所以轉子軸最小直徑取D=35 4.10.3 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度影響來看。截面Ⅱ處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面Ⅲ和Ⅳ之間上的應力大，但應力集中不打，而且這里軸的直徑最大，所以不用校核，因而該軸只需校核截面Ⅱ左右兩側即可。 軸的結構與裝配如下圖： （2）截面Ⅱ的左側 抗彎截面系數(shù) 3-54 抗扭截面系數(shù) 3-55 彎矩M及彎曲應力為 3-56 3-57 扭矩T及扭轉切應力為 3-58 軸的材料為45，正火處理。查得 ，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和，因， ，經(jīng)查得，可得軸的材料的敏系數(shù)為 ， 過盈配合處的值，由表查出取3.16 3-59 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 故綜合系數(shù)為 3-60 3-61 所以軸在截面Ⅱ左側的安全系數(shù)為 3-62 3-63 3-64 所以截面Ⅱ左側強度足夠 （2）截面Ⅱ右側 抗彎截面系數(shù) 3-54 抗扭截面系數(shù) 3-55 截面Ⅱ右側的彎矩為 3-56 截面Ⅱ右側的扭矩 截面上的彎曲應力 3-57 截面上的扭轉切應力 3-65 故有效應力集中系數(shù)為 3-66 3-67 軸表面未經(jīng)表面強化處理，即，得綜合系數(shù)值為 3-68 3-69 計算安全系數(shù)為 3-70 3-71 3-72 故該截面右側的強度也足夠。 4.11 軸承選取設計計算 4.11.1 軸承的設計參數(shù) 軸承類型 深溝球軸承 軸承型號 6310 軸承內(nèi)徑 d=50 (mm) 軸承外徑 D=110 (mm) B(T)=27 基本額定動載荷 C=47500 (N) 基本額定靜載荷 Co=35600 (N) 極限轉速(油) 7500 (r/min) 4.11.2 軸承的當量動載荷計算 軸承類型：深溝球軸承 （1）計算徑向載荷和軸向載荷 3-73 3-74 3-75 3-76 3-77 徑向載荷 Fr = 268.54(N) 軸向載荷 Fa = 140.55(N) 額定靜載荷Co =35600(N) 徑向載荷系數(shù) X = 0.4 （2）計算當量動載荷 3-78 3-79 3-80 3-81 所以 故符合要求 （3）壽命校核 額定動載荷 C = 47500(N) 當量動載荷 P = 402(N) 軸承轉速 n = 2900(r/min) 工作溫度 T =20(℃) （溫度系數(shù) ft = 1） 要求壽命 Lh' = 4500(h) 計算壽命 Lh = =16122(h) 3-82 所以 軸承壽命合格 4.12鍵的選擇、鍵的校核 查《機械設計手冊》表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 7.傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差<%3）。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見《金屬切削機床設計》表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 最大撓度： 查《機械制造裝備設計》表3-12許用撓度 ； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 鍵和軸的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由《機械設計》式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 第5章 典型零件（帶輪）加工工藝設計 5.1 零件的分析 5.1.1 零件的作用 本零件是的小帶輪，它位于電動機上，主要是在傳遞動力的過程中起到減速的作用。零件的內(nèi)孔與軸相配合，其動力通過帶傳遞。短軸的兩端支承在軸承座內(nèi)。 5.1.2 零件的工藝分析 帶輪的制造和加工精度要求都不是很高，其具體的要求先分述如下： （1）內(nèi)孔的加工。在加工過程中，需要注意的是孔與端面的垂直度要求，由于內(nèi)孔為配合表面，所以其表面粗糙度要求較高。以及輪轂的左右端面的加工，輪緣的左右端面的加工，倒角。 （2）孔的加工，以及偏心塊與帶輪連接處的長為85的小平面的銑削加工，由于此處只是作為連接作用，所以在加工過程中，其表面粗糙度要求不高。 （3）外圓的加工，以及帶輪 V形槽的加工。帶輪的外圓表面粗糙度要求不是很高，其植為12.5，而V形槽的兩表面有較高的加工要求，其粗糙度為3.2。 （4）鍵槽的配合表面的加工。由于普通平鍵是通過鍵的兩側面?zhèn)鬟f轉矩，所以鍵的兩側面的加工要求較高，其表面粗糙度為3.2，而鍵的底部的粗糙度要求僅為6.3。 5.2 工藝規(guī)程的設計 5.2.1 基準的選擇 帶輪的材料為HT200，其生產(chǎn)形式為單件小批量生產(chǎn)。由于零件在工作過程中受到交變載荷的作用，故在加工前應對零件進行時效處理使其硬度達到190-210HBS，在設計工藝規(guī)程的時候應充分考慮加工的可行性，并保證各加工表面的精度要求。 粗基準的選擇： 對于一般的盤類零件而言，主要應考慮其自身較大的表面作為粗基準。由于本零件外圓表面的寬度為68mm,在選擇三爪卡盤夾持加工外圓時能滿足加工要求。 精基準的選擇： 精基準的選擇主要應考慮基準統(tǒng)一的問題，在加工帶輪V形槽的過程中，應選擇已經(jīng)加工了的內(nèi)孔作為精基準。 5.2.2制定工藝路線 零件在加工過程中，需要對長為85mm的平面進行銑削加工，同時鉆的孔；在加工V形槽時，需要設計專用的夾具，在本設計中，采用的是心軸。 工序1：車內(nèi)孔，同時加工輪轂的左右端面，輪緣的左右端面，倒角。 工序2：平面進行銑削加工 工序3：外圓表面的車削加工，以及帶輪V形槽的加工。 工序4：對寬12mm的鍵槽進行插削加工。 5.2.3機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 內(nèi)孔的加工余量的選擇：查《機械加工工藝設計手冊》得，灰口鑄鐵CT=13～15，干濕砂型MA為H，本設計中選擇CT=14，處的加工余量 (單側余量) 由于本零件加工型面簡單，加工工序較少，且加工類型為單件小批量生產(chǎn)，在計算工序尺寸的時候采用查表修正法。 5.3 確定切削用量及基本工時 工序1：車內(nèi)孔，同時加工輪轂的左右端面，輪緣的左右端面，倒角。 加工條件 工件材料：HT200， 加工要求：粗、精車內(nèi)孔，其表面粗糙度為=3.2m,半精車輪轂左端面，其表面粗糙度為=6.3m，粗車輪緣左端面，其表面粗糙度為=12.5m；工件調(diào)面，半精車輪轂右端面，其表面粗糙度為=6.3m，粗車輪緣右端面，其表面粗糙度為=12.5m。 機床：C6150臥式車床。 刀具：（1）刀具材料為YG8，車刀型號TGNR4032-22，L=200mm, =右偏，，，。 （2）刀具材料為YG8，車刀型號SSNR2520-12，刀桿尺寸bh=2025mm,L=150mm, =，，，。 計算切削用量 工步1：粗車內(nèi)孔： 確定內(nèi)孔的最大加工余量：由前計算可得2Z=10.02mm，由于內(nèi)孔的粗糙度要求較高，故采用粗車-精車以達到要求，粗車時取=3mm,精車時取=2.01mm。 確定進給量f：查《機械加工工藝手冊》，由bh=3240mm,切削深度3mm , 工件直徑D=60mm得，f=0.6～0.8mm/r, 查C6150車床說明書取f=0.71 mm/r. 計算切削速度： 按《機械加工工藝手冊》，切削速度的計算公式為（壽命選T=60min） （7-1） 其中：=158，=0.4。 （7-2） =1.01.00.730.830.83=0.5029 經(jīng)計算 V=77.2 m/min 確定機床主軸轉速： ==492 r/