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类型带式运输机传动装置 二级减速器设计.doc

  • 上传人:精品资料
  • 文档编号:10830114
  • 上传时间:2020-01-13
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    1、 学生课程设计(论文)题 目: 机械设计课程设计 带式运输机传动装置 学生姓名: 学 号: 所在院(系 ): 机电工程学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 指 导 教 师: 职称: 教授 年 月 日攀枝花学院教务处制目 录- 1 -一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 设计 V 带和带轮 76. 齿轮的设计 97. 滚动轴承和传动轴的设计 148. 键联接设计 289. 箱体结构的设计 2910.润滑密封设计 3111.联轴器设

    2、计 32四 设计小结 32五 参考资料 32- 2 -111 一 课程设计任务书课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下)1V 带传动2运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷筒原始数据:运送带工作拉力F/N1600运输带工作速度v/(m/s)1.6卷筒直径 D/mm 320工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用期限 10 年,小批量生产,两班制工作,运输带速度允许误差为5%二. 设计要求要求:(1)随时复习教科书、听课笔记及习题。(2)及时了解有关资料,做好准备工作,充分发挥自己的主观能动性和创造性。(3)认真计算和制图,保证计算正确和图纸质量。(4)按预定计划循序完成

    3、任务。(5)按学校规定格式书写说明书,交电子和纸质文档。3、主要参考文献1 所学相关课程的教材- 3 -1传动装置总体设计方案2机械设计课程设计3机械设计手册4电动机手册4、课程设计工作进度计划(1)准备阶段(1 天)(2)设计计算阶段(3 天)(3)减速器的装配图一张(4 天)(4)绘零件图三张(3 天)(5)编写设计说明书(3 天)指导教师(签字) 日 期 年 月 日教研室意见:年 月 日学生(签字):接受任务时间: 年 月 日课程设计(论文)指导教师成绩评定表题目名称评分项目 分值 得分 评价内涵01 学习态度 6 遵守各项纪律,工作刻苦努力,具有良好的科学工作态度。02 科学实践、调研

    4、 7 通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。工作表现20% 03 课题工作量 7 按期圆满完成规定的任务,工作量饱满。04 综合运用知识的能力 10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题,能正确处理实验数据,能对课题进行理论分析,得出有价值的结论。05 应用文献的能力 5能独立查阅相关文献和从事其他调研;能提出并较好地论述课题的实施方案;有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06 设计(实验)能力,方案的设计能力 5能正确设计实验方案,独立进行装置安装、调试、操作等实验工作,数据正确、可靠;研究思路清晰、完整。07 计算及计算机应用能力 5 具有较强的数据运

    5、算与处理能力;能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。能力水平35%08对计算或实验结果的分析能力(综合分析能力、技术经济分析能力)10 具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。NF120smv7.D- 4 -2、电动机的选择1)选择电动机的类型2)选择电动机的容量3)确定电动机转速09插图(或图纸)质量、篇幅、设计(论文)规范化程度5 符合本专业相关规范或规定要求;规范化符合本文件第五条要求。10 设计说明书(论文)质量 30 综述简练完整,有见解;立论正确,论述充分,结论严谨合理;实验正确,分析处理科学。成果质量45% 11 创新 10 对前人工作有改进或突破,或有独特见解。

    6、成绩指导教师评语指导教师签名: 年 月 日三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据:数据:运送带工作拉力 F/N 1600。运输带工作速度 v/(m/s) 1.6 。卷筒直径 D/mm 320。1)外传动机构为 V 带传动。2)减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。方案一kwP56.285.0kwPd01.3min54.9rnw- 5 -3、计算传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比 i(2)分配传动方案二4)该方案的优缺点:该工作机有轻微振动,由于 V 带有缓冲吸振能力,采用 V 带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用 V 带这种简单的结构,

    7、并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速,这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压 380V。2)选择电动机的容量工作机的有效功率为 vPwF从电动机到工作机传送带间的总效率为选定电动机型号 Y112M-483.1i- 6 -比4.计算传动装置的运动和动力参数1)各轴的转速2)各轴的输入功率3)各轴的输入转矩

    8、54321 由机械设计课程设计指导书表 9.1 可知: V 带传动效率 0.96 :滚动轴承效率 0.99(球轴承)1 2:齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动)3:联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)4:卷筒传动效率 0.96(包括轴承)5所以电动机所需工作功率为wPd3)确定电动机转速按表 9.2 推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比 63iV 带传动比 ,总传动比42|i 246i而工作机卷筒轴的转速为Dvnw所以电动机转速的可选范围为 min)29357(min54.9)26( rrinwd 符合这一范围的同步转速有 750 、1000 、1500 和 3000

    9、ir四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置mir结构紧凑,决定选用同步转速为 1500 的电动机。inr根据电动机类型、容量和转速,由机械零件设计指导书手册表 19-11 选定电动机型号为 Y112M-4。其主要性能如下表:电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 额 定 转 矩启 动 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩Y112M-4 4 1440 2.2 2.22.3i714min140r5i.9rn4wkwP01.3892k75.wP6卷- 7 -5.设计V 带和带轮1).确定计算功率 caP2).选择 V 带类型3).确定带轮的基准直径并1d验

    10、算带速电动机的主要安装尺寸和外形如下表:3.计算传动装置的总传动比 并分配传动比i(1).总传动比 为wmni(2).分配传动比ii考虑润滑条件等因素,初定2.3i7144. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速I 轴 min140rnm中心高外型尺寸L( AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132400 305 265190 140 12 28 60 8 7kwPca61.3选用 A 型带 md10smv536.7- 8 -4).确定 V 带的中心距 和a基准长度 dL5).验算小带轮上的包角 1II 轴 min450rinIII 轴

    11、i.9i卷筒轴 in54.rnw2).各轴的输入功率I 轴 kPd01.3II 轴 w89.2III 轴 k753卷筒轴 P6.24卷3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 为dTI mNnPTmd 461096.105.9I 轴 d 4.II 轴 iT21103.6III 轴 mN 537卷筒轴 24.卷将上述计算结果汇总与下表,以备查用。轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 I 轴 3.01 41096.1440II 轴 2.89 34503.2 0.96md320选取d3152ma70mLd20a6m72ax63in- 9 -6).计算带的

    12、根数 z7).计算单根V 带的初拉力的最小值 min0)(F8).计算压轴力 p9).带轮的结构设计6. 齿轮的设计1) 选4.71 0.95III 轴 2.75 5107.295.54卷筒轴 2.67 56.95.541 0.975. 设计 V 带和带轮电动机输出功率 ,转速 ,带传动传动比kwPd01.3min1401rnmi=3.2,每天工作 16 小时。1).确定计算功率 ca由机械设计表 8-7 查得工作情况系数 ,故2.1AKkwPKdAca61.32).选择 V 带类型根据 , ,由机械设计 图 8-11 可知,选用 A 型带caP1n3).确定带轮的基准直径 并验算带速1d(1

    13、).初选小带轮基准直径 1由机械设计表 8-6 和 8-8,选取小带轮基准直径 ,而md10,其中 H 为电动机机轴高度,满足安装要求。mHd1221(2).验算带速 vsnd536.7106因为 ,故带速合适。mvs5(3).计算大带轮的基准直径di32012根据机械设计表 8-8,选取 ,则传动比 ,md315215.312dikwPr458.13zNF13)(min0NFp76)(min选用直齿圆柱齿轮传动7 级精度小齿轮材料45 钢(调质)大齿轮材料45 钢- 10 -定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2) 初步设计齿轮主要尺寸从动轮转速 min14.5712rin4).确定 V 带的中

    14、心距 和基准长度adL(1).由式 得)(2)(7.021210dd,取835.9ama70(2).计算带所需的基准长度 dLadaLdd 20684)()(200 12210 由机械设计表 8-2 选取 V 带基准长度 mLd(3).计算实际中心距 amLd6200ad73.mxL6015in5).验算小带轮上的包角 905.163.57)(18012 ad6).计算带的根数 z(1) 计算单根 V 带的额定功率 rP由 和 ,查机械设计表 8-4a 得md10min140n kwP32.10根据 , 和 A 型带,查机械设计表 8-4b 得i42rn2.3kwP7.0查机械设计表 8-5

    15、得 ,查表 8-2 得 ,于是95.0K03.1LKkwPLr 481)(0(正火) 241z3- 11 -(2)计算 V 带的根数 z48.25.163rcaP取 3 根。7).计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0)(F由机械设计表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 ,所以mkgq1.0NvzKPFca3)5.2(0)( 2min0 应使带的实际初拉力 。min0)(8).计算压轴力 p压轴力的最小值为NFzp 762sin)(2)( 1m0min 9).带轮的结构设计小带轮采用实心式,大带轮为腹板式,由单根带宽为 13mm,取带轮宽为 56mm。6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、

    16、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢(调质),硬度为280HBS,大齿轮为 45 钢(正火),硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。(4)选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数241z 132zi2) 初步设计齿轮主要尺寸(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计,即2311 )(2. HEdt ZuKTdmdt81.50sv2.1mb82.5065.1

    17、0hb507.1K- 12 -1 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数 。3.1tK.计算小齿轮传递的转矩mNnPT4251 0.60.9.由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 。1d.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。218MPaZE.由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH601lim H502lim.计算应力循环次数 921 103.hjLnN82.i.由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ; 。95.01HNK12.2HN.计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1MPaSKHN570

    18、695.01lim1 H 162.li222.计算. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值。td1HmZuKTdEdt 81.50)(32. 21 .计算圆周速度 。vsmnt2.10621mdt06.53124.32.1K- 13 -.计算齿宽 。bmdt82.501.计算齿宽与齿高之比 h模数 zdmtt 12.齿高 mht7.45.6.10.b.计算载荷系数根据 ,7 级精度,由机械设计图 10-8 查得动载系数 ;smv2. 15.VK直齿轮, ;1FHK由机械设计表 10-2 查得使用系数 ;1AK由机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,;31

    19、0.HK由 , 查机械设计图 10-13 得65.hb310.HK 26.1FK故载荷系数 57.HVA.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mKdttt 06.331.计算模数zmt124.(3).按齿根弯曲强度设计m2261z2md5214ma148- 14 -7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计弯曲强度的设计公式 321)(FSadYzKTm1.确定公式内的各计算数值.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大MPaFE501齿轮的弯曲强度极限 ;MPaFE3802.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 , ;8.01FNK9.2FN.计算弯曲疲劳许

    20、用应力;取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,有MPaSKFENF30411FEF.222.计算载荷系数 ;K3.1FVA.查取齿形系数;由机械设计表 10-5 查得 ;85.21FaY20.FaY.查取应力校正系数;由机械设计表 10-5 查得 ;4.1Sa78.12Sa.计算大、小齿轮的 并加以比较;FaY014.1FSaY6.2FSa大齿轮的数值较大。.设计计算mB5281- 15 -mYzKTmFSad56.1)(231对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度m计算的模数,由于齿轮的模数 的大小主要取决于弯曲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,

    21、仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数 1.56 并就近圆整为标准值 ,按接触强度算得的2分度圆直径,算出小齿轮齿数261mdz大齿轮齿数,取 。12z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).几个尺寸计算1.计算分度圆直径mzd521422.计算中心距mda18213.计算齿轮宽度db51取 , 。mB52mB8(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮,因齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 10-39 荐用的结构尺寸设计,并绘制

    22、大齿轮零件图如下。NFt1.254r.80aFmd7.34inmd35- 16 -其次考虑小齿轮,由于小齿轮齿顶圆直径较小,若采用齿轮结构,不宜与轴进行安装,故采用齿轮轴结构,其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7. 滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率 、转速 和转矩PnT由上可知 , ,kw75.2 mi54.9r mN5107.2.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mzd24122而 NTFt .52tr 4.80an0a.初步确定轴的最小直径md42l58选取深沟球轴承 6309md45 l39d48 mld48l7 ml52 ml54- 17 -材料为

    23、 45 钢,正火处理。根据机械设计表 15-3,取 ,于是10A,由于键槽的影响,故mnPAd71.330min md7.34.inmin输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。d联轴器的计算转矩 ,查机械设计表 14-1,取 ,则:TKAca 5.1AKmN4190按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用 HL3 型弹性柱销联轴器,caT其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ,故取 ,mN630d35 md35半联轴器长度 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度L82L60.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各

    24、段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求,-段右端需制出一轴肩,故取-段的直径 ;左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度md42,L60为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故-段的长度应比 L略短一些,现取 ml58- 18 -2).初步选择滚动轴承。因轴承主要受轴向力的作用,故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 ,查手册选取深沟球轴承 6309,其尺寸为md42,所以 ;而 。BDd5105 md45 ml393).取安装齿轮处的轴端-的直径 ;齿轮的左端与左轴承之间采8用挡油环定位。已知齿轮轮毂的跨度为 52mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴端应略短

    25、于轮毂宽度,故取 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度ml4,故取 ,则轴环处的直径 。轴环宽度 ,取dh07.h3d48 hb4.1。ml4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,加上端盖厚度和挡油环宽度,故 。ml30 ml525).取齿轮距箱体内壁的距离 ,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴a1承位置时,应距箱体内壁一段距离 ,取 ,已知滚动轴承宽度 ,sm2T大齿轮轮毂长度 ,则L52masTl 54)135()48( 至此,已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由机械设

    26、计表 6-1 d查得平键截面 ,键槽用键槽铣刀加工,长为 ,同时为了保mhb914 m36证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配额为 ;同样,半联轴7rH器与轴的连接,选用平键为 ,半联轴器与轴的配合为 。滚动508106k轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 。m(3).确定轴上圆角和倒角尺寸- 19 -参考机械设计表 15-2,取轴端圆角 。452.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取 值。对于 6309 型深沟球轴承,由手册中查得 。因此。作为简支梁的a ma15轴的支撑跨距 。根据轴的计算简图做

    27、出轴的弯矩图和mL924632 扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C 处的 、 及 的值列于下表。HMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNFNH925,1NFNV37,21弯矩 Mm5480 ,4504250mMmV总弯矩 ,271 M7扭矩 TNT- 20 -.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 C)的强度。根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 ,轴6.0- 21 -的计算应力 MPaWTca 21.5)(21前已选定轴的材料为 45 钢,正火处理,由机

    28、械设计表 15-1 查得MP51因此 ,故安全。1ca.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面 A,,B 只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面 A,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近,但截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面 C 上最然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面 C 也不必校核。截面

    29、显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面左右两侧即可。(2).截面左侧抗弯截面系数 3336401.0. mdW抗扭截面系数 282T截面左侧的弯矩 为MN63541截面 上的扭矩 为Tm720截面上的弯曲应力- 22 -MPaWb54.3截面上的扭转切应力aT4.13轴的材料为 45 钢,正火处理,由机械设计表 15-1 得 ,MPa590B, 。MPa251Pa140截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表 3-2 查取。因 , ,经差值后可查得05.4dr 05.142dD, 7.24.又由机械设计附图 3-1 可

    30、得轴的材料的敏性系数为,80.q5.q故有效应力集中系数为76.1)(1k204q由机械设计附图 3-2 的尺寸系数 ;由附图 3-3 的扭转尺寸系数.86.0轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为93.0轴未经表面强化处理,即 ,则综合系数为1q13.2kK48.查手册得碳钢的特性系数- 23 -(二).齿轮轴的设计,取2.011.0,取5 5于是,计算安全系数 值,则caS82.31maK6.1aS5.192.42Sca故可知其安全。(3).截面右侧抗弯截面系数 3338.74021.0. mdW抗扭截面系数 61T截面右侧的弯矩 为MN263541截面 上的扭矩 为Tm720截面

    31、上的弯曲应力MPaWb6.3截面上的扭转切应力aT61.过盈配合处的 ,由附表 3-8 用插值法求出,并取 ,于是得k k8.0,30.2k4.1k- 24 -轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为93.0故得综合系数为8.21kK9.所以轴在截面右侧的安全系数为01.351maKS24.1a5.1.2SSSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图,如下:- 25 -(二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率 、转速 和转矩PnT由上可知 , ,kw89.2 mi450r mN 41032.6.求作用在齿轮上的力因已知低速齿轮的分度圆直径mzd5261而 NTFt 3821tr

    32、 5an0a.初步确定轴的最小直径材料为 45 钢,正火处理。根据机械设计表 15-3,取 ,于是150A- 26 -,由于键槽的影响,故mnPAd38.2130min md02.3.1inmin输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 ,取 ,根据带轮结构 dm24和尺寸,取 。ml60.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求,-段右端需制出一轴肩,故取-段的直径; md282).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据 ,查手册选取单列角接触球轴承 6006,其md26尺寸为 ,故

    33、;而 。BDd1353 md30 ml303).由小齿轮尺寸可知,齿轮处的轴端-的直径 ,54。轴肩高度 ,故取 ,则轴环处的直径ml5 dh07.h3。轴环宽度 ,取 。d36 b4.1mll4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,加上端盖厚度和挡油环宽度,故 。ml0 l645).取齿轮距箱体内壁的距离 ,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴a1- 27 -(三).滚动轴承的校核承位置时,应距箱体内壁一段距离 ,取 ,已知滚动轴承宽度 ,sm10mT13,则lasTl 26)3(至此,已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定

    34、位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 由机械设计表 6-1 查得平键截面 d,键槽用键槽铣刀加工,长为 。滚动轴承与轴的周向定位是mhb78 m48由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 。6(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表 15-2,取轴端圆角 。452.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C 处的 、 及 的值列于下表。HMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNFNH48,4821NFNV176,21弯矩 MmH50 ,840,784

    35、021 mMVV 总弯矩 ,291 m29扭矩 TNT63- 28 -8. 键联接设计.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 C)的强度。根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 ,轴6.0的计算应力 MPaWTca 7.34)(221前已选定轴的材料为 45 钢,正火处理,由机械设计表 15-1 查得MP51因此 ,故安全。1ca- 29 -9.箱体结构的设计(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 hLH48032810 计算输入轴承(1).已知 ,两轴承的径向反力min45rn NFR4821由选定的深沟球轴承 6006,轴承内部的轴向力 rS63.0NFFRS9.3046.21(2).因为 ,所以aSa故 ,NA9.3041SA.2(3). , ,查手册可得6RF63.02RF68.0e由于 ,故 ;eA1,1YX,故 R22(4).计算当量载荷 、1P由机械设计表 13-6,取 ,则5.1pfNFYXfArp726)(11Pr22(5).轴承寿命计算由于 ,取 ,角接触球轴承,取 ,21N7631tf查手册得 6309 型角深沟球轴承的 ,则2.1rC6947)(0HtHLhPfnL故满足预期寿命。. 计算输出轴承(1).已知 ,两轴承的径向反力min54.9rn NFR75.9241

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