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文档简介

1、实用文档目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六.齿轮设计一 .高速级齿轮传动齿轮设计11二 .低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I轴的设计-21II轴的设计25III轴的设计30八.键联接的校核计算34九.滚动轴承的校核计算36十.减速器箱体的设计37实用文档第一组:垂直斗式提升机传动装置1.设计条件:1机械功用:由料斗把散状提升至U定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等;2工作情况:单向工作,稍微振动;3运动要求:滚筒转速误差不超过7%;4使用寿命:八年,每年300天,每天16小时;5检修周

2、期:半年小修,二年大修;6生产厂型:中型机械制造厂;7生产批量:中批生产.2.原始数据:滚筒圆周力F=4000N滚筒圆周速V=1.3m/s;滚筒直径D=350mm、传动方杀拟TE为了估计传动装置的总的传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动方案,可先由条件计算具驱动卷筒的转速nw,即:V=兀*D*nw/60*1000n筒=60*1000*V/兀*D=71r/min实用文档选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机,因此传动装置的传动比约为i=1421,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案.根据所给的带式传动机构,可将减速器设计为二级展开式

3、减速器.、电动机选择1、电动机类型的选择:n=71r/min根据工作条件和工作要求,先用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机,它为卧式封闭结构.2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:一3一2一一刀总二刀带 X 刀轴承 X 刀齿轮 X 刀联轴器 X 刀滚筒=0.96X0.993X0.972X0.99X0.96=0.833(2)电机所需的工作功率:P工作=PW/x总=FV/(10001总)=4000X1.3/(1000X0.833)毛总=0.833=6.243KWP工=6.24KW(3)电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5W实用文档(4)电动机的转速n电动机计算滚筒

4、工作转速:1.1传动比分配适宜.四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)no=n电机=1440r/minni=no/i带=1440/2=720r/minnii=ni/i齿轮高=720/3.38=213(r/min)niii=nii/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、计算各轴的功率(KWF0=Ped=7.5KWR=PX毛带=7.50.96=7.2KWFii=Fxx 齿轮 xx 轴承=7.2X0.97X0.99=6.91416KWFii=RxT轴承xr齿轮=6.91416X0.97X0.99=6.6397KW3、计算各轴扭矩(Nmmn0=1440r/minni=720r/

5、minnii=213r/minP0=7.5KWPi=7.2KWRi=6.9142KWPiii=6.64KWT0=9.55X103P0/n0=9.55X103X7.5/1440实用文档=49.74N-mTI=9.55x103R/nI=9.55x103X7.2/720=95.5N-mTII=9.55x103Pi/nii=9.55X103X6.91416/213=310N-mTIII=9.55X103Pm/n川=9.55乂103X6.6397/71=893.09Nm工程电动机轴高速轴I低速轴丑低速轴m转速(r/min)144072021371功率kW7.57.26.916.64转矩Nm49.7495

6、.5310893.09传动比23.383五、皮带轮传动的设计:普通V带传动,电动机功率P=7.5KW转速NL=1440r/min,传动比为i=2,每天工作16小时1.确定计算功率 PCATO=49.7NmTI=95.5NmTII=310N mTIII=893N m查表8-7可知工作情况系数&=1.3PCA=实用文档PCA=KP=1.3X7.5=9.75KW2,选择普通V带截型根据 PCA和N0由图8-10可知应选取A型带3.确定带轮基准直径,并验算带速1)初选小带轮的基准直径,由表8-6和8-8,取小带轮的基准直径ddi=125mm2)验算带速V=(兀xddiXN)/(60X1000)=9.4

7、2m/s由于5m/sV120适用5.确定带的根数1计算单根V带的额定功率根据课本表8-4aP0=1.92KW根据课本表8-4bR=0.17KW根据课本表8-5Ka=0.96根据课本表8-2KL=0.99由课本P83式5-12得Z=RJP=RJP1+ARKaKL=9.75/1.92+0.17X0.96X0.99=4.665所以取5根V带.6.计算单根V带的初拉力的最小值由课本表8-3查得q=0.1kg/m,单根V带的最小初拉力:F.min=500E2.5/K-1/ZVK认+qV2=500X9.75x2.5/0.96-1/5X9.42x0.96+0.1X9.422N=163.13N7.计算压轴力P

8、0=1.92KWP1=0.17KWKa=0.96KL=0.99Z=5F0min=163.13N作用在轴承的最小压力Fp实用文档Fp=2ZF0sin%i/2=2乂5X163.13sin166.248/2=1619.57N六.齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计:输入功率 PII=7.2KW,小齿轮的转速n1=720r/min,传动比为1=3.38,工作寿命8年,每天工作16小时,每年300天,传动输送机稍微振动,单向工作.1.选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动.2由于滚筒为一般工作器,速度不高,选用法级精度GB10095-88.3材料选择,由表10-1选择小齿

9、轮材料为40C调质,硬度为275HBS大齿轮选用45钢调质,硬度为240HBS二者材料相Fp=1619.57N差为30HBS实用文档4 选用小齿轮齿数为Zi=25,那么大齿轮的齿数为乙=3.38X25=84.5,取Z2=85.5 选用螺旋角:初选螺旋角为=1502.按齿面接触疲劳强度设计由dit确定有关参数如下:1传动比i=3.38实际传动比10=85/25=3.4,传动比误差:i-io/I=3.4-3.38/3.38=O.59%=54mm2)计算圆周速度V=(兀xddtXN)/(60X1000)=2.04m/s3)计算齿宽系数b以及模数mtb=ddXd1t=1x54=54mmmt=(d1t*

10、cos15)/Z1=2.09h=2.25xmt=4.69mmb/h=11.54计算纵向重合度N1=1.66X109N2=4.918乂10KHN1=0.90知:1=KHN1*/S=0.96x600=540MPa=5402=KHN2*/S=0.94*550=517MPaMPa=(1+2)/22=517MPa=528.5MPaV=2.04m/sb=54mmmt=2.09h=4.69mmb/h=11.5实用文档=0.318*Zi*tan=0.318*tan150X25X1=2.135)计算载荷系数K使用系数 KA=1.25,根据V=2.04m/s,7级精度,KV=1.09由表10-4查得 KH=1.4

11、19由表10-13查得 KF=1.32由表10-3查得 KH=KH=1.1K=KKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由d1=d1t(K/Kt)1/3得d1=54X(2.13/1.4)1/3=62.11mm7)计算模数mm=dJcos/z1=2.43.按齿根弯曲强度设计mn=(1)确定参数1)计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数ZVI=Z/(COS)3=27.74=2.13KA=1.25K=1.09KH=

12、1.419KF=1.32KH=1.1KH=1.1d1=62.11mmm=2.4K=1.98Y=0.88ZVI=27.74ZV2=94.32实用文档Zv2=Z7(cos)3=94.324)齿形系数曲和应力修正系数Ysa根据齿数 ZI=25,Z2=85 由表6-9相得YFai=2.56Ysai=1.607YFa2=2.19YSa2=1.785)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度(TFE1=520MPa,大齿轮的弯曲强度极限(TFE2=480MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88,KFN2=0.916)计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳平安系数S=1.5.F1=KFN1GFE1

13、/S=0.88*520/1.5=293.33(TF2=KFN2(TFE2/S=0.91*480/1.5=291.28)计算大小齿轮的YFaYSa/(TF并加以比拟YFa1%a1/(TF=2.56*1.607/293.33=0.0014025a%a/GF=2.19*1.78/291.2=0.013387小齿轮的数值大(2)设计计算m对于比拟计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m,取m=2mnfi满足要求,但是为了同时满足接触疲劳强度,需要按齿YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.78(TFE1=520MPa(TFE2=480MPaS=1.51=293.33(

14、7F2=291.2Z1=30Z2=101面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm#计算应有的齿数,于是实用文档Zi=diXcos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Zi=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质,取乙=1014.几何尺寸计算(1)计算中央距a=(Z+Z2)*mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2)按圆整后的中央距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)*mn/(2*a)=arccos(30+101)*2/(2*136)=15.5850由于改变不多,故参数等不必修正.

15、(3)计算大小齿轮分度圆直径d1=Z*m/cos=30*2/cos150=62.12mmd2=Z2*mn/cos=101*2/cos150=209.12mm(4)计算齿轮宽度B=(I)dXd1=1*62.12=62.12mm经圆整后,取B1=70mm,B2=65mm二.低速级齿轮传动齿轮设计:输入功率 PII=6.91KW,小齿轮的转速n1=213r/min,传动比为I=3.38,工作寿命8年,每天工作a=136mm=15.5850d1=62.12mmd2=209.mmB1=70mmB2=65mm实用文档16小时,每年300天,传动输送机稍微振动,单向工作.1.选择齿轮类型、材料、精度等级和齿

16、数1按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动.2 由 于 滚 筒 为 一 般 工 作 器 , 速 度 不 高 , 选 用 法 级 精 度GB10095-88.3材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为275HBS大齿轮选用45钢调质,硬度为240HBS二者材料相差为30HBS4 选用小齿轮齿数为Z=24,那么大齿轮的齿数为1=3X24=72.2.按齿面接触疲劳强度设计由dn2.32确定有关参数如下:1传动比i=32由课本表10-7取.d=0.83选取载荷系数Kt=1.34由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa25由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强

17、度极限=580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6计算两齿的循环次数6d=0.8Kt=1.3580MPa500MPaN3=5.53实用文档N3=60*n2*j*Lh=60X213X1X(16X300X8)=5.53X108-6N4=N3/3=2.31乂10由图10-19取疲劳寿命系数 KHN3=0.95,KHN3=0.987)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%平安系数为S=1,由式(10-12)可知:3=KHN3*/S=0.95X580=551MPa3=KHN4*/S=0.98*500=490MPa=(1+2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa计算1)试计算小齿

18、轮分度圆直径面,由上述公式可得d3t=107.945mm2)计算圆周速度V=(兀xd&XN)/(60X1000)=1.2m/s3)计算齿宽系数b以及模数mtb=小dXd1t=0.8x107.94=86.35mmm=&t/Z1=107.94/24=4.4975h=2.25xm=10.119mmx108N4=2.31x106V=1.2m/sb=86.35mmm=4.4975h=10.119mmb/h=8.534b/h=8.5344计算载荷系数K实用文档使用系数K=1.25,根据V=1.2m/s,7级精度,K=1.06由表10-4查得 KH=1.301由表10-13查得 KF=1.26由表10-3查

19、得 KH=KH=1K=KKV&KH=1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由d3=cht(K/Kt)1/3得d1=107.945x(1.724/1.3)1/3=118.59mm6)计算模数mm=d3/z3=4.943.按齿根弯曲强度设计mt=(1)确定参数1)计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.25*1.06*1*1.26=1.672)齿形系数曲和应力修正系数Ysa根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得YFa3=2.65YSa3=1.58YFa4=2.236YSa4=1.7343)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度(TFE3=45

20、0MPa,大齿轮的弯曲强度极限(TFE4=410MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.93,KFN4=0.974)计算弯曲疲劳许用应力:K=1.724d1=118.59mmm=4.94K=1.67YFa3=2.65YFa4=2.236Ysa3=1.58Ysa4=1.734(TFE4=410MPaKFN3=0.93KFN4=0.97实用文档取弯曲疲劳平安系数S=1.4(TF3=KFNIOFEi/S=0.93*450/1.5=298.93MPa.F4=KFN2(TFE2/S=0.97*410/1,5=284.07MPa5)计算大小齿轮的YFaYWk并加以比拟YFa3%a3/GF3=2

21、.65*1.58/298.73=0.01401YFa4%a4/oF4=2.236*1.754/284.07=0.01381(2)设计计算m=3.157对于比拟计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数mrj取mn=4mmrE满足要求,但是为了同时满足接触疲劳强度,需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数,于是Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904 .几何尺寸计算(1)计算中央距a=(Z3+Z4)*m/2=(30+90)*4/2=240mm(2)计算大小齿轮分度圆直径d3=Z3*m=30*4=120mmd4=Z4*m=90*4=360mm(3

22、)计算齿轮宽度B=dXd3=0.8*120=100mm(TF3=298.9MPa6F4=284MPa乙二 30乙二 90a=240mmd3=120mmd4=360mmB4=96mmB3=100mm实用文档经圆整后,取B4=96mm,B3=100mm5 .大带轮结构设计如下列图所示:七、轴的设计I轴的设计:PI=7.2KWnii=720r/min,T =95.5Nm,B=70mm1 .求作用在齿轮上的力高速级小齿轮直径为d=62.12mm,Ft=2*Ti/dFt=3074.7NFr=1158.6N=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69N实用文档Fr=Fixtan=3074.69

23、*tan200=1158.57N2 ,初选轴的最小直径先按式d=A,选轴为45钢,调质处理.根据表15-3,取A.=125,于是得由于中间轴上开有键梢,所以应增大7%所以dmin=(dmin)(1+7%=28.32mm轴上的最小直径显然出现在轴承上.3 .轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向力和轴向力的作用,应选用角接触轴承.参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0根本游隙组,标准精度等级的角接触轴承7207ACI由承,其尺寸是dXDXB=35X72X117,所以di-ii=35mmdmin=28.3(dmi

24、n)=125*=26.93mmmm实用文档即di-ii=dV-VI=35mm2) I-II段左端要有一轴肩,故取dII-III=32mm,右端用轴承档圈定位,搂轴端直径取档圈直径D=35mm由于皮带与轴的配合长度为56mm为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上,故取LI-II=54mm.3) II-III段的轴头局部LII-III=50mm111-IV段局部LIII-IV=35mmIV-V段局部LIV-V=41mmV-VI段局部LV-VI=41mm4取两齿轮齿面距箱体内壁a=15mm两齿面距离为&二15mm在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=8mm,J角R=2mm5轴上零件的周向定位齿

25、轮与轴之间用平键连接.齿轮与轴之间的键选取bxh=8mrm7mm键梢用键梢铳刀来加工,长为40mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m66确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2X45,各轴肩处圆角半径依表查得.a1=15mma2=15mmS=8mm实用文档4.求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)Fax=1634Fay=866.43Fbx=3175.2Fby=-144.65Fp=1734.5弯矩M(NmmM1=95589.05M1=50686.16Mb=154370.5M

26、1=-25097.07总弯矩(NmmM=108195.9M=98828.98扭矩TII=95500Nmm5,按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转 切应 力 为脉 动 循 环 变 应 力 , 取=0.6,轴 的 计 算 应 力 :(Tca=38.4MPa首选材料为40Cr,调质,由表15-1查(r-i=70MPa(Tca=38.4MPa实用文档因此(Tca=A,选轴为45钢,调质处理.根据表15-3,取A.=118,于是得(dmin)=118*=37.6mm由于中间轴上开有两面个键梢,

27、所以应增大7%所以dmin=(dmin)(1+7%=40.232Ft2=2965NFr2=1117NFa2=795NFti=5167NFri=1881Ndmin=40mm轴上的最小直径显然出现在轴承上.实用文档3.轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用,应选用角接触轴承.参照工作要求并根据di-ii=40.232mm,由轴承产品中初步选取0根本游隙组,标准精度等级的角接触轴承9309ACI由承,其尺寸是dXDXB=45x85X18,所以di-ii=45mm即di-ii=dV-VI=45mm2)ii-iii段的轴头局部Li

28、i-iii=50mmIII-IV段轴头局部Liii-IV=54mmIV-V段轴肩局部LIV-V=64mmV-VI段局部LV-VI=54mm3)取两齿轮齿面距箱体内壁ai=15mm两齿面距离为出二15mm在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=10mm倒角R=2mmB2=65mm.B1=100mm,L=2*R+B1+B2+2*a+a2+2*S+2B=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19L=272mm实用文档=272mm4轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接.斜齿轮与轴之间的键选取bxh=16mrm10mm键梢用键梢铳刀来加工,长为50mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对

29、中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;直齿轮与轴之间的键选取bxh=14mm9mm键梢用键梢铳刀来加工,长为82mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6.轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m65确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2X45,各轴肩处圆角半径依表查得.实用文档4.求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)FNHI=4211.25FNV1=942.11FNH2=3920.65FNV2=178.11弯矩M(NmmMNH1=-355859MNV1=-78120.25MNH2=262683.2MNV1

30、=11933.48总弯矩(NmmM=-364332.8167M=262954.12扭矩TII=310000Nmm5,按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,.皿二轴的计算应力:32.725MPa(Tca=32.725MPa首选材料为45钢,调质,由表15-1查(r-i=60MPa因此(Tca=A,选轴为45钢,调质处理.根据表15-3,取A.=112,于是得(dmin)=112*=50.835mm由于中间轴上开有键梢,所以应增大7%所以dmin=(dm

31、in)(1+7%=52.36mm3.轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小,故取 KA=1.7,那么Ft=4961.8NFr=1805Ndmin=52.36mmKA=1.7Tca=1518.353Nm实用文档Tca=1.7*893.69=1518.353N m根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB5014-85,选用HLS弹性柱销联轴器,其公称转矩为2000N m,故取di-ii=55mm联轴器长度L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度

32、L1=107mm4.轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II段右端制出一轴肩,故取II-III段dII-III=62mm,左端用轴端档圈定位,按轴端直径取档圈直径D=65nn半联轴器与轴配合的毂孔L1=107mm为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,帮I-II段的长度L略短一些,现取LI-II=140mm.2)初步选用滚动轴承,因轴承中只受径向力的作用,应选用深沟球轴承.参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取0根本游隙组,标准精度等级的深沟球轴承6013,轴承,其尺寸是dXDXB=65X140

33、X18,所以L1=107mmLI-II=140mm实用文档dill-IV=65mm,Lill-IV=35mm左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h=6mm因此取dIV-V=77mm3取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm,齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位.齿轮轮毂的宽度为96mm为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段略短于轮毂宽度,故取LVI-VII=92mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h=6mm那么轴环的dV-VI=89mm轴环宽度b1.4h,取LV-VI=12mm4取齿轮齿面距箱体内壁ai=17mm两

34、齿面距离为a=15mm在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=8mm倒角R=2mm5轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接.齿轮与轴之间的键选取bxh=20mrH12mm键梢用键梢铳刀来加工,长为90mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,半联轴器与轴的连接键选取bxh=16mm10mm键梢用键梢铳刀来加工,长为100mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸a1=17mma2=15mmS=8mmR=2mm实用文档公差为m65)

35、确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2X45,各轴肩处圆角半径依表查得.4.求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)FNH1=1714.61FNV1=624.07FNH2=3247.22FNV2=1181.89弯矩M(NmMH=290.63MV1=105.78MNH2=262683.2MV2=105.78总弯矩(NmM=309.28M=309.28扭矩TII=893130Nmm5,按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应力:(

36、Tca=18.37MPa(Tca=18.37MPa实用文档首选材料为45钢,调质,由表15-1查i=60MPa因此(Tca(T-1,故平安.八.键联接的校核计算1.输入轴I轴键的较核由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁,由表6-2查得许用挤压应力(Tp=50-60MPa,取其平均值0p=55MPa,键的工作长度L=40mm键与轮毂、键梢接触高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm,由式(6-1)得(Tp=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa=(rp故键满足强度要求.2.中间轴上键II轴键的校核由于键1、 轴、 轮毂的材料分别是钢,由表6-2查得许用挤压应力(rp=100-120MPa,取其平均值(rp=110MPa,键的工作长度L=50mm键1与轮毂、 键梢接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm由式(6-1)得3(rp=2T*10/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa=

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