减速器输出轴说明书Word格式文档下载.docx
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m/mm
齿轮宽度
b2/mm
80
齿轮螺旋角
3
8°
6'
34”
a/mm
l/mm
215
s/mm
100
链节距
p/mm
25.4
链轮齿数
z
29
轴承旁螺栓直径
d/mm
16
二、根据已知条件计算传动件的作用力
1.计算齿轮处转矩T、圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fa及链传动轴压力Q。
已知:
轴输入功率P=6.1kW,转速n=150r/(min)。
转矩计算:
T9.550106P/n=9.5501066.1/150=388366.7N•mm
分度圆直径计算:
d<
!
=m•z2/cos:
=4107/cos8634=432.3mm
圆周力计算:
Ft=2T/d1=2388366.7/432.3=1796.7N
径向力计算:
Fr=Fttan:
■n/cos=1796.7tan20/cos8634=660.6N
轴向力计算:
Fa=Ftan1:
=1796.7tan8634=256N
轴压力计算:
、初选轴的材料,确定材料机械性能
初选材料及机械性能
材料牌号
45号
热处理
调质
毛坏直径/mm
<
200
硬度/HBS
217~255
(TB/MPa
637
ts/MPa
353
t“/MPa
268
155
[<
t+1]/MPa
216
[(T0]/MPa
98
[(T-1]/MPa
59
四、进行轴的结构设计
.6
9.55106P
带入计算得:
一:
o.2,n查表8-2,因弯矩较大故A取大值118,
16.1d=1183——40.6mm
州50
因开有键槽,轴径需增大5%
得:
D=42.63mm
圆整成标准值得:
Di=45mm
2.设计其余各轴段的直径和长度,且初选轴承型号
(1)设计直径
考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺要求。
首先考虑轴承选型,其直径末尾数必须是0、5,且为了便于计算,故D3初取60mm考虑链轮及轴承2的固定,故D2取55。
考虑齿轮由轴套固定,故D4取62。
考虑轴承选型相同及齿轮固定问题D5取70,D6取66,
D7取60。
(2)设计各轴段长度
考虑齿轮的拆装与定位L4取78。
考虑最左侧轴承的拆装与定位L7取25。
考虑链轮宽度B=72,L1取70。
考虑轴承2与齿轮的相对位置及轴承2的左端固定L3取54。
考
虑链轮与轴承2的相对位置及轴承2的右端固定,故L2取52。
考虑齿轮左端固定及轴环强度问题,L5取&
考虑齿轮与轴承1之间的相对位置及轴环的宽度,L6取75。
(3)
轴的初步结构设计图
(4)初选轴承型号
匚WQA
由于Fa——0.388--,故选择向心推力轴承,考虑轴径为60,初
Fr660.63
选轴承型号为圆锥滚子轴承30212。
3.选择连接形式与设计细部结构
(1)选择连接形式
连接形式主要是指链轮与齿轮的周向固定:
初步选择利用键连接以固定链轮与齿轮。
而键的型号依据链轮与齿轮处轴径大小D1、D4分别为45mm62mm查《机械设计课程设
计》中表20-1初选链轮处键的公称尺寸为14X9,而键长L1初取56mm初选齿轮处键的公称尺寸为18X11,键长L2初取63
(2)其余细部结构
五、轴的疲劳强度校核
1.轴的受力图
2.绘制轴的弯矩图与转矩图
M4Z=R|z*(l
(1)垂直面(XOZ弯矩图
一a)二R2Z・a二668.5(215-80)=1128.280二90256N・mm
⑵水平面(XOY弯矩图
M4y=R^・(l-a)=1603(215-80)=216405N•mm
M2y=Q・s=3975100工397500N*mm
(3)合成弯矩图
M4二MzMfy二2344723N・mm
M2二M2y二397500N*mm
(4)绘制转矩图
T=388366.7N*mm
T=388366.7N•m
3.确定危险截面,计算安全系数,校核轴的疲劳强度
通过对轴上零件的受力分析,绘制弯矩及转矩图,并综合考虑轴径大小及键槽、圆角等因素对轴的应力影响,最终确定了5个危险截面。
I截面弯矩较大,且开有键槽,有
应力集中。
H截面弯矩较大,且有应力圆角,有应力集中。
皿截面弯矩最大。
W截面弯矩不大但截面小,有圆角,有应力集中。
V截面弯矩小,但开有键槽,有应力集中。
(1)计算I截面处的安全系数
综合影响系数,如下;
有效应力集中系数
K.=1.81
Kr=1.60
绝对尺寸系数
£
=0.78
T=0.74
加工表面的表面质量系数
3=0.95
应力总数
弯曲
W.=0.34
扭转
Wt=0.21
计算抗弯模量与抗扭模量
W=呦3/32-bt(d—t)2/(2d)=黒泊623/32-18762-7)2/(262)=20324mrh
W=典d3/16_bt(d_t)2/(2d)工理沁623/16_187(62-7)2/(262)=43722mrn
计算弯曲应力
I截面处最大弯矩
M=(397500_234472.3)」8030234472.3=295607.7N«
mm
I截面最大扭矩
T388366.7Nmm
将弯曲应力看成对称循环应力求解,有:
二m=°
计算扭转切应力
将扭转切应力看作脉动循环应力求解,有:
a=衍/2=T/(2W/)=388366.7/(243722)=4.44MPa
•m二
a=4.44MPa
按疲劳强度计算安全系数
S.」/(匕「;
嘉/(1;
»
?
;
Vm)
=268/(1.8114.5/(0.950.78)0.340)=7.57
S1/(Ka/(:
.)?
.m)
=155/(1.64.44/(0.950.74)0.214.44)=14.04
综合安全系数
K,=1.58
Kr=1.41
=0.81
T=0.76
“S『S2
(2)计算n截面处的安全系数
W二:
d3/32=二603/32二21205.8mnn
W-二d3/16-■■:
603/16=42411.5mm
n截面最大弯矩
M=(397500-234472.3)“8038234472.3=311910.5N*mm
n截面最大扭矩
T=388366.7Nmm
二a=.:
max=M/W=311910.5/21205.8=14.71MPa
二m0
a二T/2二T/(2W)二388366.7/(242411.5)=4.58MPa
m=吗=4.58MPa
S—』/(心鳥/(’Tm)
=268/(1.5814..71/(0.950.81)0.340)=8.87
S二」/(Ka/(:
;
)?
m)
155/(1.414.58/(0.950.76)0.214.58)=15.65
SS8.87x15.65
Sea-匚-7.72
JS2+S2v'
8.872+15.652
VCTT4
(3)计算皿截面处的安全系数
K.=1
Kt=1
W=M3/32=眞沁603/32=21205.8mrii
W二二d3/16工理沁603/16工42411.5mnn计算弯曲应力
皿截面最大弯矩
M=397500N*mm
皿截面最大扭矩
二a=:
;
max=M/W=397500/21205.8二18.74MPa
二m-0
a二T/2二T/(2VT)二388366.7/(242411.5)=4.58MPa
m二a二4.58MPa
S—.1/(匕宁爲/(1T*m)
=268/(118.74/(0.950.81)0.340)=11.00
S二□/(K;
)宇.m)
-155/(14.58/(0.950.76)0.214.58)-21.22
丿00—21.22——9.77
11.00221.222
(4)计算W截面处的安全系数
K,=2.26
K=2.14
=0.84
T=0.78
W二二d3/32二頃沁453/32二8946.2mnn
WT二二d3/16=理沁453/16=17892.4mri2i
W截面最大弯矩
M二397500/10036二143100N・mm
w截面最大扭矩
m—0
将扭转切应力看作脉动循环应力求解,有:
a=仃/2=T/(2WT)=388366.7/(217892.4)=10.9MPa
■m=.a=10.9MPa
S1/(K;
「a/(:
)7;
「m)
=268/(2.2616.0/(0.950.84)0.340)=5.91
S二j/(Ka/(;
)?
=155/(2.1410.9/(0.950.78)0.2110.9)=4.59
W=血3/32—bt(d-t)2/(2d)=兀汉45s/32—14域5.5(45—5.5)2/(2汉4勺=7611.3mmWT=间3/16—bt(d—t)2/(2d)=兀X453/16—14X5.545—5.5)2/(2x45)=16557.5mrn计算弯曲应力
v截面处最大弯矩
M=397500/10028二111300N*mm
v截面最大扭矩
6=fax二M/W二111300/7611.3二14.4MPa
a=T/2二T/(2WT)=388366.7/(216557.5)=11.7MPa
m=a=11.7MPa
S•=,/(K;
ha/(1七)‘丫m)
=268/(1.8114.4/(0.950.84)0.340^8.21
S=」(Ka/(;
)'
=155/(1.611.7/(0.950.78)0.2111.7)=5.59
cSS8.21X5.59
Sca二二-4.62
S2_S2、8.2125.592
综上所述:
所校核截面的安全系数均大于许用安全系数[S]=2.0,故轴设计满足安全
六、选择轴承型号,计算轴承寿命
1.计算轴承所受支反力
R=寸=J1O632+668.52=1255.7N&
二RyR;
二..6238.621128.22二6339.8N
2.计算派生轴向力
S1
2Y
1255.7
2__1?
5
=418.6N
S2
R26339.8
2y-2__1?
=2113.3N
3.求轴承轴向载荷
A=maxCS,S2—Fa)=max(418.6,2113.3—256)=1857.3N
A=max(S2,S1Fa)二max(2113.3,418.6256)=2113.3N
4.
计算轴承当量动载荷
查表,取X1=0.4,丫1=1.5
查表9-6,取X2=1,丫2=0
查表9-7,取fd=1.5
根据弯矩图可得,fm1=1,fm2=2
P=fdfm1(X1R1+¥
A)=1.5x1x(0.4x1255.7+1.5x1857.3)=4932.3N
F>
=fdfm2(X2R2Y2A)=1.52(16339.802113.3)=19019.4N
5.计算轴承寿命
取10/3,查表得Cr=97800N
=26075.4h■8000h
因F2>
F1,故计算按P2计算,查表9-4得ft=1,圆锥滚子轴承
.106ftCr萨106qX97800"
10/3
L)0h=_=
h60nIP丿60X150「9019.4丿
轴承寿命符合要求。
七、键连接的计算
校核平键的强度
平键的挤压应力计算公式为:
2T4T
O"
==
pdkldhl
链轮处平键尺寸:
h=9,d=45,l=56
齿轮处平键尺寸:
h=11,d=62,l=63
带入公式得:
=4388366.7/(45956)=68.5MPa
二P2=4388366.7/(621163)=36.2MPa
因两键均受冲击载荷,且为静联接,故许用压应力卜p丨=90MPa
经过比较,两键的计算应力均小于许用应力,故判断其强度均合格。
八、轴系部件的结构装配图
轴系部件结构装配图如图所示。
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