鑄造車間碾砂機(jī)的傳動(dòng)裝置(編輯修改稿)
2024-09-19 19:52 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角*m34r/mind2=475mm20186。1)求作用在齒輪上的力Ft=2T3/d2=2**1000/475=Fr=Ft*tan=*tan20186。=2)初步確定軸的直徑⑴先按式[1]152初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)。⑵根據(jù)表[1]153選取A0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d12為了使所選的軸的直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。⑶聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查表[1]141,取Ka=；Tca=Ka*T3=*=*m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=56mm .固取d12=56mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度L1=90mm。⑷軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求12軸段左端要求制出一軸肩；固取23段的直徑d23=58mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 90mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,固取12斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L12=88mmb 初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`16`〉大量生產(chǎn)價(jià)格最低，固選用雙向推力球軸承又根據(jù)d23=58mm 選52215號(hào)，其尺寸為d=60mm，D=110mm，T=47mm。右端采用軸肩定位 查[2] 又根據(jù)d23=58mm和上表取d34=d78=60mm d8=62mm，L34=25mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)查得52215的軸肩高h(yuǎn)=（～）d，所以h=4mm，因此取d45=c 取安裝齒輪處的軸段45的直徑d67=65mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為71mm，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取L67=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （~）這里52215號(hào)軸承去軸肩高度h===,取軸的寬度為L56=8mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。固取L23=50mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=16mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=20mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度T=47mm錐齒輪的輪轂長L= 21 mm則 L78 =T+s+a= 71mm L45=L+c+a+sL56=21+20+16+88=57mm至此已初步確定軸得長度和各段直徑。⑸ 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d67=63mm 由 手冊(cè)查得平鍵的截面 b*h=14*9 (mm)見[2]表41,L=45mm，同理按 d12=55mm. b*h=12*8 ,L=70mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。⑹ 確定軸的的倒角和圓角參考[《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》]表152，取軸端倒角為2*45176。各軸肩處的圓角半徑見上圖。3) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查出a值參照[《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》圖1523。對(duì)與52215，為雙向推力球軸承，能承受雙向的牰向載荷。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的扭矩圖如下圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎曲和扭矩圖中可以看出界面C是軸最危險(xiǎn)界面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C的最大扭矩T：T= 4） 按彎扭應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度） 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》式155及表154中的取值，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取≈；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取≈）軸的計(jì)算應(yīng)力ι=T/Wt=16T/D⒊∏= MPa已選定的軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表151得[]=60MPa,故安全。5）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度a． 判斷危險(xiǎn)截面截面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，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面VI和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面V不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不需要強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(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），而且這里軸的直徑很大，故界面C也不需校核。截面VIII和VII顯然不必校核。由第三章附錄可知，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VI的左右即可。b． 截面VI的右側(cè)抗扭截面系數(shù) Wr==*503=25000mm3截面VI上的扭矩 T3=426160N*mm截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T3/Wr=426160/25000=軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表151查得=640MPa=275MPa，=155MPa 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》附表32查取。因r/d=2/50=, D/d=52/50= ,經(jīng)插值后可查得
職業(yè)教育相關(guān)推薦
鄂ICP備17016276號(hào)-1