機械設(shè)計課程設(shè)計垂直斗式提升機傳動裝置設(shè)計

1、實用文檔目錄一、傳動方案擬定3二、電動機選擇4三、計算總傳動比及分配各級的偉動比6四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算7.五、皮帶輪傳動的設(shè)計8六.齒輪設(shè)計一 .高速級齒輪傳動齒輪設(shè)計11二 .低速級齒輪傳動齒輪設(shè)計16七、軸的設(shè)計I軸的設(shè)計-21II軸的設(shè)計25III軸的設(shè)計30八.鍵聯(lián)接的校核計算34九.滾動軸承的校核計算36十.減速器箱體的設(shè)計37實用文檔第一組：垂直斗式提升機傳動裝置1.設(shè)計條件：1機械功用：由料斗把散狀提升至U定高度.散狀物料包括：谷物,煤炭,水泥,砂石等；2工作情況：單向工作,稍微振動；3運動要求：滾筒轉(zhuǎn)速誤差不超過7%;4使用壽命：八年,每年300天,每天16小時；5檢修周

2、期：半年小修,二年大修；6生產(chǎn)廠型：中型機械制造廠；7生產(chǎn)批量：中批生產(chǎn).2.原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N滾筒圓周速V=1.3m/s;滾筒直徑D=350mm、傳動方殺擬TE為了估計傳動裝置的總的傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案,可先由條件計算具驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nw,即：V=兀*D*nw/60*1000n筒=60*1000*V/兀*D=71r/min實用文檔選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為傳動方案的原動機,因此傳動裝置的傳動比約為i=1421,根據(jù)傳動比值可初步擬定以二級傳動為主的多種傳動方案.根據(jù)所給的帶式傳動機構(gòu),可將減速器設(shè)計為二級展開式

3、減速器.、電動機選擇1、電動機類型的選擇:n=71r/min根據(jù)工作條件和工作要求,先用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機,它為臥式封閉結(jié)構(gòu).2、電動機功率選擇:(1)傳動裝置的總功率:一3一2一一刀總二刀帶 X 刀軸承 X 刀齒輪 X 刀聯(lián)軸器 X 刀滾筒=0.96X0.993X0.972X0.99X0.96=0.833(2)電機所需的工作功率:P工作=PW/x總=FV/(10001總)=4000X1.3/(1000X0.833)毛總=0.833=6.243KWP工=6.24KW(3)電動機的額定功率P工作根據(jù)工作功率可以查知Ped=7.5W實用文檔(4)電動機的轉(zhuǎn)速n電動機計算滾筒

4、工作轉(zhuǎn)速：1.1傳動比分配適宜.四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速(r/min)no=n電機=1440r/minni=no/i帶=1440/2=720r/minnii=ni/i齒輪高=720/3.38=213(r/min)niii=nii/i齒輪低=213/3=71(r/min)2、計算各軸的功率(KWF0=Ped=7.5KWR=PX毛帶=7.50.96=7.2KWFii=Fxx 齒輪 xx 軸承=7.2X0.97X0.99=6.91416KWFii=RxT軸承xr齒輪=6.91416X0.97X0.99=6.6397KW3、計算各軸扭矩(Nmmn0=1440r/minni=720r/

5、minnii=213r/minP0=7.5KWPi=7.2KWRi=6.9142KWPiii=6.64KWT0=9.55X103P0/n0=9.55X103X7.5/1440實用文檔=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工程電動機軸高速軸I低速軸丑低速軸m轉(zhuǎn)速(r/min)144072021371功率kW7.57.26.916.64轉(zhuǎn)矩Nm49.7495

6、.5310893.09傳動比23.383五、皮帶輪傳動的設(shè)計：普通V帶傳動,電動機功率P=7.5KW轉(zhuǎn)速NL=1440r/min,傳動比為i=2,每天工作16小時1.確定計算功率 PCATO=49.7NmTI=95.5NmTII=310N mTIII=893N m查表8-7可知工作情況系數(shù)&=1.3PCA=實用文檔PCA=KP=1.3X7.5=9.75KW2,選擇普通V帶截型根據(jù) PCA和N0由圖8-10可知應(yīng)選取A型帶3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑,并驗算帶速1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑,由表8-6和8-8,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi=125mm2)驗算帶速V=(兀xddiXN)/(60X1000)=9.4

7、2m/s由于5m/sV120適用5.確定帶的根數(shù)1計算單根V帶的額定功率根據(jù)課本表8-4aP0=1.92KW根據(jù)課本表8-4bR=0.17KW根據(jù)課本表8-5Ka=0.96根據(jù)課本表8-2KL=0.99由課本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帶.6.計算單根V帶的初拉力的最小值由課本表8-3查得q=0.1kg/m,單根V帶的最小初拉力：F.min=500E2.5/K-1/ZVK認(rèn)+qV2=500X9.75x2.5/0.96-1/5X9.42x0.96+0.1X9.422N=163.13N7.計算壓軸力P

8、0=1.92KWP1=0.17KWKa=0.96KL=0.99Z=5F0min=163.13N作用在軸承的最小壓力Fp實用文檔Fp=2ZF0sin%i/2=2乂5X163.13sin166.248/2=1619.57N六.齒輪設(shè)計一高速級齒輪傳動齒輪設(shè)計：輸入功率 PII=7.2KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=720r/min,傳動比為1=3.38,工作壽命8年,每天工作16小時,每年300天,傳動輸送機稍微振動,單向工作.1.選擇齒輪類型、材料、精度等級和齒數(shù)1按擬定的傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動.2由于滾筒為一般工作器,速度不高,選用法級精度GB10095-88.3材料選擇,由表10-1選擇小齒

9、輪材料為40C調(diào)質(zhì),硬度為275HBS大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì),硬度為240HBS二者材料相Fp=1619.57N差為30HBS實用文檔4 選用小齒輪齒數(shù)為Zi=25,那么大齒輪的齒數(shù)為乙=3.38X25=84.5,取Z2=85.5 選用螺旋角：初選螺旋角為=1502.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由dit確定有關(guān)參數(shù)如下：1傳動比i=3.38實際傳動比10=85/25=3.4,傳動比誤差：i-io/I=3.4-3.38/3.38=O.59%=54mm2)計算圓周速度V=(兀xddtXN)/(60X1000)=2.04m/s3)計算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mtb=ddXd1t=1x54=54mmmt=(d1t*

10、cos15)/Z1=2.09h=2.25xmt=4.69mmb/h=11.54計算縱向重合度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實用文檔=0.318*Zi*tan=0.318*tan150X25X1=2.135)計算載荷系數(shù)K使用系數(shù) KA=1.25,根據(jù)V=2.04m/s,7級精度,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)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由d1=d1t(K/Kt)1/3得d1=54X(2.13/1.4)1/3=62.11mm7)計算模數(shù)mm=dJcos/z1=2.43.按齒根彎曲強度設(shè)計mn=(1)確定參數(shù)1)計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根據(jù)縱向重合度,由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.883)計算當(dāng)量齒數(shù)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實用文檔Zv2=Z7(cos)3=94.324)齒形系數(shù)曲和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù) ZI=25,Z2=85 由表6-9相得YFai=2.56Ysai=1.607YFa2=2.19YSa2=1.785)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強度(TFE1=520MPa,大齒輪的彎曲強度極限(TFE2=480MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.88,KFN2=0.916)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞平安系數(shù)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)計算大小齒輪的YFaYSa/(TF并加以比擬YFa1%a1/(TF=2.56*1.607/293.33=0.0014025a%a/GF=2.19*1.78/291.2=0.013387小齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計計算m對于比擬計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m,取m=2mnfi滿足要求,但是為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按齒YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.78(TFE1=520MPa(TFE2=480MPaS=1.51=293.33(

14、7F2=291.2Z1=30Z2=101面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=62.1mm#計算應(yīng)有的齒數(shù),于是實用文檔Zi=diXcos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Zi=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,為了與小齒互質(zhì),取乙=1014.幾何尺寸計算(1)計算中央距a=(Z+Z2)*mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm將其圓整為a=136mm(2)按圓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由于改變不多,故參數(shù)等不必修正.

15、(3)計算大小齒輪分度圓直徑d1=Z*m/cos=30*2/cos150=62.12mmd2=Z2*mn/cos=101*2/cos150=209.12mm(4)計算齒輪寬度B=(I)dXd1=1*62.12=62.12mm經(jīng)圓整后,取B1=70mm,B2=65mm二.低速級齒輪傳動齒輪設(shè)計：輸入功率 PII=6.91KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=213r/min,傳動比為I=3.38,工作壽命8年,每天工作a=136mm=15.5850d1=62.12mmd2=209.mmB1=70mmB2=65mm實用文檔16小時,每年300天,傳動輸送機稍微振動,單向工作.1.選擇齒輪類型、材料、精度等級和齒

16、數(shù)1按擬定的傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動.2 由 于 滾 筒 為 一 般 工 作 器 , 速 度 不 高 , 選 用 法 級 精 度GB10095-88.3材料選擇,由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì),硬度為275HBS大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì),硬度為240HBS二者材料相差為30HBS4 選用小齒輪齒數(shù)為Z=24,那么大齒輪的齒數(shù)為1=3X24=72.2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由dn2.32確定有關(guān)參數(shù)如下：1傳動比i=32由課本表10-7取.d=0.83選取載荷系數(shù)Kt=1.34由表10-6查知材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa25由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

17、度極限=580MPa和大齒輪的接觸疲勞強度極限=500MPa6計算兩齒的循環(huán)次數(shù)6d=0.8Kt=1.3580MPa500MPaN3=5.53實用文檔N3=60*n2*j*Lh=60X213X1X(16X300X8)=5.53X108-6N4=N3/3=2.31乂10由圖10-19取疲勞壽命系數(shù) KHN3=0.95,KHN3=0.987)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%平安系數(shù)為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計算1)試計算小齒

18、輪分度圓直徑面,由上述公式可得d3t=107.945mm2)計算圓周速度V=(兀xd&XN)/(60X1000)=1.2m/s3)計算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)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計算載荷系數(shù)K實用文檔使用系數(shù)K=1.25,根據(jù)V=1.2m/s,7級精度,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)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由d3=cht(K/Kt)1/3得d1=107.945x(1.724/1.3)1/3=118.59mm6)計算模數(shù)mm=d3/z3=4.943.按齒根彎曲強度設(shè)計mt=(1)確定參數(shù)1)計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.25*1.06*1*1.26=1.672)齒形系數(shù)曲和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Z3=24,Z4=72由表6-9相得YFa3=2.65YSa3=1.58YFa4=2.236YSa4=1.7343)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強度(TFE3=45

20、0MPa,大齒輪的彎曲強度極限(TFE4=410MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.93,KFN4=0.974)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：K=1.724d1=118.59mmm=4.94K=1.67YFa3=2.65YFa4=2.236Ysa3=1.58Ysa4=1.734(TFE4=410MPaKFN3=0.93KFN4=0.97實用文檔取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4(TF3=KFNIOFEi/S=0.93*450/1.5=298.93MPa.F4=KFN2(TFE2/S=0.97*410/1,5=284.07MPa5)計算大小齒輪的YFaYWk并加以比擬YFa3%a3/GF3=2

21、.65*1.58/298.73=0.01401YFa4%a4/oF4=2.236*1.754/284.07=0.01381(2)設(shè)計計算m=3.157對于比擬計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mrj取mn=4mmrE滿足要求,但是為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=118.59mm來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904 .幾何尺寸計算(1)計算中央距a=(Z3+Z4)*m/2=(30+90)*4/2=240mm(2)計算大小齒輪分度圓直徑d3=Z3*m=30*4=120mmd4=Z4*m=90*4=360mm(3

22、)計算齒輪寬度B=dXd3=0.8*120=100mm(TF3=298.9MPa6F4=284MPa乙二 30乙二 90a=240mmd3=120mmd4=360mmB4=96mmB3=100mm實用文檔經(jīng)圓整后,取B4=96mm,B3=100mm5 .大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計如下列圖所示：七、軸的設(shè)計I軸的設(shè)計：PI=7.2KWnii=720r/min,T =95.5Nm,B=70mm1 .求作用在齒輪上的力高速級小齒輪直徑為d=62.12mm,Ft=2*Ti/dFt=3074.7NFr=1158.6N=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69N實用文檔Fr=Fixtan=3074.69

23、*tan200=1158.57N2 ,初選軸的最小直徑先按式d=A,選軸為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取A.=125,于是得由于中間軸上開有鍵梢,所以應(yīng)增大7%所以dmin=(dmin)(1+7%=28.32mm軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上.3 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1)初步選用滾動軸承,因軸承中同時受徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用角接觸軸承.參照工作要求并根據(jù)dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0根本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度等級的角接觸軸承7207ACI由承,其尺寸是dXDXB=35X72X117,所以di-ii=35mmdmin=28.3(dmi

24、n)=125*=26.93mmmm實用文檔即di-ii=dV-VI=35mm2） I-II段左端要有一軸肩,故取dII-III=32mm,右端用軸承檔圈定位,摟軸端直徑取檔圈直徑D=35mm由于皮帶與軸的配合長度為56mm為了保證軸端檔圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸上,故取LI-II=54mm.3） II-III段的軸頭局部LII-III=50mm111-IV段局部LIII-IV=35mmIV-V段局部LIV-V=41mmV-VI段局部LV-VI=41mm4取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a=15mm兩齒面距離為&二15mm在確定軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁S,取S=8mm,J角R=2mm5軸上零件的周向定位齒

25、輪與軸之間用平鍵連接.齒輪與軸之間的鍵選取bxh=8mrm7mm鍵梢用鍵梢銃刀來加工,長為40mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應(yīng)選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m66確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2,取軸端倒角為2X45,各軸肩處圓角半徑依表查得.a1=15mma2=15mmS=8mm實用文檔4.求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F(N)Fax=1634Fay=866.43Fbx=3175.2Fby=-144.65Fp=1734.5彎矩M(NmmM1=95589.05M1=50686.16Mb=154370.5M

26、1=-25097.07總彎矩(NmmM=108195.9M=98828.98扭矩TII=95500Nmm5,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面(即最危險截面)的強度,按式15-5能上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn) 切應(yīng) 力 為脈 動 循 環(huán) 變 應(yīng) 力 , 取=0.6,軸 的 計 算 應(yīng) 力 ：(Tca=38.4MPa首選材料為40Cr,調(diào)質(zhì),由表15-1查(r-i=70MPa(Tca=38.4MPa實用文檔因此(Tca=A,選軸為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取A.=118,于是得(dmin)=118*=37.6mm由于中間軸上開有兩面?zhèn)€鍵梢,

27、所以應(yīng)增大7%所以dmin=(dmin)(1+7%=40.232Ft2=2965NFr2=1117NFa2=795NFti=5167NFri=1881Ndmin=40mm軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上.實用文檔3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1)初步選用滾動軸承,因軸承中同時受徑向力和軸向力的伯用,應(yīng)選用角接觸軸承.參照工作要求并根據(jù)di-ii=40.232mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0根本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度等級的角接觸軸承9309ACI由承,其尺寸是dXDXB=45x85X18,所以di-ii=45mm即di-ii=dV-VI=45mm2)ii-iii段的軸頭局部Li

28、i-iii=50mmIII-IV段軸頭局部Liii-IV=54mmIV-V段軸肩局部LIV-V=64mmV-VI段局部LV-VI=54mm3)取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁ai=15mm兩齒面距離為出二15mm在確定軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)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實用文檔=272mm4軸上零件的周向定位齒輪與軸之間用平鍵連接.斜齒輪與軸之間的鍵選取bxh=16mrm10mm鍵梢用鍵梢銃刀來加工,長為50mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對

29、中性,應(yīng)選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;直齒輪與軸之間的鍵選取bxh=14mm9mm鍵梢用鍵梢銃刀來加工,長為82mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應(yīng)選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6.軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m65確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2,取軸端倒角為2X45,各軸肩處圓角半徑依表查得.實用文檔4.求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F(N)FNHI=4211.25FNV1=942.11FNH2=3920.65FNV2=178.11彎矩M(NmmMNH1=-355859MNV1=-78120.25MNH2=262683.2MNV1

30、=11933.48總彎矩(NmmM=-364332.8167M=262954.12扭矩TII=310000Nmm5,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面(即最危險截面)的強度,按式15-5能上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取=0.6,.皿二軸的計算應(yīng)力：32.725MPa(Tca=32.725MPa首選材料為45鋼,調(diào)質(zhì),由表15-1查(r-i=60MPa因此(Tca=A,選軸為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取A.=112,于是得(dmin)=112*=50.835mm由于中間軸上開有鍵梢,所以應(yīng)增大7%所以dmin=(dm

31、in)(1+7%=52.36mm3.軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需要同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KT3,查表14-1可知考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 KA=1.7,那么Ft=4961.8NFr=1805Ndmin=52.36mmKA=1.7Tca=1518.353Nm實用文檔Tca=1.7*893.69=1518.353N m根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85,選用HLS彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為2000N m,故取di-ii=55mm聯(lián)軸器長度L=142mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度

32、L1=107mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II段右端制出一軸肩,故取II-III段dII-III=62mm,左端用軸端檔圈定位,按軸端直徑取檔圈直徑D=65nn半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔L1=107mm為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,幫I-II段的長度L略短一些,現(xiàn)取LI-II=140mm.2)初步選用滾動軸承,因軸承中只受徑向力的作用,應(yīng)選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù)dII-III=62mmm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0根本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承6013,軸承,其尺寸是dXDXB=65X140

33、X18,所以L1=107mmLI-II=140mm實用文檔dill-IV=65mm,Lill-IV=35mm左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位,同手岫上查得6013開支軸承的定位軸肩高度h=6mm因此取dIV-V=77mm3取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑dVI-VII=70mm,齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位.齒輪輪轂的寬度為96mm為了方便套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段略短于輪轂寬度,故取LVI-VII=92mm.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h0.07d,故取h=6mm那么軸環(huán)的dV-VI=89mm軸環(huán)寬度b1.4h,取LV-VI=12mm4取齒輪齒面距箱體內(nèi)壁ai=17mm兩

34、齒面距離為a=15mm在確定軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁S,取S=8mm倒角R=2mm5軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均用平鍵連接.齒輪與軸之間的鍵選取bxh=20mrH12mm鍵梢用鍵梢銃刀來加工,長為90mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應(yīng)選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接鍵選取bxh=16mm10mm鍵梢用鍵梢銃刀來加工,長為100mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應(yīng)選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸a1=17mma2=15mmS=8mmR=2mm實用文檔公差為m65)

35、確定軸上圓角和倒角的尺寸參照表15-2,取軸端倒角為2X45,各軸肩處圓角半徑依表查得.4.求軸上載荷載荷水平面垂直面支反力F(N)FNH1=1714.61FNV1=624.07FNH2=3247.22FNV2=1181.89彎矩M(NmMH=290.63MV1=105.78MNH2=262683.2MV2=105.78總彎矩(NmM=309.28M=309.28扭矩TII=893130Nmm5,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面(即最危險截面)的強度,按式15-5能上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取=0.6,軸的計算應(yīng)力：(

36、Tca=18.37MPa(Tca=18.37MPa實用文檔首選材料為45鋼,調(diào)質(zhì),由表15-1查i=60MPa因此(Tca(T-1,故平安.八.鍵聯(lián)接的校核計算1.輸入軸I軸鍵的較核由于鍵、軸、輪轂的材料分別是鋼、合金、鑄鐵,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力(Tp=50-60MPa,取其平均值0p=55MPa,鍵的工作長度L=40mm鍵與輪轂、鍵梢接觸高度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故鍵滿足強度要求.2.中間軸上鍵II軸鍵的校核由于鍵1、 軸、 輪轂的材料分別是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力(rp=100-120MPa,取其平均值(rp=110MPa,鍵的工作長度L=50mm鍵1與輪轂、 鍵梢接觸高度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=