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文档简介
带式输送机传动装置设计方案一、设计一一带式输送机传动装置已知条件:工作条件:两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度35笆使用折旧期:8年;检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;动力来源:电力,三相交流,电压380/220V;运输带速度允许误差:±5%;制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。已知参数:运输带工作压力F=1500N运输带工作速度v=1.1m/s卷筒直径二220mm、拟定传动方案a:二级展开式圆柱齿轮减速器优点:结构简单,应用广泛,两级大齿轮直径接近,有利于浸油润滑,尺寸紧凑,成本低,用于载荷比较平稳的场合。缺点:由于齿轮相对于轴承为不对称布置,因而沿齿向载荷分布不均,要求轴有较大刚度。?\传♦带b:二级同轴式圆柱齿轮减速器优点:结构简单,应用广泛,齿轮减速器长度方向尺寸较小,两级大齿轮直径接近,浸入油中深度大致相等,有利于浸油润滑。缺点:齿轮减速器轴向尺寸较大,中间轴较长,刚度较差,沿齿宽载荷分布不均匀,高速轴的承载能力难于充分利用。
C:圆锥圆柱齿轮减速器优点:用于输入输出轴相交的场合,也用于两轴垂直相错的传动中。缺点:制造安装复杂,成本高,仅在传动布置需要时才采用。
d:单级蜗杆减速器优点:结构简单,尺寸紧凑缺点:效率较低,适用于载荷较小、间歇工作的场合,轴承润滑不太方便。综上所述,二级展开式圆柱齿轮减速器比较符合方案要求,故选用二级展开式圆柱齿轮减速器。
三、电动机的选择设计设计步骤及内容结果电动机的选择已知:F=1500Nv=1.1m/sD=220mmFv,P==1.65KWo10001、电动机输出功率P=Pd门n=n2门3门2门2门、1、、2…、3、45n:联轴器效率n::啮合效率n3:轴承效率n4:溜油效率n::滚筒效率n;=0.99n1=0.99n;=0.98n3=0.97n:=0.96门=0.992X0.992X0.983x0.972x0.96牝0.817P=扬:"2.020d0.817根据Pd查电动机手册选取Y100L1-4型电动机P=2.2KWnm=1430r/minM=2.32、总传动比计算及传动比分配i=、nDvx60X10001.1x60X1000*.n=="95.49r/minD兀D冗x220.n1430…ci=f==14.98nD95.49i=i•i取.=4.74i2=3.16选取Y100L1-4型电动机.=4.74i=3.16
各轴的转速、扭矩:n=n-1430r/minn1430r/min=301.69r/minn=t=2七4.74n301.69r/min=95.47r/minn=^=3I;=301.69r/min=95.47r/minmd=9550x—=9550x=14.69mm1=md•n1*n3=14.69x0.99x0.98=14.25=14.25x4.74x0.99x0.98x0.97=65.56N•mm=minnn=65.53x3.16x0.97x0.99x0.98=194.88N•m322423P=Pnn=2.2x0.99x0.98=2.13KW1d13p=pn2n3n4=2.13x0.99x0.98x0.97=2.00kwp=pnnn=2.00x0.99x0.98x0.97=1.88kw32234轴转速(r/min)扭矩(N•m)功率一143014.252.13二301.6965.562.00三95.47194.881.88四、齿轮的设计计算设计高速级齿轮传动设计步骤及内容已知条件i1=4.74i2=3.16n1=1430r/minn2=301.69r/minP=2.2kw传动方案:二级展开式直齿圆柱齿轮传动1.选择材料选用二级展开式直齿齿轮传动,压力角为20°;根据机械设计表10-1结果二级展开式直齿圆柱齿轮传动选择小齿轮材料为40Cr,齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;精度等级选用7级精度;取Z=211Z=1002试选小齿轮齿数Z1=21,大齿轮齿数Z2=i1Z1=4.74X21=99.54取Z=1002取Z=211Z=1002小齿轮和大齿轮均为调质处理,淬火后高温回火用来K=1.3K=1.3HtT=1.4251x104N•m乳=1Zh=2.5按齿面接触强度设计按式(10—11)进行试算小齿轮分度圆直径,即(1)确定公式内的各计算数值•试选载荷系数K=1.3Ht.计算小齿轮传递的转矩查表知T=1.425x104N•mm一1.由表10-7选取尺宽系数巾d=1.由图10-20查得区域系数Zh=2.5.由表10-5查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPaE⑥.由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z£-cosa/(z+2h*J11a1)J=30.909。Zcosa/(z+2h*Jxcos20。/(100+2x1)」=22.888。以=arccos=arccosb1xcos20o/(21+2xa=arccos
=arccos1100(tana-tana')+z(tana一tana■)/2兀1a12a21x(tan30.909。-tan20。)+100x(tan22.888。-tan20。)」/=1.711—=「m=0.87313k3⑦.计算接触疲劳许用应力qh]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为qhl_1=600MPa、qh「2=550MPa由式(10-15)计算应力循环次数:N1=60叩匕=60x1430x1x(2x8x300x8)=3.295x109N2=N1/u=3.295x109/(100/21)=6.920x108由图10-23查取解除疲劳寿命系数孔卬二0.90、Khn2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1,由式(10-145得Q」Khn国。普600540MPaH1=S=1=Q」Ln2Qh〃m20.9%550523MPaqhw=—HN2snLiM2=1=a取L」和L」中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许H1H2用应力,即Qh]=Iqh」,=523MPaZ=189.8MEPa2兀Z£=0.873Q」=H523MPa2)试算小齿轮分度圆直径d之*•a•f代]2u\8du"^H」Ji,2.5x189.8x0.873、4.74+12x1.3x1.425x104=31()2xx\5234.741=30.419mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V_nd占_kx30.419x1430V60x100060x1000=2.28m/s齿宽bb=4dd1t=1x30.419=30.419mm2)计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=2.28m/s7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2x1.425x104/30.419=0.937x103NKAFt1/b=1x937/30.419=30.803N/m<100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.2Ha由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数K=1.417由此,得到实际载荷系数*Kh=KAKVKHaKHP=1x1.02乂技乂侦17=E3)由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1t>30.419mmv=2.28m1、b=30.419mKa=1K=1.02K=1.2HaKH广1.417Kh=1.734d=d3''鱼=30.419x3-'——11t3KHt\1.3及相应的齿轮模数m=d1/z1=33.485/21=1.59mm■'1.734_=33.485mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-7)试算模数,即(YY•—tZL.11^12KTYm>'Ft1s'弋XF1)确定公式中的各参数值试选Kf=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y=0.25+075=0.25+^075=0.6881.711a③计算钙F由图10-17查得齿形系数Y=2.65Y=2.26,Fa1Fa2由图10-18查得应力修正系数Y1=1.58,Y2=1.73由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为c_=500MPac_=380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kn1=0.83,%2=0.85取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)得c]=*1CFIim1=0.83x500MPa=296.43MPaf1S1.4c]=Kfn2CFIim2=「85x380MPa=230.71MPaF2S1.4d]=33.485,Kf=1.3Y=0.688YY—nTTF12.65x1.58=0.0141296.43YYs_-■一一cTTT=F22.26x1/73=0.0169230.71YY因为大齿轮的ps]大于小齿轮,所以取FYY-Fa2]以2=0.0169F22)试算模数_;2x1.3x1.425x104x0.688_31x212x0.0169mm=0.992mm(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vd=mz=0.992x21mm=20.832mmv=^^=脂加32x1430m/.=1.560m/s60x100060x1000②齿宽bb=4dd1=1x20.832mm=20.832mm③宽高比b/hh=(2h*+c*)m=(2x1+0.25)x0.992mm=2.232mmb/h=20.832/2.232=9.332)计算实际载荷系数KF根据v=1.560m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.06V由F]=2T/《=2x1.425x104/20.832N=1.368x103NKF/b=1x1.368x103/20.832N/mm=65.67N/mm<100N/mmYYF2=0.0169m{>0.992d]=20.832,
v=1.560m/b=20.832b/h=9.33K=1.06VK=1.42邓查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.2F、=1.81③由表10-4用插值法查得K=1.417,结合b/h=9.33查图10-13得K=1.42邱则载荷系数为Kf=KKKfK理=1x1.06x1.2x1.42=1.813)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数辰面…Cm=m'—f=0.992x/mmK=1.42邓、=1.8113Kf31.3m=1.25mmz1=21z2=100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疲劳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,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模1.108mm并就近圆整为标准值m=1.25mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径dm=1.25mmz1=21z2=1001Z1=d1/m=20.832/1=20.832,取z:21z=uz=4.74x21=99.54,取z=100,z与z互为质21212数这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d]=26.25mmd=zm=21x1.25mm=d]=26.25mmd=125mm2=zm=100x1.25mm=125mm(d=125mm2a=(d1+d2)/2=(26.25+125)/2mm=75.75mm(3)计算齿轮宽度b=©d-1x26.25mm=26.25mm考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(5〜10)mm,即b-b+(5~10)mm-26.25+(5~10)mm-31.25~36.25mmia—75.75m,b-26.25m;取b-32mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即1b-b-26.25mm6主要设计结论齿数气=21、句-100,模数m-1.25,压力角以-20。,中心距a-75.75mm齿宽b—32mm,b—26.25mm。小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。b-32mm1b2-26.25m气-21、z2-100m-1.25以-20。a—75.75m,b—32mmb2-26.25m小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。低速级齿轮传动设计已知:小齿轮转速气=95.47r/min,齿数比u=3.16,p=2.2kw选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按选定传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,压力角取为直齿圆柱齿轮传动,压力角取为20°20^直齿圆柱齿轮传动,压力角取为20°O(2)带式运输机为一般工作机器,参考表10-6,选用7级精度。(3)材料选择。由表10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS。(4)选小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z1=25z2=79z=u•z=3.16x25=79按齿面接触疲劳强度设计、2(1)由式(z1=25z2=79、21)确定公式中的各参数值试选*,=1.3o计算小齿轮传递的转矩。查轴转速、扭矩列表得T3=1.9488x105N•mm由表10-7选取齿宽系数%=1o由图10-20查得区域系数Zh=2.5o由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zgo*=1.3T=31.9488x105e=1Zh=2.5Ze=189.8Mpa1/2N•mm=arccosZcosa/(z+2h*)]11al25cos20°/(25+2x1)Jaal=arccos=29.53。aa1=29.53°a=arccos=arccos(79=23.58。aa=arccos=arccos(79=23.58。aa2=23.58°22aqxcos20°/(79+2x1)J
£=L(tana-tana')+z(tana-tana')]/2兀=l25x(tan29.53。—tan20。)+79x(tan23.58。—tan20。)]/2兀=1.7177母一£_J4-1.717Z—'a—i—0.872£3\3⑦计算接触疲劳许用应力H]o由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为c_=600MPa、c_=550MPa由式(10-15)计算应力循环次数:N=60n此=60x95.47x1x(2x8x300x8)—2.200x108N2—NJu=2.200x108/3.16—0.696x108由图10-23查取接触疲劳寿命系数%=S&2—。・99。取失效概率为】%、安全系数S—1,由式(10-14)得C]—%xCh帆=0.97x600—582MPaH1S1C]-%2xCH响—0.99x550—544.5MPaH2S1C]L]取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,则C]=C]=544.5MPa2)试算小齿轮分度圆直径/、\2KTu+1(ZZZ¥d-3矿1.u[tq£J'd'H/£—a1.717Z£-0.872t]-H544.5MPad>72.76■2x1.3x1.9488x1053.16+12.5x189.8x0.872=3'xx(313.16=72.76544.5(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度V。v="="72.76x奴47=0.364m/s60x100060x1000②齿宽b。b=4d=1x72.76=72.76mm2)计算实际载荷系数kh。由表10-2查得使用系数KT。A根据v=0.364m/s、7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.02齿轮的圆周力。F=2T/《=2x1.9488x105/72.76=5.356x103NKF/b=1.02x5.356x103/72.76=75.08N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.2。Ha由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数K=1.426。由此,得到实际载荷系数*=KK*K邱=1x1.02x1.2x1.426=1.753)由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径K小rr'1.75d=dIkH=73.76x31^3=81.44mmUHt.v=0.364mb=72.76m,K=1AK=1.02KF/b=75.08NhK=1.2HaKh=1.75d=81.44m1fsnm及相应的齿轮模数m=djz1=81.44/25=3.26mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式(10-7)试算模数,即m2牯]tt8z2〔g1)d1'F/1)确定公式中的各参数值试选K=1.3。Ft由式(10-5)计算弯曲疲劳用重合度系数。0.750.75Y=0.25+—=0.25+=0.6878£1.717YY计算-g「[。F由图10-17查得齿形系数.=2.03、Yf2=2.01。由图10-18查得应力修正系数Y1=1.86、Y2=1.92。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为a.=500^Pa、g.=33QMPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数%广0.94,%2=0.96。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)得[g]=K.n1gFIim1=0.94乂500MPa=335.71MPaf1S1.4[g]=%2gFIim2=0.96乂380MPa=260.57MPaF2S1.4YYE〜1F’a1.霍1—In1335.71F12.03x1.86=0.0112K=1.3FtY=0.687YY2.01x1.92八me四i~Sai——0.0148JJ260.57F1YY因为大齿轮的~F「q大于小齿轮,所以取FYYYYe,c伟质广0.0148FF22)试算模数心牯]t38z2IbJ)d1Fi'2x1.3x1.9488x105x0.687—3x0.014831x252—2.020mm(2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。d—mz—2.02x25—50.5mmv-_nd^—nx50.5x95.47—0.252m/s60x100060x1000齿宽b。b—8d—1x50.5—50.5mm宽高比b/h。h—(2h*+c*)m=(2x1+0.25)x2.02—4.545mmb/h—50.5/4.545—11.11计算实际载荷系数、。根据v—0.252m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv—1.02。由七—2T/《—2x1.8488x105/50.5—7.32x103N,YYF=0.0148mt-2.02d—50.5mm1v—0.252mb—50.5mmsKAF1/b=1x7320/50.5=144.95N/mm>100N/mm,查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.0。F③由表10-4用插值法查得K=1.426,结合HP、=1.49b/h=、=1.49查图10-13,得K=1.46。邱则载荷系数为*=KK*K理=1x1.02x1x1.46=1.493)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数■K1.49=2.02x3,——=2.114mm3:Kt1.3对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于=25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疲劳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,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.114mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径%=50.5mm,算出小齿轮齿数z2=79Z]=djm=50.5/2==25z2=79取气=25,则大齿轮齿数z2=明=3.16x25=79,%与乙2互为质数。这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d=zm-25x2=50mmd-zm-79x2-158mm(2)计算中心距a-(《+d2)/2-(50+158)/2-104mm计算齿轮宽度b-4d-1x50-50mm考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(5-10)mm,即b-b+(5-10)-50+(5-10)-55-60mm1取4-56mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即b-b-50mm。主要设计结论齿数z1-25、z2-79,模数m-2,压力角a=20。,中心距a—104mm,齿宽b—56mm,b—50mm。小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。五、轴的结构设计设计轴一设计步骤及内容已知电动机P=2.2kW,转速n=1430r/min,z1=21,m^=1.25mmb=32mm1.求输出轴上的功率P1、转速七和转矩t查转速和转矩表知n=1430r/minT=14250N•mmiP=2.13KWi2.求作用在齿轮上的力d=mz=1.25x21=26.25mm2T2x14250=t==1085.71Nd26.251结果T=1425071P=2.1F=1085.7min•mm1N=f!^n^=1085.71xtan200=395.17NtcosPcos00F=FtanP=1085.71xtan0°=03.初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15—3,取A0=112,于是得P213d.=AI—=112《1430=12.79mmI1查表14-1,取KA=1.3,则联轴器的计算转矩T=KT=1.3x14250=18525N•mm查表得选用GY1型凸缘联轴器,公称转矩为25000N-mm,半联轴器的孔径d=14mm,故取d=14mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度匕=27mm。F=395.17F=0GY1型凸缘联轴器d=14mmi4.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度取II—III段的直径dH『15mm半联轴器与轴配合的毂孔长度£1=27mm,为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L1略短一些,现取l[广25mm。单列深沟球轴承单列深沟球轴承6303选用单列深沟球轴承,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6303,其尺寸为dxDxB=17x47x14,故d^^=d伽单列深沟球轴承单列深沟球轴承6303l=14mm。#孺滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取d=20mm。VI-VII取安装齿轮处的轴段W-V的直径d=20mm,齿轮的左端采用套筒定位,已知齿轮毂轮宽32mm,为使套筒可靠地压紧齿轮,此段应略短与毂轮宽度,取I=30mm。齿轮的右端采用轴肩定位,由直径d=20mm查表15-2,得R=1.0mm,则轴环处的d=25mm.l=8mm。V-VI…、、v-vi、-轴承端盖的总宽度为20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=16.5mm,故取l=36.5mm。平键截面
bXh=12X8齿轮毂孔与轴的配取齿轮距箱体内壁之距离5=8mm,等i][=25mmd=14mm[[[]=36.5mmd^^=15mm平键截面
bXh=12X8齿轮毂孔与轴的配i][=25mmd=14mm[[[]=36.5mmd^^=15mml=29.5mmd^^=17mmIV=30mmd=20mml=8mmd=25mml=63.5mmd=20mml=14mmd=17mm,(3VI轴上零件的调向定位齿轮直接在轴上加工,半联轴器与轴的周向定采用平键连接。半联轴器与轴的连接,选用平键为5mmx5mmx20mm,H7半联轴器与轴的配合为K。滚动轴承与轴的周向定位有过度配确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2,倒角取C1.0,C1.2,圆角取R1.0,R1.2。H7合为H7合为k6C1.0,C1.2,圆角取R1.0R1.2由FnH1+Fnh2=F=1085-7NFxL=FxLNH11NH22「村日「36.5=Fnh2乂94-5得Fnh1=783.20N,Fnh2=302.50NMh=Fnh1x七=783.20x36.5=28586.8N•mm由Fv1+Fnv2=F=395.17NFxL=FxLNV11NV22Fnv1x36.5=F^2x94.5得F^1=285.07N,Fg=110.10NM^=Fnv1x%=285.07x36.5=10405.06N•mmM=、;M2+M2=(10405.062+28586.82=30421.55N•mm查表知T=14250N•mmM=\.M2+(0.6xT)2=、:30421.552+(0.6x142502)=31600.21N•mm6.按弯扭合成应力校核轴的强度对第三截面进行校核d=17mmW=0.1d3=0.1x173=491.3mm31c=:M2+(0.6T1)2=17.40MpacaVW2]轴材料选40CrNi由表15-1查得^°-)-15MPa,因此°ca〈“J故安全。对第四截面进行校核d=20mmW2=0.1d3=800mm3叮空=39.50Mpa件\W2轴材料选40CrNi由表15-1查得“J-75MPa,因此°ca〈“I,故安全。
轴二设计已知z「100,z2=25,rnti=1.25mm叫「2^求输出轴上的功率「、转速七和转矩匚查表知n=301.69r/minT=65560N•mmP=2.00KW求作用在齿轮上的力d=mz=1.25x100=125mmd=mz=2x25=50mm而F=奚=2X65560=1048.96N门d1251F=F^an^=1048.96x即20°=381.79Nr1t1cosPcos0°F=Ftanp=1048.96xtan0°=0F=奚=2^62=2622.4N12d502--tan以.tan20°*,F=F——-=2622.4x=954.48Nr212cospcos0°F=Ftanp=2622.4xtan0°=0初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15—3,取A0=112,于是得,4[P…!2.00d.=A=112^30169=21-04mm2・轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)选用单列深沟球轴承,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307,其尺寸为dxDxB=35x80x21,故d=d=35mm。2)取左侧安装齿轮处的轴段1首-HI的直径d=40mm,齿轮的左端采用套筒定位,已知齿轮毂轮宽26.25mm,为使套筒可靠地压紧齿轮,此段应略短与毂轮宽度,取lv=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位,由直径d=40mm查表15-2,得R=1.2mm,则轴环处的d=45mm.l=8mm。取右侧安装齿轮处的轴段IV-V的iI^[Vd=40mm,V-Vfe轮的右端采用套筒定位,已知齿轮毂轮宽56mm,为使套筒可靠地压紧齿轮,此段应略短与毂轮宽度,取lvv=54mm,齿轮的左端采用轴肩定位3)I】广36.125mmd=35mm1皿[[]=24mmd][^=40mm1=8mmdmv=45mm1=54mmd=40mm1=29.875mmd=35mm4))轴上零件的周向定位齿轮1与轴的周向定位采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8,键槽用键槽铣刀加工,长分为20,同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性,选择齿H7轮毂孔与轴的配合为k6;滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮2直接加工在轴上。5)确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2,倒角取C1.0,C1.2,圆角取R1.0,R1.2。5求轴上的载荷Gf125FxL+FxL=Fx(L+L)NH11t22NH223Fnh1x36.5+2622.4x49.125=F^2x(49.125+45.375)得Fnh广1665.02N,Fnh2=2006.34NM=FxL=1665.02x36.5=60773.23N•mmMh2=「恒xL3=2006.34x45.375=91037.68N•mmFNV1+FNV2+TF2F^1+Fnv2+381.79=954.48Fx(L+L)+FxL=FxLNV112r12NV23F^1x(36.5+49.125)+381.79x49.125=F^x45.375得Fnv1=55.19NFg=517.5NM=FxL=55.19x36.5=2014.435N•mmMv2=F^2xL3=517.5x45.375=23481.56N•mmM=';M2+M2=160773.232+2014.43521*H1V1=60806.61N•mmM='.M2+M2=(91037.682+23481.5622VH2V2=94017.25N•mm查表知T2=65560N•mM=vM2+(0.6xT)2=.、,60806.612+(0.6x65560)2e1'1=72420.75N•mmM=、[M2+(0.6xT)2==106855.56N•mm(94017.252+(0.6x65560)26.按弯扭合成应力校核轴的强度对第二截面进行校核轴三设计d=40mmW=0.1d3=0.1x403=6400mm3i&=]M2+(0.6〈)2=ii.32MpacaYW2]轴材料选40CrNi由表15-1查得^-)~15MPa,因此°ca<"J故安全。对第四截面进行校核d=40mmW2=0.1d3=6400mm3T绊=16.70MpacayW2轴材料选40CrNi由表15-1查得^°-)~15MPa,因此°c〈"J故安全。已知电动机P=2.2kW,zj79,m^=2mmb=50mmi求输出轴上的功率p、转速气和转矩T]查转速和转矩表知n=95.47r/minT=194880N•mmiP=1.88KWi求作用在齿轮上的力d=mz=2x79=158mm而—夷=2x194880=2466.84N而td1581-「tan以c.tan20°aF=F——-=2466.84x——菸=897.85NF=Ftanp=2466.84xtan0°=03.初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15—3,取%=112,于是得,"P…-1.88d.=A=112^9547=30.24mm查表14-1,取KA=1.3,则联轴器的计算转矩T=KT^=1.3x194880=253344N•mm查表得选用GY5型凸缘联轴器,公称转矩为400000N-mm,半联轴器的孔径d=32mm,故取d=32mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度£j60mm。4.轴的结构设计(2)拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)取II—III段的直径dH『34mm半联轴器与轴配合的毂孔长度£j60mm,为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比%略短一些,现取l[广58mm。3)选用单列深沟球轴承,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307,其尺寸为dxDxB=35x80x21,故dm^=d^viii=35mm,l=21mm。左写端:滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取d=40mm。VI-VII4)取安装齿轮处的轴段W-V的直径d=40mm,齿轮的右端采用套筒定位,已知齿轮毂轮宽50mm,为使套筒可靠地压紧齿轮,此段应略短与毂轮宽度,取lv=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位,由直径d=40mm查表15-2,得R=1.2mm,则轴环处的d=45mm.l=8mm。v-vi、、、V-VI、-4)轴承端盖的总宽度为20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=10mm,故取l=30mm。取齿轮距箱体内壁之距离△=8mm":考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取s=2mm,已知滚动轴承宽度B=14mm,则l[广50mmd=32mml=30mmd=34mml=32.875mmd^^=35mmlvv=48mmd=40mml=8mmd=45mml=42.175mmd=40mml=21mmd=35mm,(4VI轴上零件的凋向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8,键槽用键槽铣刀加工,长分别为40和50mm,同时为了保证齿轮与轴H7有良好的对中性,选择齿轮毂孔与轴的配合为借半联轴器与轴的连接,选用平键为10mmx8mmx50mm,半联轴H7器与轴的配合为莅。滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2,倒角取C1.0,C1.2,圆角取R1.0,R1.2。
由FnH1+Fnh2=F=2466.84NFxL=FxLNH11NH22Fnh1x85.625=Fnh2x45.375得Fnh1=854.45N,Fnh2=1612.39NMh=Fh1xL1=854.45x85.625=73162.28N•mm由Fv1+Fnv2=F=897.75NFxL=FxLNV11NV22Fv1x85.625=Fgx45.375得Fnv1=310.96N,Fnv2=586.79NM^=Fnv1xL1=310.96x85.625=36625.95N•mmM=.\;M2+M2=173162.282+36625.952=81817.97N•mm查表知T=194880N•mmM=\,'M2+(0.6xT)2=t'81817.972+(0.6x1948802)=142710.68N•mm6.按弯扭合成应力校核轴的强度对第四截面进行校核d=40mm=0.1d3=0.1x403=6400mm3bca=;M2+(0.6〈)2=22.30Mpai\W21[o]=75MPa轴材料选40CrNi由表15-1查得-1°ca〈"I,bca对第五截面进行校核d=35mmW2=0.1d3=4287.5mm3…=27.27Mpaca\W2[o]=75MPa轴材料选40CrNi由表15-1查得-1°ca〈"I,故安全。结果轴一上的已知轴承校核F=1°85.71NF=395.17NF尸0轴承型号:单列深沟球轴承6303将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。Fr结果轴一上的已知轴承校核F=1°85.71NF=395.17NF尸0轴承型号:单列深沟球轴承6303将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。Fr1V36.5xF_36.5x395.1736.5+94:5—36.5+94.5=110.10NFr2VFr1H=F-F=395.17-110.10=285.07Nrr1V__365_xF=—365—x1085.71=302.23N36.5+94.5t36.5+94.5F=F-F=1085.71-302.23=783.48Nr2Htr1HF1=^'F2v+F2h=、Ji10.102+302.232=321.66NF=<F2+F2=圮'285.072+783.482=833.73Nr2'r2Vr2H查手册得C=13.50kn
r载荷P为:P="xF1=1x321.66=321.66NP=fdxF2=1x833.73=833.73N转速n为:n=1430r/minL=2x8x300x4=19200九『106(CV106(13500)3L==h60n(PI60x1430"833.73)'27=49480.92h>L轴承合格轴二上的轴承校核已知F]=1048.96NF=381.79Nr1F2=2622.4NF=954.48N
r2F=0轴承型号:单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。F=55.19Nr1VFv=F—Fiv=572.69—55.19=517.5NF=1665.02Nr1HF=F—F=3671.36—1665.02=2006.34Nr2Htr1HF=<F2+F2=(55.192+1665.022=1665.93Nr1r1Vr1HF=<F2+F2=\.'517.52+2006.342=2072.01Nr2'r2Vr2H查手册得C=33.20knr载荷P为:P=fdXF1=1x1665.93=1665.93NP=fxF2=1x2072.01=2072.01N转速n为:n=301.69r/minL=2x8x300x4=19200九『106(C丫106(33200)3L==h60n(P)60x301.69^2072.01)2=227261.85h>L轴承合格轴三上轴已知承的校核Ft=2466.84NFr=897.85NF=0轴承型号:单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。85竺*5=586.86N85.625+45.375厂85.625xFF=rnv85.625+45.375
F^=F-Fv=897.85-586.86=310.99Nx2466.84厂85.625厂85.625F=xF=riH85.625+45.375t85.625+45.375=1612.39NF=F-F=2466.84-1612.39=854.45Nr2Htr1HF=i
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