帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計(jì)書(編輯修改稿)
2024-08-30 04:16 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 6208型的定位軸肩的高度由于，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。3）非定位軸肩為了加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒有嚴(yán)格的規(guī)定，一般取12mm。取2mm，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設(shè)計(jì)中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位。軸肩高度h（）可取一個(gè)合適的值h=4mm,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4）軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離(文獻(xiàn)【1】圖1521)，故取。5）(文獻(xiàn)【1】圖1521),齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm(文獻(xiàn)【1】圖1521),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm(文獻(xiàn)【1】圖1521),已知深溝球軸承的寬度為，高速級上小直齒輪輪轂的長度為L=65mm，則至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】中表61查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長略短于輪轂寬度60mm，為50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表152，取軸的小端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖62取r=。 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖62）做出軸的計(jì)算簡圖（圖61）在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖1523）。對于6208型深溝球軸承，由手冊中可查得B/2=9mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖61）從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出截面C處的、及的值如表61所示（參看圖 61）表 61 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式155及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表151查得。因此，所以此軸是安全的。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度來看，截面和處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。截面和顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可?？箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表151查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表32查取。因?yàn)?，?jīng)插值后可查得，又由文獻(xiàn)【1】中的附圖31可得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表34所示為由文獻(xiàn)【1】中的附圖32得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】中的附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中的式（312）及式（312a）得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)【1】中的167。31及167。32得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（156）～（158）則得故可知其安全?？箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表38用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為于是，計(jì)算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（156）～（158）則得故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn)，所以就無大的瞬時(shí)過載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計(jì)基本上就這樣了。 繪制軸的工作圖（見附圖1） 中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 軸上的功率P轉(zhuǎn)速N2和轉(zhuǎn)矩T2的計(jì)算在前面的設(shè)計(jì)中得到 求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)計(jì)中得到中速級大齒輪的分度圓直徑為而
環(huán)評公示相關(guān)推薦
鄂ICP備17016276號-1