鋼坯火焰清理機的鋼坯輸送系統(tǒng)設計
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湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書題 目: 學 院: 興湘學院 專 業(yè): 機械設計制造及其自動化 學 號: 2007964224 姓 名: 李 珂 指導教師: 胡自化 完成日期: 2011年05月31日 目 錄中文摘要1ABSTRACT1第一章 總體方案設計2第二章 電動機的選擇4第三章 三角膠帶傳送設計5第四章 減速器設計7第五章 聯(lián)軸器選擇20第六章 錐齒輪傳動設計21第七章 小錐齒輪設計及軸承座設計24第八章 滾筒、滾筒軸及配件的設計25致謝27參考文獻28附錄一 滾筒運輸機機架部分示意圖29摘 要摘要內(nèi)容: 本次設計的主要內(nèi)容有:傳動方案的總體設計、電動機的選擇、三角膠帶傳動設計、減速器的設計、聯(lián)軸器的設計、錐齒輪傳動設計及滾筒運輸架等的設計。本次設計我采用了三角膠帶傳動,圓柱齒輪減速器及錐齒輪傳動。關鍵詞: 電動機. 齒輪. 減速器. 軸承. 滾筒. SummarySummary contents: The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move.Keywords:Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. 第一章 總體方案設計 驅(qū)動式滾筒運輸機的原動機選用電動機。因為滾筒的轉(zhuǎn)速為:n5=V/D (D為滾筒直徑),初步選取滾筒直徑為D=380mm,滾筒長度L=4150mm,滾筒間的間距為l=630mm,因為驅(qū)動式滾筒運輸機共5m長,故滾筒共8根。故 n5=51.0 r/min 。 為了使電動機轉(zhuǎn)速減為n5 ,故驅(qū)動裝置與電動機之間必有減速器,為使各滾筒同時轉(zhuǎn)動,各滾筒由錐齒輪帶動。電動機與減速器之間由帶輪聯(lián)接,減速器與錐齒輪由聯(lián)軸器聯(lián)接。1.1、初步畫出機械傳動圖, (圖1)1. 2、初定各級傳動比為: 取帶輪傳動比為i1=1.88,減速器傳動比為i2=549,錐齒輪傳動比為i3=1.5。因帶輪傳動比為 i1=1.882,選用三角膠帶傳動。1.3、初步計算機械的總功率由文獻1式(16-1) 得滾筒運輸機械的總功率為:P=0.735/75q1(2f+1d)+q0(1d)L+G(kw)式中數(shù)據(jù):q1:物品分布在1m長度上所受的載荷;q0:滾筒及其軸的重量; f:物品在滾筒表面的滾動摩擦系數(shù);1:滾筒軸襯中的滑動系數(shù); d:滾筒的軸徑D:滾筒直徑; :滾筒表面與物品的滑動磨擦系數(shù) :機械傳動的總功率。(1)、首選滾動軸襯效率1=0.98(共34個)。 聯(lián)軸器效率2=0.99 三角V帶效率3=0.9 直齒圓齒輪減速器4=0.98 錐齒輪 5=0.95(8個) =12345 = 0.980.990.960.980.95=0.28(2)、查文獻4表1-8得:f = 0.5; 1 = 0.002; = 0.3。(3)、滾筒選用熱軋無縫鋼管,其理論重量為:(取壁厚7.5mm)G0=20.99Kg/m ,滾筒重量為G1=20.994.1587Kg q0 G1 = 87 Kg(4)、因滾柱間距為630mm,鋼坯最小寬度為1850mm,鋼坯最大重量為2400 Kg,所以每個滾筒的最大所受的載荷為q1=2400/3=800 Kg (5)、計算P=19 kw 第二章 電動機的選擇 由于運輸機的功率P=19 kw,可知電動機的功率為PP。又根據(jù)其工作條件,選用三相籠型異步電動機,封閉式結構,額定電壓為380V,Y型。 根據(jù)機械的各級傳動比,可得電動機轉(zhuǎn)速為: n1=n5(i1 i2 i3) n1=1470 r/min 查文獻3邊12-1 (JB3074-82)可得: 選用Y180L-4,其額定功率為P=22kw,額定轉(zhuǎn)速為n1=1470 r/min最大轉(zhuǎn)矩為2.2電動機外形安裝尺寸如下表, 型號尺 寸 (mm)HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y132M1802792791214811042.5153552851804306534920710三 、三角帶傳動設計3.1、三角帶的選擇,設計計算已知:選擇的電動機型號Y180L-4,額定功率P=22kw,轉(zhuǎn)速n1=1470 r/min,選擇三角帶的傳動比為i1=4,一天運轉(zhuǎn)的時間為1015小時,工作有輕微振動。 三角帶傳動計算(表中數(shù)據(jù)由文獻6中查?。┯嬎沩椖抗郊皵?shù)據(jù)計算結果單位計算功率pca由表8-4選取KA1.3Pca=KAP28.6kw選取膠帶型號根據(jù)Pca和n1由圖8-1選取C主動輪節(jié)圓直徑D1由表8-6和表8-12選取140mm從動輪節(jié)圓直徑D2D2=iD1按表8-12圓整560mm帶速VV=D1n1/(601000)2510.77m/s實際傳動比i=D2/(1-)D1(=0.02)4.08初定中心距a0a0(10.95)D2560532取550mm初定膠帶節(jié)線長度LOPLOP2a0+/2(D1+D2)+(D2D1)/4a0按表8-2選取標準值Lp內(nèi)周長Lj22792420mm計算中心距aa=a0+LPLOP/2620mm主帶輪包角11=180-(D2-D1)/a 60120139.4單根膠帶傳動功率P0由表8-5選取P04.11Kw單根膠帶傳遞功率增量P0由表8-7查Kb由表8-8查KiP0=Kbn0(1-1/Ki)1.9910-31.120.307KW膠帶根數(shù)Z由表8-9查得K由表8-10查得K1Z=Pca/(KKl(Po+Po)0.950.865.22取6根根單根膠帶的初拉力Fo由表8-39查得Fo380公斤計算項目公式及數(shù)據(jù)計算結果單位有效圓周力Ft=102 Pca/v234公斤作用在軸上的力FF=2FoZ Sin(1/2)712公斤帶輪寬B由表8-11查得e20mm由表8-11查得f12.5mm故B=(Z-1)e+2f125mm3.2帶輪的幾何尺寸的計算:3.2.1小帶輪的幾何尺寸計算: (1)、由Y180L-4型電動機可得:電動機軸伸直徑D=48mm,長度L=110mm,帶輪寬:B=(Z-1)+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm (2)、因為小帶輪基準直徑為140mm,故可采用實心式結構輪轂寬:L=(1.52)d=1.8d=1.8*48=86.4mm輪轂外直徑:d1 =1.9d=1.9*48= 91.2mm 帶輪外徑:da=dd+2ha=140+2*4.8=149.6mm輪轂寬:=8mm基準線下槽深:hf=14.3mm3.2.2大帶輪的結構的幾何尺寸計算因為基準直徑為560mm,所以選用橢圓輪輻式結構。帶輪寬:B=(Z-1)e+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm輪轂寬:L=(1.52)d=1.8d=121.5mm輪轂外直徑:d1=1.9d=236.4mm帶輪外徑:da=dd+2ha=560+2*4.8=569.6mm輪轂寬:=10mm基準線下槽深:hf=10mm第四章 減速器的設計由文獻3表1-12查得,減速器的傳動比為i2=7,選用單級圓柱齒輪減速器。4.1、齒輪傳動設計已知減速器輸入軸的功率為P2=P3=220.96=21.12 kw;小齒輪轉(zhuǎn)速為n2=n1/ i1=1470/2.74=536r/min。每天工作15小時,使用年限15年,(每年以300工作日算),有較長的沖擊。轉(zhuǎn)向不變。設計過程:(以下過程均參照文獻2P221-224,所用的表,圖也由文獻2中查得)。4.1.1、選擇齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)。(1)按照圖1的傳動方案圖,上述查文獻所得選直齒圓柱齒輪傳動;(2)考慮到此減速器的功率太大,大小齒輪的材料均選用45號鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火,表面硬度為4050HRC;(3)選取精度等級,因采用表面淬火,齒輪變形不大,不需磨削,故初選7精度(GB10095-88);(4)選小齒輪數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)為Z2= iz1=720=1401、 按齒面接觸強度設計 由公式(10-9a)進行試算,即:1)確定公式內(nèi)的各計算值,a)、試選載荷系數(shù)Kt=1.3。b)、計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1T1=95.510P2/n2=95.5107.2/765=0.9105 Nmmc)、由表10-7選取齒寬系數(shù)d=0.9d)、由表10-7查得材料的彈性系數(shù)ZE=189.8 Mpae)、由圖10-21按齒面硬度中間值45HRC查得大小齒輪的接觸強度極限 Hlim1=Hlim2=1100 Mpaf)、由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60 n1jLn=60536(1530015)=3.1109g)、由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=0.88 KHN2=0.90h)、計算接觸疲勞許用應力取失效率為1% 安全系數(shù)S=1,由公式10-12得:H1=KHN1Hlim1/s=968 MpaH2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa2)、計算a) 試算小齒輪的分度圓直徑d1t代入H中較小值得:d1t=42.73(mm)b) 計算圓周速度VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)c) 計算齒寬bb=d d1t=0.942.73=38.457(mm)d)、計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù):mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm)齒高:h=2.25mt=2.252.1365=4.81(mm) b/t=38.457/4.81=8e)、計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=1.71m/s 7級精度,由圖10-8查得載荷系數(shù)Kv=1.07 直齒輪假設KAFt/b100N/mm,由表10-3查得 KH=KF=1.1 由表10-2查得使用系數(shù) KA=1.5 由表10-4查得 KH=1.223 由圖10-13查得 KF=1.18故載荷系數(shù) K=KAKvKKH=1.51.071.11.223=2.16f)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,有式10-10a得:d1d1t K/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、計算模數(shù)m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 2、 按齒根彎曲強度計算:由式10-15得彎曲強度的設計公式為:m=32KT1YSYF/(dZ12F)1)、確定公式的各數(shù)據(jù)值a)、由圖10-20d查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=FE2=600Mpab)、由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)KFN1=0.88 KFN2=0.90C)、計算彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 由式10-12得: F1 = KFN1fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.d)、計算載荷系數(shù)k. k=kakvkkfb=1.51.071.11.18=2.083e)、查取齒形系數(shù)與應力校正系數(shù).由表10-5查得:齒形系數(shù):Yfa1=2.8 Yfa2=2.22應力校正系數(shù):Ysa1=1.55 Ysa2=1.77f)計算大小齒輪的YfaYsa/f并加以比較Yfa1Ysa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151Yfa2Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019小齒輪數(shù)值較大。2).設計計算 m322.0830.91050.01151/(0.9202)=2.29mm. 對比計算結果,由齒面按接觸疲勞強度計算的模數(shù)略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.29mm。并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=50.6mm。驗算:Ft=2T1/d1=20.9105/50.6=3557.3NKaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm設分度圓直徑最大可取dmax,則Ft=2T/dmax KaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即:20.91051.5/0.9dmaxdmax=100 dmax=55mm.根據(jù)實裝尺寸的原因,取d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22 Z2=uZ1=722=1544幾何尺寸的計算1) 計算分度圓直徑 d1=Z1m=222.5=55mm d2=Z2m=1542.5=385mm2) 計算中心距a。 a=(d1+d2)/2=(55+385)/2=220(mm)3) 計算齒輪寬度b4) b=db1=0.955=49.5mm取(圓整) B2=49mm B1=55mm5.驗算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合適6.結構設計(1)、大齒輪的結構設計因其中徑d2=385mm200mm而小于500mm。故選用輻板式。由文獻6P434查得(表8-149)其結構尺寸:因大齒輪孔徑D=65mm.(詳見后文齒輪軸設計)。 D1=1.6D=104mm 轂長L=(1.21.5)D=80mmB2=(2.54)m 取=10mm輻板厚C=0.3B=15mmD。=0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取為D。=150(mm)孔徑d。=0.25(D2-D1)=22.2 取d。=22mm(2).小齒輪的設計因其中徑d1=55mm, 故選用齒輪軸式。其結構尺寸為:中徑d1=55mm 頂徑da1=60mm 寬度B1=55mm7. 經(jīng)校核強度足夠 4.2、減速器軸的設計4.2.1、齒輪軸的設計已知:軸上輸入的功率為P2=21.12Kw,n2=536r/min.因其與大帶輪相聯(lián),且?guī)л喿饔迷谳S上的里F=1773.8N.齒輪的切應力Ft=3273N.設計過程:(1)、計算軸上的扭矩TT=95.5105P2/n2=95.510521.12/536=0.9105Nmm (2) 求作用在齒輪軸上的力 Ft=3273N.取齒輪壓力角為=20Fr=Fttg=3273tg20=1191.3N Ft Fr 因為是直齒圓柱齒輪=0 Fa=0 Fr圓周力Ft.徑向力Fr的方向如右圖4。(3)初步確定軸的最小直徑 圖3由參考文獻 2式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45#鋼,調(diào)質(zhì)處理。由文獻2表15-3,取A。=126。于是有:dmin=A。3P2/n2=87(mm)考慮到齒輪軸的裝配需要,取該齒輪軸的最小尺寸為96mm。顯然輸入軸的最小直徑是安裝的大帶輪的。(4)、小齒輪的中徑d1=55mm 2dmin.故該齒輪做成齒輪軸。(5)、軸的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑及長度,畫出其結構草圖如下(a)為了滿足大帶輪的軸向定值,F(xiàn)8軸段左端需有一臺階,故取7-8段的直徑為d6-7=43mm,右端用軸端檔板定位。按軸端直徑取檔圈直徑D=45mm。大帶輪與軸配合的轂孔長度為70mm,為了保證檔圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上,故7-8段的長度應比轂孔長度略短一些。取l7-8=68mm。(b)初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力,故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并據(jù)d6-7=43mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取42209圓柱滾子軸承, 其尺寸為dDB=458519,故d1-2=d4-5=52mm.(c)因為小齒輪中徑d1=55mm,底徑df=48.75mm。為了保證齒輪的加工。在2-3段與4-5段靠近齒形部分下挖一部分,而在另一端留足滾動軸承的軸肩。故在2-3段與4-5段中下挖部分的直徑,取為d=48mm。軸肩部分取為d=52mm,下挖部分長度取l=30mm,臺階部分取l=12mm。(d)為了滿足裝配要求取L6-7=30mm。至此,已初步確定軸上各段直徑和長度。(6)、軸上的周向定位帶輪的周向定位采用平鍵聯(lián)結。按d7-8由文獻3查得平鍵截面bh=108(GB1096-79),鍵槽用鍵槽銑刀加工。長為56mm(標準鍵長由文獻3表4-1GB1096-79查得)。其與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證,此處選軸的尺寸公差為m6。(7)、確定軸上圓角和倒角尺寸。由文獻2表15-2查得,取軸上所有倒角(軸端)為1.545;各軸肩處圓角半徑為R1.5.(8)、按彎扭合成應力校核軸的強度。(a)、求軸上載荷首先根據(jù)軸的結構簡圖(圖5),作出軸的計算簡圖(圖6)。在確定軸承的支點位置后、,此軸即可作為簡支梁,其支承跨距為l2=l3=79mm。帶輪重心點到支承點距離l1=73.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭距圖和計算彎矩圖(6)。從軸的結構上看,截面c處的計算轉(zhuǎn)矩大,是軸的危險截面?,F(xiàn)將計算出的截面c處的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3(參看圖6)載 荷水平面垂直面支反力RRh1=811.35N,Rh2=4235.45NRv1=Rv2=595.65N彎矩MMH1=64096.65Nmm,MH2=334600.5NmmMV1=MV2=47056.35Nmm總彎矩M1=64096.652+47056.352=79515.3NmmM2=334600.52+47056.352=337893.2Nmm扭距TT=0.9105計算彎矩McaMca1=M1=79515.3NmmMca2=337893.22+(0.60.9105)2=342181Nmm表3(表中=0.6由文獻2P375頁獲得)。(b)、按彎矩合成應力校核軸的強度。進行校核時,通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面(即危險截面c)的強度,則由文獻2式15-5及上表中的數(shù)據(jù)可得ca=Mca2/W=342181/0.1555555=20.56Mpa(式中W 由文獻2表15-4查得)前面已選定軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由文獻2表15-1查得-1=60mpa。因此ca0.07d取h=6,則d6-7=77mm,另一端用軸承端蓋定位,l7-8=12mmD:根據(jù)裝配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm,l7-8=20mm。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。(c)、軸上的零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d5-6由文獻3表4-1查得平鍵的截面尺寸為bh=1811(GB1096-79),鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為68mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;同樣,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結,選用平鍵為14988(GB1096-79),半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(d)、確定軸上圓角和倒角尺寸由文獻2表15-2,取軸端倒角為1.545。圓角半徑為R1.5。4)按彎扭合成應力校核軸的強度(a)、首先根據(jù)軸的結構圖(圖9)做出軸的計算簡圖(圖10)。簡支梁軸的跨距為L2=L3=80mm,根據(jù)軸的見圖做出軸的彎曲圖,扭距圖和計算彎矩圖,從軸的結構圖和計算玩具圖中可以看出截面c處的計算彎矩最大,是軸的危險截面,現(xiàn)將計算出的截面c處的MH,MV,M及Mca值列于下表4。 表4載荷水平面H垂直面V支反力RH1=RH2=1541NRV1=RV2=560.9N彎矩MMH=123280NmmMV=44872Nmm總彎矩M1=M2=1232802+448722=131192.4Nmm扭矩TT=T3=3.39105Nmm計算彎矩McaMca1=M1=131192.4 NmmMca2=131192.42+(0.63.39105)2=242039 Nmm (a由文獻2p375頁獲得)進行校核時,通常只校核軸上最大計算彎矩的截面(即c面)的強度,則由文獻2式15-5及上表中數(shù)值可得,(w由文獻2表15-4查得)。ca=Mca2/W=242039/653/32-187(65-7)2/265=10.3 MPa.前面已選定軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由文獻2表15-1查得-1=60mpa。因此-1 ca , 合適。圖54.3小皮帶輪配合用鍵的強度校核。(1)、因為電動機的軸徑為38mm,查文獻3表4-1(GB1096-79)可得:鍵的尺寸為108,(取N9/JS9配合)。軸深度t為50+0.2。轂中、深t1為3.30+0.2,鍵長取70mm的A型平鍵。(2)、校核鍵的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼,由文獻2表6-1查得許用擠壓應力為P=100120Mpa,取其平均值,P=110 Mpa,鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm,鍵與輪轂的接觸高度K=0.5h=0.58=4mm。由文獻2式6-1可得:p=2T10/bld T為電動機的轉(zhuǎn)矩又T=95.507.5/1440=47.75NMp=247.7510/41038=10.47MpaP故鍵的強度適合4.3.1大帶輪鍵的校核(1)、大帶輪鍵的選擇因為大帶輪軸徑為36mm,大帶輪的轂寬為70mm,查文獻3表4-1(GB1096-79)可得鍵的尺寸為10870,鍵為軸的配合為N9.5轂的配合為JS9,軸深t為5.00+0.2,轂深t1為3.3+0.20。(2)、校核鍵的強度鍵、軸與轂均是由鋼制成。由文獻2表6-1查得許用擠壓應力為:P=100120MPa。取平均值得P=110MPa。鍵的工作長度為:l=L-b=70-10=60mm。鍵與輪轂的接觸高度為k=0.5h=4mm。鍵上所受的轉(zhuǎn)矩為T=P39550/(14401.88)=95507.50.961.88/1440=89.77 NM由文獻2式6-1可得p=2T10/kld=289.7710/46036 =20.78MPaP故大帶輪上配合鍵的強度合適。4.3.2大齒輪與軸的配合用鍵的選擇與較核(1)、大齒輪配合用鍵的選擇因大齒輪與軸搭配和處的軸徑為6.5mm,大齒輪輪轂長為80mm,由此查文獻3表4-1(GB1096-79)查得鍵的尺寸為181170,其與軸的配合為N9,與轂的配合為JS9軸深t為7.0+0.20,轂深t1為4.4+0.20(2)、鍵聯(lián)結強度的校核 由上述已查得P=110MPa鍵的工作長度為:l=L-b=70-18=52mm,鍵與輪轂的接觸高度為:k=0.5h=0.511=5.5mm,鍵上所受的轉(zhuǎn)矩即為大齒輪的轉(zhuǎn)矩T3T=T3=3.3910*Nmm=339Nm由文獻2式6-1可得:p=2T10/5.55265 =36.47 MpaP故大齒輪上鍵的強度合適。4.3.3.聯(lián)軸器配合用鍵的選擇與校核(1).聯(lián)軸器用鍵的選擇因與聯(lián)軸器配合的軸徑為45mm,與聯(lián)軸器配合的軸的長度為78mm。因此,數(shù)據(jù)有文獻3表4-1(GB1096-79)查得鍵的尺寸:14970與其軸的配合為N9,與轂的配合為JS9。軸深t=5.5+0.20,轂深t1=3.8+0.20 (2).鍵的強度校核由上述查得P=110 Mpa鍵的工作長度為l=L-b=70-14=56mm鍵與輪轂的接觸高度為k=0.5h=0.59=4.5mm鍵所受的轉(zhuǎn)矩即為聯(lián)軸器輸入的轉(zhuǎn)矩,亦為T3T=T3=339 NM由文件2式6-1可得:P=2T10/kld=233910/(4.55645)=59.79 Mpa 15000h即高于預期計算壽命故選用42209圓柱滾子軸承合適(GB283-64)結構尺寸為:4585191、 大齒輪軸上滾動軸承的選擇及校核已知:軸上齒輪上的圓周力Ft=3082N、徑向力Fr=1121.8N、軸的轉(zhuǎn)速為n3=191.25r/min軸的預期壽命為Lh=18000(4年,每年300天,每天15小時)(1)、滾動軸承的選擇由表4計算可得:RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9NR1=R2=1640N(2)、確定當量載荷P因軸承只受徑向力作用,故A=0由文獻2式13-9得:P=R P=R=R1=R2=1640N(3)、由文獻2式13-6求出軸承應有的基本額定動載荷 C=P=16403=9694.4N9.7KN(4)、根據(jù)上計算C值,由文獻3表6-1(GB276-89)查得選用Cor=22.10KN的6111型深溝球軸承,(5)、驗算6111滾動軸承的壽命,由文獻2式13-5得:Lh=106/60n(C/P)=106/(60191.25)(22100/1640)3=213251.7h18000h故此軸承合適。 其結構尺寸為5590184.4、減速器中箱體的設計4.4.1減速器箱體用鑄造而成,由文獻3表11-1與表11-2查得箱體結構尺寸如下表5名 稱符號減速器(單級圓柱齒輪)尺寸關系箱座壁厚8箱蓋壁厚18箱蓋凸緣厚度b12箱座凸緣厚度b112箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d1M16蓋與座聯(lián)結螺栓直徑d2M12定位銷直徑d8df、d1、d2、至外箱壁距離C1df:26 d1:22 d2:18df、d2至凸緣邊緣距離C2df:24 d2:16軸承旁凸臺半徑R116凸臺高度h見裝配圖齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離110齒輪端面與內(nèi)箱壁距離28箱蓋箱座肋板厚度mm=7聯(lián)結螺栓d2間距L100檢查孔蓋螺栓直徑d4M64.4.2、通氣器的結構形式和尺寸由文獻3表11-4中選用通氣帽,其結構尺寸見文獻3表11-4中間表,4.4.3減速器軸承端蓋的結構尺寸。(1)、2209軸承端蓋結構尺寸由文獻3表11-5嵌入式軸承蓋 (結構圖12)(2)、6111軸承端蓋結構尺寸由文獻3表11-5嵌入式軸承蓋 (結構圖如圖13) 4.4.4皮帶輪擋圈見裝配圖4.4.5減速器進油口、油標、放油口見裝配圖4.5減速器裝配圖(見總裝配圖,此略)第五章 聯(lián)軸器的選擇5.1設計要求:聯(lián)軸器傳遞功率P40=P31=6.780.98=6.5kw,傳遞轉(zhuǎn)速n4=n3=n3=191.25r/min5.2軸器的選擇因為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)速為n4=191.25250r/min,無劇烈沖擊處,聯(lián)軸器兩端的轉(zhuǎn)速相等,故初步選用十字塊聯(lián)軸器。5.3聯(lián)軸器的校核5.3.1載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩: T=9550P/n=95506.5/191.25=324.6Nm由文獻2表14-1查得工作情況系數(shù)KA=1.5。由文獻2式14-3得計算轉(zhuǎn)矩: Tca=KAT=1.5324.6=486.9 Nm5.3.2型號選擇從文獻5表4-34中查得d=45的十字滑塊聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為 800 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為250r/min,故合適。其軸孔長度總長200mm,半聯(lián)軸器長度為80mm。第六章 錐齒輪傳動設計設計要求:小錐齒輪轉(zhuǎn)速n4=191.25r/min傳動比i=1.5,每個錐齒輪輸入功率P4=P402/10=6.50.99/10=0.644kw,軸交角為90,使用期限為5年(每年工作月300天,每日工作15小時)。小齒輪簡支,大齒輪懸壁,材料均為45鋼,表面淬火,HRC=4550。精度等級為8-7-7級。6.1、設計過程:小齒輪的轉(zhuǎn)矩T4=95500.644/191.25=32.16 Nm=3.28Kgm設計計算過程見下表6計算項目計算公式及數(shù)據(jù)說明按 接 觸 強 度 初 定 主 要 尺 寸工作況數(shù)KaKa=1由表8-119查接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)KHKH=2.1由表8-208查試驗齒輪的接觸疲勞極限HlimHlim1=Hlim2=104Kg/mm由圖8-38查齒數(shù)比uu=n3/n4=1.5初定小齒輪分度圓直徑d1d1=72mm由圖8-93查齒數(shù)z取z1=18,z2=uz1=27z1由圖8-78查確定大端模數(shù)mm=d1/z1=72/18=4取m=4mm復算小齒輪分度圓直徑d1d1=mz1=418=72mm分錐角1=arctg(z1/z2)=33.691=33.692=90-1=56.312=56.31錐距RR=d1/2sin1=64.9mmR=64.9mm寬度b取齒寬系數(shù)R=0.3,b=RR=19.47mm,b=20mm齒寬系數(shù)RR=b/R=20/64.9=0.3R=0.3齒形制按JB110-60齒形制=20,ha*=1,c*=0.2接 觸 疲 勞 強 度 校 核 計 算分度圓上圓周力FxFx=2000T3/d1=91.11KgFx=91.11Kg分度圓圓周速度VV=d1n3/19100=0.72動載系數(shù)KvKv=1.1(8級精度)由表8-207查齒數(shù)比系數(shù)ZuZu=1.09由圖8-95查按接觸強度的齒寬影響系數(shù)Z=1.15由圖8-96查節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHZH=2.5由圖8-97查彈性系數(shù)ZEZE=60.6由表8-206查接觸應力HH=12.6取直齒Z=1當量循環(huán)次數(shù)NeNe1=2.58108Ne1=1.72108見表8-123接觸強度的壽命系數(shù)ZNZN1=ZN2見第388頁潤滑劑系數(shù)Z1選擇潤滑油粘度r50=266cst由表8-417查ZL=1.2由圖8-40查速度系數(shù)ZVZV=0.9由圖8-41查光潔度系數(shù)ZRZR=0.88由圖8-42查工作硬化系數(shù)ZWZW=1由表8-206查齒輪的接觸疲勞極限HLIMHLIM=98.8接觸強度的最小安全系數(shù)SHLINSHLIN=1由表8-121查接觸強度的安全系數(shù)SH=1.36 SHmin接觸疲勞強度校核計算項目計算公式及數(shù)據(jù)小齒輪大齒輪分錐角11=33.692=56.31齒頂高haha=4mmha=4mm齒高hh=8.8mmh=8.8mm齒根高hfhf=4.8mmhf=4.8分度圓直徑dd=72mmd=108mm齒頂圓直徑dada=78.66mmda=114mm錐距RR=65mmR=65mm齒根角ff=4.23f=4.23根錐角ff=29.46f=52.08頂錐角f=27.92f=60.54外錐高AKAK=51.78AK=32.67分度圓弧齒厚SS=6.28mmS=6.28mm第七章 小錐齒輪軸的設計及軸上配件的選擇本次設計的滾筒架長10m。滾筒有10個,故小錐齒輪也需要10個。因由六中設計可得小錐齒輪設計成錐齒輪軸式,考慮到裝配原因,故要分成10段,段與段之間再通過聯(lián)軸器聯(lián)結,并且每段長1m。7.1錐齒軸的設計7.1.1軸上的裝配方案:因軸上裝有固定桿(與軸承聯(lián)結),裝有兩個聯(lián)軸器,一個聯(lián)軸器用軸肩定位、另一個用螺釘定位。1、 計算軸的最小軸徑由前面計算軸徑最小直徑的方法,求得錐齒軸的最小直徑為30mm,考慮到錐齒輪處軸徑為42mm,故取聯(lián)軸器的軸徑為36mm。2、 選用聯(lián)軸器由前面的選擇計算方法與校核,選用十字滑塊聯(lián)軸器,其軸徑為36mm,孔徑長為160mm,最大轉(zhuǎn)速為250r/min,最大轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸長為64mm3、 固定桿用軸承選擇因軸承同時受軸向力與徑向力,由前面的計算方法選用角接觸球軸承,其尺寸為:408018,型號為36208(由文獻3表6-6,GB292-83),采用外圈定位,即固定桿與軸承配合處采用圓槽,槽寬為18mm,槽深為3.5mm,內(nèi)徑為80mm。4、 螺釘?shù)倪x擇因用于緊固半聯(lián)軸器,所受的力不太大,故選用M8的緊釘螺釘(由文獻3表3-18,GB73-85)。5、 根據(jù)上述配件的結構及裝配要求,畫出錐齒輪軸的工作圖,(圖16)6、 軸上聯(lián)軸器周向定位用鍵。由文獻3表4-1(GB1096-79),并據(jù)聯(lián)軸器軸徑36mm有:鍵的尺寸為:108,長為50mm軸t=5.0+0.20,轂t1=3.3+0.20,與軸配合為100+0.2,轂為100+0.2,其校核方法見四-(三)7、 與孔徑為45mm聯(lián)結的那一段小齒輪軸,最右端裝聯(lián)軸器的軸徑為45最后一根右邊軸承右端不要。第八章 滾筒,滾筒軸及其配件設計8.1滾筒的設計由前面已選定的數(shù)據(jù)有:滾筒直徑D=121mm;滾筒的長度L=400mm8.1.1選擇滾筒的材料。由文獻4表2-75(YB231-70)查得:滾筒的材料選用熱軋無縫鋼管。其外徑D=380mm,厚度為20mm,理論重量為20.99Kg/m。滾筒內(nèi)與軸配合的鋼管材料選用熱軋無縫鋼管。其外徑D1=360mm,厚度為20mm,理論重量為15.24 Kg/m。聯(lián)結鋼板材料選擇熱軋扁鋼(由文獻4表2-55(YB704-83)。其寬度為D2=110mm理論重量為6.91 Kg/m,厚度為7mm,經(jīng)加工成外徑為106mm、內(nèi)孔為60mm的圓環(huán)鋼板。8.2.2滾筒結構設計參照文獻1圖16-3,選用滾筒表面較平整的結構。(即鋼管外表面不經(jīng)加工)。8.2滾筒軸的設計8.2.1計算軸的最小直徑由四-(二)的計算方法,算得軸的最小直徑為90mm,考慮到裝配原因,取其最小直徑為96mm,顯然這是用來裝配大錐齒輪。8.2.2確定軸上零件的裝配方案(1) 大錐齒輪孔徑為36mm,長為37mm,故裝大錐齒輪處的軸段長為35mm,軸端用擋圈定位。(2) 選用軸承靠近錐輪端面由于要承受軸向力和徑向力。選用接觸球軸承。根據(jù)36mm取型號為36208,尺寸為40808(文獻3表6-3,GB292-83),采用內(nèi)外圈定位(文獻3表6-3,GB276-89),校核同前,此略。 8.2.3滾筒軸配合處孔徑長為44mm,總長為434mm。一端軸肩定位一端與圓錐滾子軸承用套筒定位。 8.2.4大錐齒輪用鍵由文獻3表4-1(GB1096-79)查得尺寸為:10825,軸t=5.00+0.2,轂t1=3.30+0.2,配合與軸N9(公差為0-0.036)轂JS9(公差為0.018),校核從略。 8.2.5滾筒配合處鍵由文獻3表4-1(GB1096-79)查得尺寸為12832,軸t=5.00+0.2,轂t
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