帶式輸送機傳動裝置課程設計.doc

上傳人:小** 文檔編號:16681839 上傳時間:2020-10-21 格式:DOC 頁數(shù):32 大?。?.32MB
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1、一、設計題目 帶式輸送機傳動裝置課程設計 1、 傳動裝置簡圖; 2.課程設計任務: 已知二級減速器,運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/(N.m )為620N. m,運輸帶工作速度0.9m/s,卷陽筒直徑:360mm.工作條件:連續(xù)單向運轉(zhuǎn),工作時有輕微震動,使用期限為8年,中等批量生產(chǎn),兩班制工作,運輸速度允許誤差5%。 二、電動機的選擇 1、按工作要求和條件,選用三相籠型異步電動機,封閉式結構,電壓380V,Y型。 2、計算功率 =Fv/1000===3.1 Kw 系統(tǒng)的傳動效率 機構 V帶傳動 齒輪傳動 滾動軸承(一對) 聯(lián)軸器

2、 卷筒傳動 效率 0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 符號 所以: =0.920.980.980.980.980.980.980.99=0.82 其中齒輪為8級精度等級油潤滑 所以Pd=Pw/η=3.8 kw 確定轉(zhuǎn)速 圏筒工作轉(zhuǎn)速===47.77轉(zhuǎn) 二級減速器的傳動比為7.150(調(diào)質(zhì)) 所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍 339.42390 通過比較,選擇型號為 Y132S-4其主要參數(shù)如下: 電動機額 定功率P 電動機滿 載轉(zhuǎn)速nm 電動機伸 出端直徑 電動機伸出 端安裝長度 5.5kw 1440(r.

3、min-1) 38mm 80mm 三、傳動比的分配及轉(zhuǎn)動校核 總的轉(zhuǎn)動比:i= ==30.1 選擇帶輪傳動比i1=3,一級齒輪傳動比i2= 3.7,二級齒輪傳動比i3=2.9 7、由于電動帶式運輸機屬通用機械,故應以電動機的額定功率作為設計功率,用以計算傳動裝置中各軸的功率。 0軸(電動機)輸入功率:=5.5kw 1軸(高速軸)輸入功率:=5.50.92=5.06kw 2軸(中間軸)的輸入功率:=5.50.920.980.98=4.86kw 3軸(低速軸)的輸入功率:=5.50.92=4.62kw 4軸(滾筒軸)的輸入功率: =5.50.920.990.96=4.48

4、4kw 8、各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算: 0軸(電動機)的輸入轉(zhuǎn)矩: ==36.47 Nmm 1軸(高速軸)的輸入轉(zhuǎn)矩: ==100.67 Nmm 2軸(中間軸)的輸入轉(zhuǎn)矩: ==357.66 Nmm 3軸(低速軸)的輸入轉(zhuǎn)矩: ==986.38 Nmm 4軸(滾筒軸)的輸入轉(zhuǎn)矩: ==957.35 Nmm 軸編號 名稱 轉(zhuǎn)速/(r/min) 轉(zhuǎn)矩/(N.mm) 功率/KW I 電動機轉(zhuǎn)軸 1440 3.647 5.5 II 高速軸 480 1.0067 5.06 III 中間軸 129.73 3.5766 4.86 IV 低速軸

5、 44.73 9.8638 4.62 V 卷筒軸 44.73 9.5735 4.484 四、三角帶的傳動設計 確定計算功功率 1. 由[課]表8-6 查得工作情況系數(shù)=1.2,故 =1.25.5 =6.6 kw 2.選取窄V帶類型 根據(jù) 由[課]圖8-9 確定選用SPZ型。 3.確定帶輪基準直徑 由[2]表8-3和表8-7取主動輪基準直徑 =80 mm 根據(jù)[2]式(8-15), 從動輪基準直徑 。 =380=240 mm 根據(jù)[2]表8-7 取=250 mm 按[2]式(8-13)驗算帶的速度 ==6.29 m/s <25 m

6、/s 帶的速度合適 4.確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 0.7(+)<<2(+) ,初步確定中心距 =500 mm 根據(jù)[2] 式(8-20)計算帶的基準長度 2+(+)+ =2500+(250+80)+ =1532.55mm 由[2]表8-2選帶的基準長度=1600 mm 按[2]式(8-12)計算實際中心距 +=400+=533.73 mm 5.演算主動輪上的包角 由[2]式(8-6)得 + =+ => 主動輪上的包角合適 6.計算窄V帶的根數(shù)

7、由 =1440 r/min =80 mm =3 查[課]表8-5c 和[課]表8-5d得 =1.60 kw =0.22kw 查[課]表8-8得 =0.95 =0.99 ,則 ==3.856 取 =4 根。 7.計算預緊力 查[課]表8-4得 =0.065 Kg/m, 故 =550.3N 8.計算作用在軸上的壓軸力 = =4346.38 N 9.帶輪結構設計略。 五、齒輪傳動的設計 ㈠高速級齒輪傳動的設計 選擇齒輪精度為7級,小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為28

8、0HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動,螺旋角初選為=14 初選小齒輪齒數(shù)為2。那么大齒輪齒數(shù)為81。 3、由于減速器采用閉式傳動,所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式:≥ 確定公式中各參數(shù),選Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. =0.765+0.945 =1.710 由表查得齒寬系數(shù)=1.0。 查表得:材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 再按齒面硬度查得:小齒輪得接觸疲勞強度極限=590MPa,大齒

9、輪得接觸疲勞強度極限:=560MPa. 由計算公式:N=算出循環(huán)次數(shù): =604801(288300) =2.76 ==4.38 再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94, =1.05. 計算接觸疲勞許用應力,取安全系數(shù)S=1,失效概率1%。 =0.94590=554.6Mpa =1.05560=588Mpa =571.3MPa 4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得: ≥53.87mm =199.32mm 計算小齒輪圓周速度:v==1.35m/s 計算齒寬b及模數(shù)m. b=

10、齒高:h==2.252.376=5.346mm =10.08 計算縱向重合度: =0.318122tan14 =1.744 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)=1 已知V=1.35m/s7級齒輪精度,由表查得動載荷系數(shù)=1.05 由表查得:的計算公式: =1.12+0.18(1+0.6)+0.2353.87 =1.42 再由表查的: =1.33, =1.2 公式: =11.21.051.42 =1.789 再按實際載荷系數(shù)校正所算得

11、分度院圓直徑: =55.91mm 計算模數(shù):==2.466mm 5、再按齒根彎曲強度設計: 設計公式: 確定計算參數(shù): 計算載荷系數(shù):  =11.051.21.33 =1.676 根據(jù)縱向重合度:=1.744,從表查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當量齒數(shù): =24.82 =86.87 由[課]表10-5查取齒形系數(shù)=2.63, =2.206 查取應力校正系數(shù)=1.588, =1.777 再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限:=500MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限=38

12、0MPa 再由表查得彎曲疲勞系數(shù): =0.85, =0.9 計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數(shù):S=1.35 ==314.8Mpa ==253.3MPa 計算大,小齒輪的,并加以比較: =0.01327 =0.0155 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪 =0.0155 設計計算: 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù),取標準模數(shù)=2mm,既滿足彎曲強度,但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=53.87mm來計算齒數(shù):

13、==26.1 ?。?6 則=97 6、幾何尺寸計算: 計算中心距: 將中心距圓整為:127 mm 按圓整后中心距修正螺旋角: 因的值改變不大,故參數(shù)等不必修正。 計算大小齒輪分度圓直徑: =53.69mm =200.3mm 計算齒輪寬度: =153.69=53.69mm 取=54mm,=60mm 8、高速級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) mn 2 面壓力角 αn 20o 螺旋角 β 14.4o 分度圓直徑 d1 53.69 d2 200.3 齒頂圓直徑 da1=d

14、1+2ha*mn=53.69+212 57.69 da2=d2+2ha*mn=200.3+22 204.3 齒根圓直徑 df1=d1-2hf*mn=53.69-21.252 48.69 df2=d2-2hf*mn=200.3-221.25 195.3 中心距 a=mn(Z1+Z2)/(2cosβ) 127 =2(22+81)/(2cos14.4o) 齒寬 b2=b 54 b1=b2+(5~10)mm 60 3、齒輪的結構設計 小齒輪由于直徑較小,采用齒輪軸結構。 大齒輪采用腹板式結構。 代號 結構尺寸計算公式 結果/mm 輪轂處直徑D

15、1 D1=1.6d=1.645 72 輪轂軸向長L L=(1.2~1.5)d≥B 54 倒角尺寸n n=0.5mn 1 齒根圓處厚度σ0 σ0=(2.5~4) mn 8 腹板最大直徑D0 D0=df2-2σ0 216 板孔分布圓直徑D2 D2=0.5(D0+D1) 144 板孔直徑d1 d1=0.25(D0-D1) 35 腹板厚C C=0.3b2 18 (二)、低速齒輪機構設計 1、已知=129.73r/min 2、選擇齒輪精

16、度為7級,小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動,螺旋角初選為=14 初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)為81。 3、由于減速器采用閉式傳動,所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式:≥ 確定公式中各參數(shù),選Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945 =0.789+0.945 =1.713 選齒寬系數(shù)=1.0。 查表得:材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8 再按齒面硬度查得:小

17、齒輪得接觸疲勞強度極限=590MPa,大齒輪得接觸疲勞強度極限:=560MPa. 由計算公式:N=算出循環(huán)次數(shù): =60129.731(288300) =2.99 =1 再由N1,N2查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.95. 計算接觸疲勞許用應力,取安全系數(shù)S=1,失效概率1%。 =0.90590=531Mpa =0.95560=532Mpa =531.5MPa 4、計算小齒輪分度圓直徑,由計算公式得: ≥87.86mm 計算小齒輪圓周速度:v==0.596m/s 計算齒寬b及模數(shù)m.

18、 b= mm 齒高:h==2.253.04=6.85mm =12.83 計算縱向重合度: =0.318128tan14 =2.22 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)=1 已知V=0.596m/s,7級齒輪精度,由表查得動載荷系數(shù)=1.03 由表查得:的計算公式: =1.15+0.18(1+0.6)+0.2387.86 =1.428 再由[課]表10-3查的: =1.33, =1.2 公式: =11.031.4281.2 =1

19、.765 再按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑: =90.78mm 計算模數(shù):==3.146mm 5、再按齒根彎曲強度設計: 設計公式: 確定計算參數(shù): 計算載荷系數(shù):  =11.031.21.33 =1.644 根據(jù)縱向重合度:=2.22,從[課]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當量齒數(shù): =31.59 =91.38 再由[課]表10-5查取齒形系數(shù)=2.505, =2.20 查取應力校正系數(shù)=1.63, =1.781 計算大,小齒輪的,并加以比較

20、: =0.00769 =0.00737 小齒輪的數(shù)值大,選用小齒輪 =0.00737 設計計算: mm 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù),取標準模數(shù)=2mm,既滿足彎曲強度,但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=90.78mm來計算齒數(shù): ==44.04 ?。?4 得=127 6、幾何尺寸計算: 計算中心距: 將中心距圓整為:177mm 按圓整后中心距修正螺旋角: 因的值改變不大,故參數(shù)等不必修正。

21、 計算大小齒輪分度圓直徑: =90.56mm =263.44mm 計算齒輪寬度: =190.56=90.56mm 取=90mm,=95mm 7、低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 面 基數(shù) mn 2 面壓力角 αn 20o 螺旋角 β 13.7o 分度圓直徑 d3 90.56 d4 263.44 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha*mn=90.56+212 94.56 da2=d2+2ha*mn=263.44+212 267.44 齒根圓直徑 df1=d1-2hf*mn=90.56-21.25

22、2 85.56 df2=d2-2hf*mn=263.44-21.252 258.44 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 177 齒寬 b2=b 90 b1=b2+(5~10)mm 95 六、軸的設計 (一)、高速軸的設計 1、軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。 2、按切應力估算軸徑 由表15—3查得,取A0=106 軸伸出段直徑 d1≥A0(p1/n1)1/3=106(5.06/480)1/3=23.2mm 取d1=32mm 3、軸的結構設計 1)、劃分軸段 軸伸段d1;過密封圓處軸段d2;軸頸d3,d7;軸承安裝定位軸段d4,d6

23、;齒輪軸段。 2)、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多,考慮軸的緊湊性,其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加,因此,取 d2=34mm,選擇滾動軸承30207,軸頸直徑d3=d7=35mm。 齒輪段尺寸。 分度圓直徑d=53.69 da=57.69 df=48.69 3)、定各軸段的軸向長度。 由中間軸的設計知 軸長L=253.5+ 伸出端的長度由帶輪厚度確定=(1.5-2)d,?。?4mm 選取軸向長度為20 =(2030) 其余長度根據(jù)中間軸各段長度確定 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57m

24、m CD=170mm AB=227mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力: Ft1=2T1/d1=2100.67103/54=3728.5N Fr1=Ft1tanαn/cosβ1=3728.5tan20o/cos14.4=1401N Fα1=Ft1tanβ1=3728.5tan14.4o=957N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和ΣMBZ=0,得 RAZ=[Fr1170+Fa1d1/2]227 =(140170+95727) 227 =1163N 同理:ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr157-Fa1d3/2] 22

25、7 =(140157-97527) 227 =238N 校核:ΣZ=RAZ-Fr1+RBZ =238+1163-1401=0 計算無誤 同樣,由繞支點B的力矩和ΣMBy=0,得 RAY=3728.5170/227=2792 由ΣMAy=0,得 RBY=3728.55/227=936N 校核:ΣZ=RAY+ RBY -Ft1=936+2792--3728=0 計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩,繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 C處彎矩:MCZ左= RAZ57=66291Nmm MCZ右= RBZ170=40460Nmm MCY=RAY57=279257

26、=159144Nmm (6)、合成彎矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=100670Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58100670=58389Nmm C處:M′C左=MC左=159144 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (

27、9)、校核軸徑。 C剖面:dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.155)1/3 =31mm<43mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸:bh=149(t=5.5,r=0.3); 由表6—2查出鍵長:L=45; (二)、中間軸的設計 1、選擇軸的材料。 因中間軸是齒輪軸,應與齒輪3的材料一致,故材料為45鋼調(diào)質(zhì)。 由表15—1查得: 硬度217~255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa 抗拉強度極限:δβ=640MPa 屈服強度極限:δs=355MPa 彎曲疲勞極限:b-1=

28、275MPa 剪切疲勞極限:τ-1=155MPa 許用彎曲應力:[b-1]=60MPa 2、軸的初步估算 根據(jù)表15—3,取A0=112 d≥=112=37.46mm 考慮該處軸徑應當大于高速級軸頸處直徑,取 D1=dmin=40mm 3、軸的結構設計 (1)、各軸段直徑的確定。 初選滾動軸承,代號為30208 .軸頸直徑d1=d5=dmin=40mm. 齒輪2處軸頭直徑d2=45mm 齒輪2定位軸角厚度。 hmin=(0.07~0.1)d,取hmin=5mm該處直徑d2=54mm 齒輪3的直徑:d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm

29、 由軸承表5—11查出軸承的安裝尺寸d4=49mm (2)、各軸段軸向長度的確定。 軸承寬度B=19.75mm ,兩齒輪端面間的距離△4=10mm 其余的如圖 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力: 齒輪2:Ft2=2T2/d2=2357.66103/200.3=3571.2N Fr2=Ft2tanαn/cosβ2=3571.2tan20o/cos14.4=1342N Fα2=Ft2tanβ2=3571

30、tan14.4o=917N 齒輪3:Ft3=2T3/d3=2357.66103/90.56=7899N Fr3=Ft3tann/cosβ3=7899tan20o/cos13.7=2959N Fα3=Ft3tanβ3=7899tan13.7o=1926N (4)、計算支反力 繞支點B的力矩和ΣMBZ=0,得 RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2d2/2+Fa3d3/2-Fr372]217 =(1342160+917100.15+192645.26-722959) 217 =833N 同理:ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3d3

31、/2+Fa2d2/2-Fr257] 217 =(2959165+917100.15+192645.26-134257) 217 =2450N 校核:ΣZ=RAZ+Fr3-Fr2-RBZ =833+2959-1342-2450=0 計算無誤 同樣,由繞支點B的力矩和ΣMBy=0,得 RAY=(3571160+789972)/217=5449N 由ΣMAy=0,得 RBY=(357157+7899145)/217=6021 校核:ΣZ=RAY+ RBY -Ft3-Ft2=5449+6021-3571-7899=0 計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩,繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。

32、 C處彎矩:MCZ左=RAZ57=83357=43316Nmm MCZ右=RAZ57-Fa2d2/2 =83357-917100.15=-48522Nmm D處彎矩:MDZ左=RBZ72+Fa3d3/2 =245072+192645.26=263609Nmm MDZ右=RBZ72=176400 水平面彎矩圖。 MCY=RAY57=544957=283348Nmm MDY=RBy72=602172433512Nmm (6)、合成彎矩 處:MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右 =(

33、M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D處: MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=533660Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58533660=309523Nmm C處:M′C左=MC左=286640 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874

34、732+3095232)1/2=422428Nmm D處: M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M′D右=M2D右=468027Nmm (9)、校核軸徑。 C剖面:dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.155)1/3 =42.5mm<45mm 強度足夠。 D剖面:dD= (M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.155)1/3 =46.7mm<85.56mm(齒根圓直徑) 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸:bh=149(

35、t=5.5,r=0.3); 由表6—2查出鍵長:L=45; (11)中間軸的精確校核: 對照軸的晚矩圖和結構圖,從強度和應力集中分析Ⅰ,Ⅱ,G都是危險段面,但是由于Ⅰ,Ⅱ還受到扭矩作用,再由II斷面的彎矩要大于I處,所以現(xiàn)在就對II處進行校核。 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由手冊查得: 。 由手冊查得: Ⅰ剖面的安全系數(shù): 抗彎斷面系數(shù): 抗扭斷面系數(shù): 彎曲應力幅: 彎曲平均應力 扭轉(zhuǎn)切應力幅: 平均切應力: 鍵槽所引起的有效應力集中系數(shù) 再由手冊查得,表面狀態(tài)系數(shù)β=0.92,尺寸系數(shù) 剪切配合零件的綜合影響系數(shù),取進行計算

36、: 剪切配合零件的綜合影響系數(shù),取進行計算, 由齒輪計算循環(huán)次數(shù),所以取壽命系數(shù) 綜合安全系數(shù): 所以具有足夠的強度。 (三)、低速軸的設計 1、軸的材料與齒輪4的材料相同為45鋼調(diào)質(zhì)。 2、按切應力計算軸徑。 由表15—3查得,取A0=112 軸伸出段直徑 d1≥A0(p3/n3)1/3=112(4.62/44.73)1/3=52.5mm 考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選用,取d1=50mm,則軸孔長度L1=84mm 3、軸的結構設計 1)、劃分軸段d1;過密封圓處軸段d2;軸頸d3,d8;軸承安裝定位軸段d4;軸身d5,d7;

37、軸頭d6。 2)、確定各軸段直徑。 取d2=52mm 選擇滾動軸承30211,軸頸直徑d3=d8=55mm.,軸承寬22.75 4、按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=67mm CB=141mm AB=208mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力: Ft4=2T4/d4=2986380/263.44=7488N Fr4=Ft4tanαn/cosβ4=7488.5tan20o/cos13.7=2805N Fα4=Ft4tanβ4=7488tan13.7o=684N (4)、計算支反力 繞支點B的力

38、矩和ΣMBZ=0,得 RAZ=[Fr4141+Fa4d4/2]208 =2335N 同理:ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr467-Fa4d4/2] 208 =470N 校核:ΣZ=RAZ-Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0 計算無誤 同樣,由繞支點B的力矩和ΣMBy=0,得 RAY=7488141/2208=5076 由ΣMAy=0,得 RBY=748867/208=2412N 校核:ΣZ=RAY+ RBY -Ft1=2412+5076--7488=0 計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩,繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 C處彎矩:MC

39、Z左= RAZ67=156445Nmm MCZ右= RBZ141=340374Nmm MCY=RAY67=340092Nmm (6)、合成彎矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 T2=986380Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù)α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58986380=572100Nmm C處:M′C左=MC左=374

40、614 M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核軸徑。 C剖面:dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.155)1/3 =50mm<62mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表6—1查出鍵槽尺寸:bh=1811 由表6—2查出鍵長:L=70; 七、滾動軸承的校核計算 (一)中間滾動軸承的校核計算 選用的軸承型號為30208由表9-16查得Cr=59.8 kN,=42.8kN e=0.37 1、作用在軸承上的負荷。 1)、

41、徑向負荷 A處軸承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B處軸承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、軸向負荷 3)、軸承受力簡圖。 外部軸向力FA=Fa3-Fa2=1926—917=1009N 從最不利受力情況考慮FA指向B處軸承,如上圖所示。 軸承內(nèi)作軸向力SⅠ=еFrⅠ=0.375512=2039N SⅡ=0.4FrⅡ=0.376500=2405N 因FA+SⅠ=1009+2039=3048>2405=SⅡ 軸承Ⅱ被壓緊,為緊端,故 FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ

42、=FA+SⅠ=3048N 2、計算當量功負荷。 Ⅰ軸承,F(xiàn)aⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[課]表13-5,е=0.42 FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37<е,X1=1 Y1=0 動載荷系數(shù)fp=1.1 當量動載荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.15512=6063N Ⅱ軸承:FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44 FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47>е=0.44,X2=0.44,Y2=1.26 當量功載荷 PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1(0.446500+1.263048)

43、=7371N 3、驗算軸承壽命 因PrⅠ<PrⅡ,故只需驗算Ⅱ軸承。 軸承預期壽命與整機壽命相同,為:830016=38400h 軸承實際壽命 Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3 =128554h>38400 具有足夠使用壽命。 4、軸承靜負荷計算 經(jīng)計算,滿足要求;計算過程略。 經(jīng)校核,高、低軸的軸承均滿足要求 八、平鍵聯(lián)接的選用和計算 1、中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為:d2=45 由表6—1選擇鍵14950 鍵的接觸長度 L=d2-b=50-14=36,接觸度h′

44、=h/2=9/2=4.5mm 由《機械設計》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力[δp]=120MPa δp=2T2/d2lh′=(2357.66103)/(45364.5)=98MPa<[δP] 鍵聯(lián)接強度足夠 2、低速軸與齒輪4的鍵聯(lián)接選用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為:d4=62 由表6—1選擇鍵181170 鍵的接觸長度 L=d2-b=70-18=52,接觸度h′=h/2=11/2=5.5mm 由《機械設計》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力[δp]=120MPa δp=2T2/d2lh′=(2986.38103)/(62525.5)=111MPa<[δP]

45、鍵聯(lián)接強度足夠 九.聯(lián)軸器的選擇計算 由于低速級的轉(zhuǎn)矩較大,故選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為HL5 計算轉(zhuǎn)矩:=K=1.5986380=1479.6Nm 轉(zhuǎn)速 n=44.73 d=50 所以由表可知:強度和轉(zhuǎn)速均滿足要求 十、箱體及其附件的設計選擇 1、零部件 名稱 符號 件速器的尺寸關系 箱座壁厚 δ 18 箱蓋壁厚 δ1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 30 箱座凸緣厚度 b 13 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)量 n 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 M6 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 M14 聯(lián)接螺栓d2的間距 L

46、 125~200 軸承端蓋螺釘直徑 d3 M8 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 3、油標尺的尺寸設計 如圖 由表7—21,選取為M12d 的。 D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4 參考文獻: 1、沒有注明的為《機械設計課程設計》書。 2、《機械設計》教材。 3、《機械原理》教材。

47、 總效率 η=0.82 Y132S—4電動機 P=5.5KW N=1440(r.min-1) 主動輪基準直徑 =80 mm 從動輪基準直徑 =250 mm 實際中心距5

48、33.73mm 包角 = V帶的根數(shù) =4 =53.87mm =199.32mm 模數(shù) M=2.376 齒寬 B=53.87

49、 齒數(shù) =26 =97 中心距 a=127 mm 螺旋角 = 分度圓直徑 =53.69mm =200.3mm 齒寬 b=53.69mm =60mm =54mm,

50、 =87.86mm b=87.86mm m=3.04 h=6.85

51、 =44 =127 中心距 a=177.3mm 螺旋角 = 分度圓直徑 =90.56mm =263.44 mm =90mm, =95mm

52、40Cr調(diào)質(zhì) 軸承選 30207 45鋼調(diào)質(zhì)

53、 選滾動軸承 30208

54、 45鋼調(diào)質(zhì) 選擇滾動軸承 30211

55、

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