聯(lián)軸器-二級(jí)圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時(shí)300天8年 .zip
聯(lián)軸器-二級(jí)圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時(shí)300天8年 .zip,聯(lián)軸器-二級(jí)圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時(shí)300天8年,聯(lián)軸器,二級(jí),圓錐,圓柱,4200,1.9,45016,小時(shí),300
目錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書31.1設(shè)計(jì)題目31.2設(shè)計(jì)步驟3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案32.1傳動(dòng)方案32.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)3第三部分 選擇電動(dòng)機(jī)43.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇43.2確定傳動(dòng)裝置的效率43.3選擇電動(dòng)機(jī)容量43.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比5第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)64.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)64.2高速軸的參數(shù)64.3中間軸的參數(shù)64.4低速軸的參數(shù)64.5工作機(jī)的參數(shù)7第五部分 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算75.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)75.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)75.3確定傳動(dòng)尺寸95.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度105.5計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)115.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第六部分 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算126.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)126.3確定傳動(dòng)尺寸156.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)17第七部分 軸的設(shè)計(jì)177.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算177.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算237.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算29第八部分 滾動(dòng)軸承壽命校核358.1高速軸上的軸承校核358.2中間軸上的軸承校核368.3低速軸上的軸承校核37第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算389.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核389.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核399.3中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核399.4中間軸與大錐齒輪鍵連接校核399.5低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核399.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核40第十部分 聯(lián)軸器的選擇4010.1高速軸上聯(lián)軸器4010.2低速軸上聯(lián)軸器40第十一部分 減速器的密封與潤(rùn)滑4111.1減速器的密封4111.2齒輪的潤(rùn)滑4111.3軸承的潤(rùn)滑41第十二部分 減速器附件4112.1油面指示器4112.2通氣器4212.3放油孔及放油螺塞4212.4窺視孔和視孔蓋4312.5定位銷4312.6啟蓋螺釘4312.7螺栓及螺釘43第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸43第十四部分 設(shè)計(jì)小結(jié)44第十五部分 參考文獻(xiàn)44第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目 二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器,拉力F=4200N,速度v=1.9m/s,直徑D=450mm,每天工作小時(shí)數(shù):16小時(shí),工作年限(壽命):8年,每年工作天數(shù):300天,配備有三相交流電源,電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 7.滾動(dòng)軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 10.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定,減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng),體積小,噪聲低,適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。第三部分 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件,選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī),電壓為380V,Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得: 聯(lián)軸器的效率:1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率:2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率:4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率:3=0.97 工作機(jī)的效率:w=0.97a=122443w=0.8343.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=42001.91000=7.98kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=7.980.834=9.57kW 工作轉(zhuǎn)速:nw=601000VD=6010001.9450=80.68rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍,二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為:616,因此理論傳動(dòng)比范圍為:616??蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(616)80.68=484-1291r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素,選定電機(jī)型號(hào)為:Y160L-6的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率Pen=11kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案型號(hào)額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930 電機(jī)主要外形尺寸中心高H外形尺寸LHD安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE鍵部位尺寸FG16065038525425414.54211012373.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 (1)總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw,可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmnw=97080.68=12.023 (2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 錐齒輪(高速級(jí))傳動(dòng)比i1=0.25i=3 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i2=4.01 減速器總傳動(dòng)比ib=i1i2=12.03第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=9.57kWn0=nm=970rpmT0=9550000P0n0=95500009.57970=94220.1Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P01=9.570.99=9.47kWn=n0=970rpmT=9550000Pn=95500009.47970=93235.57Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P23=9.470.980.97=9kWn=ni1=9703=323.33rpmT=9550000Pn=95500009323.33=265827.48Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P24=90.980.98=8.64kWn=ni2=323.334.01=80.63rpmT=9550000Pn=95500008.6480.63=1023341.19Nmm4.5工作機(jī)的參數(shù)P=P122w=8.640.990.980.980.97=7.97kWn=n=80.63rpmT=9550000Pn=95500007.9780.63=943984.87Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9709.5794220.1高速軸9709.4793235.57中間軸323.339265827.48低速軸80.638.641023341.19工作機(jī)80.637.97943984.87第五部分 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動(dòng)方案,選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng),壓力取為=20。 (2)參考表10-6選用7級(jí)精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)Z1=28,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=283=85。 實(shí)際傳動(dòng)比i=3.0365.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)KHt=1.3 2)查圖選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5T=9550000Pn=95500009.47970=93235.57Nmm 4)選齒寬系數(shù)R=0.3 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:Hlim1=600Mpa,Hlim2=550Mpa 6)查圖得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5 7)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=6097011630081=2.235109NL2=NL1u=2.2351093=7.45108 8)由圖查取接觸疲勞系數(shù): KHN1=0.979,KHN2=1.043 9)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得H1=KHN1Hlim1S=0.9796001=587MPaH2=KHN2Hlim2S=1.0435501=574MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即H=574MPa (2)計(jì)算 1)試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入H中較小的值d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.393235.570.31-0.50.3232.5189.85742=79.87mm 2)計(jì)算圓周速度vdm1=d1t1-0.5R=79.871-0.50.3=67.89mmvm=dm1n601000=67.89970601000=3.45 3)計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)db=Rd1tu2+12=0.379.8732+12=37.886mmd=bdm1=37.88667.89=0.56 4)計(jì)算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1 查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.121 取齒間載荷分配系數(shù):KH=1 查表得齒向載荷分布系數(shù):KH=1.294 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH=11.12111.294=1.451 5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=79.8731.4511.3=82.85mm 6)計(jì)算模數(shù)m=d1z1=82.8528=2.96mm5.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)實(shí)際傳動(dòng)比u=z2z1=8528=3.036mm (2)大端分度圓直徑d1=z1m=283=84mmd2=z2m=853=255mm (3)齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dm1=d11-0.5R=841-0.50.3=71.4mmdm2=d21-0.5R=2551-0.50.3=216.75mm (4)錐頂距為R=d12u2+1=8423.0362+1=134.25mm (5)齒寬為b=RR=0.3134.25=40.275mm 取b=40mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaF 1) K、b、m和R同前 2)圓周力為Ft=2T1d11-0.5R=293235.57841-0.50.3=2611.64N 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為: 小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos1=28cos18.232=29.51 大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos2=85cos71.768=268.28 查表得:YFa1=2.525,YFa2=2.106YSa1=1.623,YSa2=1.889 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù):KFN1=0.88,KFN2=0.911 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1Flim1S=0.885001.4=314MPaF2=KFN2Flim2S=0.9113801.4=247MPaF1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=233.77MPaF1=314MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=226.934MPa100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù):KH=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù):KH=1.377 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH=11.0691.21.377=1.766 3)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=56.76531.7661.3=62.868mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=62.868cos1329=2.112mm,取mn=2.5mm。6.3確定傳動(dòng)尺寸 (1)計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cos=186.02mm,圓整為186mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.9831 =125859 (3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncos=74.402mmd2=z2mncos=297.608mm (4)計(jì)算齒寬 b=dd1=74.4mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1) K、T、mn和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為: 小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos3=29cos312.9831=31.343 大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos3=116cos312.9831=125.371 查表得:YFa1=2.501,YFa2=2.16YSa1=1.632,YSa2=1.81 查圖得重合度系數(shù)Y=0.674 查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.769 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù):KFN1=0.911,KFN2=0.918 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1Flim1S=0.9115001.4=325.36MPaF2=KFN2Flim2S=0.9183801.4=249.17MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=97.776 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=93.65 MPa F2F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=93.65MPaF2=249.17MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 (1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm (2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=79.4mm da2=d2+2ha=302.61mm (3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=68.15mm df2=d2-2hf=291.36mm 注:han*=1.0,cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn2.52.5法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左125859右125859齒數(shù)z29116齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f3.1253.125分度圓直徑d74.402297.608齒頂圓直徑da79.4302.61齒根圓直徑df68.15291.36齒寬B8075中心距a186186第七部分 軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=970r/min;功率P=9.47kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=93235.57Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217255HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=112。dA03Pn=11239.47970=23.94mm 由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽,故將軸徑增大5%dmin=1+0.0523.94=25.14mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取d1=40 (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) a.軸的結(jié)構(gòu)分析 高速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然,軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸,軸伸出端安裝聯(lián)軸器,選用普通平鍵,A型,bh=128mm(GB/T 1096-2003),長(zhǎng)L=90mm;定位軸肩直徑為45mm;聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過(guò)渡配合固定。 b.初步確定軸的直徑和長(zhǎng)度 第1段:d1=40mm,L1=110mm 第2段:d2=45mm(軸肩),L2=44mm 第3段:d3=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L3=21mm 第4段:d4=55mm(軸肩),L4=95mm 第5段:d5=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L5=18mm 第6段:d6=45mm(與主動(dòng)錐齒輪內(nèi)孔配合),L6=73mm軸段123456直徑(mm)404550555045長(zhǎng)度(mm)1104421951873 (6)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力(d1為齒輪1的分度圓直徑) 小錐齒輪所受的圓周力Ft1=2T1dm1=2612N 小錐齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos1=902N 小錐齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tansin1=297N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=109.5mm,軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=115mm,齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=63mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的,計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力,其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩,一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁,支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) a.計(jì)算作用在軸上的支座反力 軸承A在水平面內(nèi)的支反力RAH=Fa1dm12-Fr1LcLb=29771.42-90263115=-401.94N 軸承B在水平面內(nèi)的支反力RBH=Fr1-RAH=902-401.94= 1303.94N 軸承A在垂直面內(nèi)的支反力RAV=Ft1LcLb=261263115= 1430.92N 軸承B在垂直面內(nèi)的支反力RBV=-Ft1+RAV=-2612+1430.92= -4042.92N 軸承A的總支承反力為:RA=RAH2+RAV2=-401.942+1430.922=1486.3N 軸承B的總支承反力為:RB=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248N b.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面內(nèi)彎矩MAH=0Nmm 截面B在水平面內(nèi)彎矩MBH=-Fr1Lc+Fa1dm12=-90263+29771.42=-46223.1Nmm 截面C在水平面內(nèi)彎矩MCH=Fa1dm12=29771.42=10602.9Nmm 截面D在水平面內(nèi)彎矩MDH=0Nmm c.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=0Nmm 截面B在垂直面內(nèi)彎矩MBV=RAVLb=1430.92115=164555.8Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=0Nmm d.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=-46223.12+164555.82=170924.5Nmm 截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=10602.92+02=10602.9Nmm 截面D處合成彎矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.繪制扭矩圖T=93235.57Nmm f.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩MVA=MA2+T2=02+0.693235.572=55941.34Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩MVB=MB2+T2=170924.52+0.693235.572=179846.1Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩MVC=MC2+T2=10602.92+0.693235.572=56937.29Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩MVD=MD2+T2=02+0.693235.572=55941.34Nmm g.校核軸的強(qiáng)度 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=12265.62mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=24531.25mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=14.66MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=3.8MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù)=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=15.35MPa 查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa,e-1b,所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=323.33r/min;功率P=9kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=265827.48Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217255HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=115。dA03Pn=11539323.33=34.85mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承,故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=50mm (4)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪3的尺寸較大,其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2,因此設(shè)計(jì)成分離體,即齒輪3安裝在中速軸上,中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然,軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。 與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位;兩齒輪的另一端各采用套筒定位;齒輪與軸的連接選用普通平鍵,A型。聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過(guò)渡配合固定。 b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。 第1段:d1=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L1=38mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定) 第2段:d2=56mm(與小錐齒輪內(nèi)孔配合),L2=78mm(比小錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠) 第3段:d3=66mm(軸肩),L3=27mm 第4段:d4=56mm(與大錐齒輪內(nèi)孔配合),L4=51mm(比大錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠) 第5段:d5=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L5=38mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定)軸段12345直徑(mm)5056665650長(zhǎng)度(mm)3878275138 (5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫中速軸的受力圖 如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 大錐齒輪所受的圓周力Ft2=Ft1=2453N 大錐齒輪所受的徑向力Fr2=Fa1=279N 大錐齒輪所受的軸向力Fa2=Fr1=848N 齒輪3所受的圓周力(d3為齒輪3的分度圓直徑)Ft3=2T2d3=2265827.4874.402=7145.708N 齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=7145.708tan20cos12.9831=2667.586N 齒輪3所受的軸向力Fa3=Ft3tan=7145.708tan12.9831=1647N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=67mm,低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=91.7mm,高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=53.3mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3La-Fr2La+Lb+Fa2d22-Fa3d32La+Lb+Lc=2667.58667-27967+91.7+8482552-164774.402267+91.7+53.3= 855N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2667.586-855-279=1534N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=7145.70867+245367+91.767+91.7+53.3= 4095N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=7145.70891.7+53.3+245353.367+91.7+53.3= 5504N 軸承A的總支承反力為:RA=RAH2+RAV2=8552+40952=4183.31N 軸承B的總支承反力為:RB=RBH2+RBV2=15342+55042=5713.77N a.繪制水平面彎矩圖 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAHLc=-85553.3=-45572Nmm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2d22-RAHLc=8482552-85553.3=62548Nmm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBHLa-Fa3d32=153467-164774.4022=41508Nmm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBHLa=153467=102778Nmm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAVLc=409553.3=218264Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBVLa=550467=368768Nmm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-455722+2182642=222971Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=625482+2182642=227049Nmm 截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=415082+3687682=371097Nmm 截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=1027782+3687682=382823Nmm b.繪制扭矩圖T2=265827.48Nmm c.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩MVC右=MC右2+T2=2229712+0.6265827.482=274144Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC左=MC左2+T2=2270492+0.6265827.482=277471Nmm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+T2=3710972+0.6265827.482=403921Nmm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+T2=3828232+0.6265827.482=414720Nmm d.校核軸的強(qiáng)度 因軸截面D處彎矩大,同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩,因此此截面為危險(xiǎn)截面。 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=17232.32mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=34464.64mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=24.07MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=7.71MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù)=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=25.79MPa 查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa,e-1b,所以強(qiáng)度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=80.63r/min;功率P=8.64kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1023341.19Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217255HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大,故取A0=112。dA03Pn=11238.6480.63=53.2mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽,故將軸徑增大7%dmin=1+0.0753.2=56.92mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為60mm故取dmin=60 (4)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸,軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸,而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵,bh=1811mm(GB/T 1096-2003),長(zhǎng)L=125mm;定位軸肩直徑為65mm;聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過(guò)渡配合固定。 b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。 第1段:d1=60mm,L1=140mm 第2段:d2=65mm(軸肩),L2=54mm(軸肩突出軸承端蓋20mm左右) 第3段:d3=70mm(與軸承內(nèi)徑配合),L3=26mm(軸承寬度) 第4段:d4=75mm(軸肩),L4=85.5mm(根據(jù)齒輪寬度確定) 第5段:d5=85mm(軸肩),L5=12mm 第6段:d6=72mm(與大齒輪內(nèi)孔配合),L6=73mm(比配合的齒輪寬度短2mm,以保證齒輪軸向定位可靠) 第7段:d7=70mm(與軸承內(nèi)徑配合),L7=45.5mm(由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定)軸段1234567直徑(mm)60657075857270長(zhǎng)度(mm)140542686127346 (5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 齒輪4所受的圓周力(d4為齒輪4的分度圓直徑)Ft4=2Td4=21023341.19297.608=6877.108N 齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4tancos=6877.108tan20cos12.9831=2567.314N 齒輪4所受的軸向力Fa4=Ft4tan=6877.108tan12.9831=1586N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=70mm,軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=148mm,齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=138mm a.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=2567.31470+1586297.608270+148= 1907NRBH=Fr-RAH=-2567.314-1907=660N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=6877.1087070+148= 2208NRBV=FtLbLa+Lb=6877.10814870+148= 4669N 軸承A的總支承反力為:RA=RAH2+RAV2=19072+22082=2917.52N 軸承B的總支承反力為:RB=RBH2+RBV2=6602+46692=4715.42N b.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示: 在水平面上,軸截面A處所受彎矩:MAH=0Nmm 在水平面上,軸截面B處所受彎矩:MBH=0Nmm 在水平面上,軸截面C右側(cè)所受彎矩:MCH右=RAHLa=190770=133490Nmm 在水平面上,軸截面C左側(cè)所受彎矩:MCH左=RAHLa-Fad2=190770-1586297.6082=-102513Nmm 在水平面上,軸截面D處所受彎矩:MDH=0Nmm 在垂直面上,軸截面A處所受彎矩:MAV=0Nmm 在垂直面上,軸截面B處所受彎矩:MBV=0Nmm 在垂直面上,大齒輪所在軸截面C處所受彎矩:MCV=RBVLa=466970=326830Nmm 在垂直面上,軸截面D處所受彎矩:MDV=0Nmm c.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩:MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩:MB=0Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩:MC左=MCH左2+MCV左2=-1025132+3268302=342530Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩:MC右=MCH右2+MCV右2=1334902+3268302=353040Nmm 截面D處合成彎矩:MD=0Nmm d.繪制扭矩圖T=1023341.19Nmm e.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩:MVA=MA+T2=0+0.61023341.192=614005Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩:MVB=MB=0Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩:MVC左=MC左=342530Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩:MVC右=MC右2+T2=3530402+0.61023341.192=708265Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩:MVD=MD+T2=0+0.61023341.192=614005Nmm f.校核軸的強(qiáng)度 因大齒輪所在軸截面彎矩大,同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩,因此此截面為危險(xiǎn)截面。 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=41396.48mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=82792.97mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=17.11MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=12.36MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù)=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=22.64MPa 查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa,ee,Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=73.2kN,軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=38400h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計(jì)算得到合成支反力:Fr1=RAH2+RAV2=-401.942+1430.922=1486.3NFr2=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248NFd1=Fr12Y=530.82NFd2=Fr22Y=1517.14NFa1=Fae+Fd2=1814.14NFa2=Fd2=1517.14NFa1Fr1=1.221eFa2Fr2=0.36e 查表得X1=0.4,Y1=1.4,X2=1,Y2=0 查表可知ft=1,fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下:Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41486.3+1.41814.14=3134.32NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=14248
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聯(lián)軸器-二級(jí)圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時(shí)300天8年
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二級(jí)
圓錐
圓柱
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