皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)-在線(xiàn)瀏覽
2024-08-10 15:46本頁(yè)面
【正文】 齒形系數(shù)由參考資料【1】表105查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考資料【1】表105查得 1） 計(jì)算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。5） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取由參考資料【1】中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（109a）進(jìn)行計(jì)算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 由參考資料【1】表107選取齒寬系數(shù)4） 由參考資料【1】表106查得材料的彈性影響系數(shù)5） 由參考資料【1】圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6） 由參考資料【1】表1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（1012）得（1）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）由參考資料【1】圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=【1】式（1012）4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù)由參考資料【1】表105查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考資料【1】表105查得 8） 計(jì)算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 大齒輪齒數(shù) ?。?）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取 7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(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)中得到高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故圓周力、徑向力的方向如（圖43）所示。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【1】中的表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)通過(guò)初步計(jì)算，,所以選用齒輪軸。考慮到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應(yīng)該符合密封圈的標(biāo)準(zhǔn)，取=30mm③、：此處為齒輪，所以；④、：⑤、：==25mm；⑥、=24mm；⑦、=20mm2）、各軸段的長(zhǎng)度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 2721994 6205；其尺寸為。=46mm；⑦、此處連接聯(lián)軸器長(zhǎng)度，所以=35mm。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表152，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖43 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖72）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖71）,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，因從手冊(cè)中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖1523）。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。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。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(duì)稱(chēng)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。 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(guò)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(wú)需校核。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ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Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(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。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。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。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。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(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計(jì)算 在考慮中間軸上的傳動(dòng)的穩(wěn)定性和方便裝配時(shí)，將中間軸上的低速級(jí)（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（152）初步估算軸的最小直徑。有文獻(xiàn)【1】中的表153，取，于是就有選取軸承代號(hào)為6205的軸承，故。由軸承寬B、軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁距離壁厚δ=8mm，取δ=10mm所以=B++=25mm，又因?yàn)檩S承靠外面端面軸應(yīng)該外伸一點(diǎn)，齒輪外伸了一點(diǎn)，所以應(yīng)該再加上22mm，得=36mm②、：等于小齒輪的寬度，為了裝配，齒輪外伸一點(diǎn)，則應(yīng)該略小于齒輪寬度，=46mm③、：，取=15mm , =8mm, =7mm④、：與同理，=58mm⑤、：=36mm；根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表152，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。對(duì)于6207型深溝球軸承，由手冊(cè)中可查得e=。根據(jù)軸的計(jì)算。AC=36+ =59 CD= +15+ =66BD=29+36=65在XAY平面上：X48+X（+48）=（48++63）+=所以，= =+—=所以，C斷面 =59= D斷面 =65=在XAZ平面上： + =（59+66）+= 所以，= =所以，C斷面 =59= =65=合成彎矩C斷面 ===合成彎矩D斷面 ===因?yàn)?, 所以D斷面為危險(xiǎn)截面。 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 軸上的功率P轉(zhuǎn)速N3和轉(zhuǎn)矩T3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)中得到低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng)，只有徑向力，無(wú)軸向力，故圓周力、徑向力的方向如（圖61）所示。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【1】中的表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：s按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用HL
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