帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)-文庫(kù)吧資料
2025-08-11 06:07本頁(yè)面
【正文】 2,接觸度h′=h/2=11/2=由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力[δp]=120MPaδp=2T2/d2lh′=(2103)/(6252)=111MPa＜[δP]鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠九．聯(lián)軸器的選擇計(jì)算由于低速級(jí)的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL5計(jì)算轉(zhuǎn)矩：＝K==轉(zhuǎn)速 n= d=50所以由表可知：強(qiáng)度和轉(zhuǎn)速均滿足要求十、箱體及其附件的設(shè)計(jì)選擇 零部件名稱符號(hào)件速器的尺寸關(guān)系箱座壁厚δ18箱蓋壁厚δ18箱蓋凸緣厚度b130箱座凸緣厚度b13地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)量n6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1M6蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2M14聯(lián)接螺栓d2的間距L125~200軸承端蓋螺釘直徑d3M8檢查孔蓋螺釘直徑d4M8定位銷直徑d8油標(biāo)尺的尺寸設(shè)計(jì)如圖 由表7—21，選取為M12d 的。經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求八、平鍵聯(lián)接的選用和計(jì)算中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運(yùn)用及計(jì)算。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：830016=38400h軸承實(shí)際壽命Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/(59800/7371)3=128554h＞38400具有足夠使用壽命。軸承內(nèi)作軸向力SⅠ=еFrⅠ=5512=2039N SⅡ=FrⅡ=6500=2405N因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ軸承Ⅱ被壓緊，為緊端，故FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N計(jì)算當(dāng)量功負(fù)荷。1)、徑向負(fù)荷A處軸承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512NB處軸承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N2)、軸向負(fù)荷3)、軸承受力簡(jiǎn)圖。C剖面：dC= (M′C右/[δ1b])1/3=(684826/55)1/3=50mm＜62mm強(qiáng)度足夠。C處彎矩：MCZ左= RAZ67=156445Nmm MCZ右= RBZ141=340374Nmm MCY=RAY67=340092Nmm (6)、合成彎矩MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。AC=67mm CB=141mm AB=208mm(2)、繪軸的受力圖。取d2=52mm選擇滾動(dòng)軸承30211，軸頸直徑d3=d8=55mm.，按許用彎曲應(yīng)力校核軸。軸承安裝定位軸段d4；軸身d5,d7；軸頭d6。過(guò)密封圓處軸段d2。按切應(yīng)力計(jì)算軸徑。由手冊(cè)查得：Ⅰ剖面的安全系數(shù)： 抗彎斷面系數(shù)：抗扭斷面系數(shù)：彎曲應(yīng)力幅：彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅：平均切應(yīng)力：鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 再由手冊(cè)查得，表面狀態(tài)系數(shù)β=，尺寸系數(shù)剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算：剪切配合零件的綜合影響系數(shù)，取進(jìn)行計(jì)算，由齒輪計(jì)算循環(huán)次數(shù)，所以取壽命系數(shù) 綜合安全系數(shù)：所以具有足夠的強(qiáng)度。(10)、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由表6—1查出鍵槽尺寸：bh=149(t=，r=)；由表6—2查出鍵長(zhǎng)：L=45； (11)中間軸的精確校核：對(duì)照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度和應(yīng)力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危險(xiǎn)段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由II斷面的彎矩要大于I處，所以現(xiàn)在就對(duì)II處進(jìn)行校核。C剖面：dC= (M′C右/[δ1b])1/3=(422428/55)1/3=＜45mm強(qiáng)度足夠。MCY=RAY57=544957=283348NmmMDY=RBy72=602172433512Nmm(6)、合成彎矩處：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD處：MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm(7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。( 3)、計(jì)算軸上的作用力：齒輪2：Ft2=2T2/d2=2103/= Fr2=Ft2tanαn/cosβ2=tan20o/=1342N Fα2=Ft2tanβ2=3571=917N齒輪3：Ft3=2T3/d3=2103/=7899N Fr3=Ft3tann/cosβ3=7899tan20o/=2959N Fα3=Ft3tanβ3=7899=1926N(4)、計(jì)算支反力繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBZ=0，得RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2d2/2+Fa3d3/2－Fr372]217 =(1342160+917+19262959) 217 =833N同理：ΣMAZ=0 ,得RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3d3/2+Fa2d2/2－Fr257] 217=(2959165+917+192657) 217 =2450N校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+295913422450=0計(jì)算無(wú)誤同樣，由繞支點(diǎn)B的力矩和ΣMBy=0，得RAY=(3571160+789972)/217=5449N由ΣMAy=0，得RBY=（357157+7899145）/217=6021校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+602135717899=0計(jì)算無(wú)誤(5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩圖。(1)、軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定。hmin=(～)d，取hmin=5mm該處直徑d2=54mm齒輪3的直徑：d3=,da3=,df3=由軸承表5—11查出軸承的安裝尺寸d4=49mm(2)、各軸段軸向長(zhǎng)度的確定。由表15—1查得：硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ1b]=55MPa抗拉強(qiáng)度極限：δβ=640MPa屈服強(qiáng)度極限：δs=355MPa彎曲疲勞極限：b1=275MPa剪切疲勞極限：τ1=155MPa許用彎曲應(yīng)力：[b1]=60MPa軸的初步估算根據(jù)表15—3，取A0=112d≥=112=考慮該處軸徑應(yīng)當(dāng)大于高
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