3.0噸調(diào)度絞車的設(shè)計(jì)【7張圖紙】
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中國礦業(yè)大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第97頁一、整體方案設(shè)計(jì)1.1產(chǎn)品的名稱、用途及主要設(shè)計(jì)參數(shù)本次設(shè)計(jì)的產(chǎn)品名稱是3噸調(diào)度絞車,調(diào)度絞車是一種小型絞車,通過緾繞在滾筒上的鋼絲繩牽引車輛在軌道上運(yùn)行,屬于有極繩運(yùn)輸絞車。調(diào)度絞車適用于煤礦井下或地面裝載站調(diào)度編組礦車,在中間巷道中拖運(yùn)礦車,亦可在其它地方作輔助運(yùn)輸工具。主要設(shè)計(jì)參數(shù)為:牽引力 30 繩速 1.2 容繩 500 m1.2整體設(shè)計(jì)方案的確定該型絞車采用兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)和一級(jí)行星輪傳動(dòng)。Z1/Z2和Z3/Z4為兩級(jí)內(nèi)嚙合傳動(dòng),Z5、Z6、Z7組成行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。A1234567B 在電動(dòng)機(jī)軸頭上安裝著加長套的齒輪Z1,通過內(nèi)齒輪Z2、齒輪Z3和內(nèi)齒輪Z4,把運(yùn)動(dòng)傳到齒輪Z5上,齒輪Z5是行星輪系的中央輪(或稱太陽輪),再帶動(dòng)兩個(gè)行星齒輪Z6和大內(nèi)齒輪Z7。行星齒輪自由地裝在2根與帶動(dòng)固定連接的軸上,大內(nèi)齒輪Z7齒圈外部裝有工作閘,用于控制絞車滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)。 若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘閘住,而將滾筒上的制動(dòng)閘松開,此時(shí)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)由兩級(jí)內(nèi)嚙輪傳動(dòng)到齒輪Z5、Z6和Z7。但由于Z7已被閘住,不能轉(zhuǎn)動(dòng),所以齒輪Z6只能一方面繞自己的軸線自轉(zhuǎn),同時(shí)還要繞齒輪Z5的軸線(滾筒中心線)公轉(zhuǎn)。從而帶動(dòng)與其相連的帶動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng),此時(shí)Z6的運(yùn)行方式很類似太陽系中的行星(如地球)的運(yùn)動(dòng)方式,齒輪Z6又稱行星齒輪,其傳動(dòng)方式稱為行星傳動(dòng)。 反之,若將大內(nèi)齒輪Z7上的工作閘松開,而將滾筒上的制動(dòng)閘閘住,因Z6與滾筒直接相連,只作自轉(zhuǎn),沒有公轉(zhuǎn),從Z1到Z7的傳動(dòng)系統(tǒng)變?yōu)槎ㄝS輪系,齒輪Z7做空轉(zhuǎn)。倒替松開(或閘?。┕ぷ鏖l或制動(dòng)閘,即可使調(diào)度絞車在不停電動(dòng)機(jī)的情況下實(shí)現(xiàn)運(yùn)行和停車。當(dāng)需要作反向提升時(shí),必須重新按動(dòng)啟動(dòng)按鈕,使電機(jī)反向運(yùn)轉(zhuǎn)。為了調(diào)節(jié)起升和下放速度或停止,兩剎車裝置可交替剎緊和松開。1.3 設(shè)計(jì)方案的改進(jìn)為了達(dá)到良好的均載效果,在設(shè)計(jì)的均載機(jī)構(gòu)中采取無多余約束的浮動(dòng),既在行星輪中安裝一個(gè)球面調(diào)心軸承。高速級(jí)行星架無支承并與低速級(jí)太陽輪固定聯(lián)接。此法的優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)中無多余約束,結(jié)構(gòu)簡單,浮動(dòng)效果好,沿齒長方向的載荷分布均勻。由于行星輪內(nèi)只裝一個(gè)軸承,當(dāng)傳動(dòng)比較小時(shí),軸承尺寸小,壽命較長。設(shè)計(jì)中還采用了合理的變位齒輪,在漸開線行星齒輪傳動(dòng)中,可以獲得如下的效果:獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比,提高嚙合傳動(dòng)質(zhì)量和承載能力,在傳動(dòng)比得到保證的前提下得到理想的中心距,在保證裝配及同心等條件下,使齒數(shù)的選擇有較大的靈活性。二、 牽引鋼絲繩直徑及卷筒直徑的確定2.1鋼絲繩的選擇2.1.1 根據(jù)GB/T89181996知,鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力,按下式確定:d = (2-1)式中d鋼絲繩最小直徑 C選擇系數(shù) ,取C =0.1 S鋼絲繩最大靜拉力N則由公式(2-1)可得:d =17.32 所以選擇鋼絲繩直徑d =19.5初選鋼絲繩直徑 =19.5 型號(hào)為:619(a)19.51552.1.2鋼絲繩強(qiáng)度校核:由鋼絲繩型號(hào)知:鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度為1550 所以最小鋼絲破斷拉力總和 整條鋼絲繩的破斷拉力為 (2-2) 式中:拉力影響系數(shù),取=0.85安全系數(shù)所以=5故所選鋼絲繩滿足要求。2.2卷筒2.2.1 卷筒的名義直徑 (2-3)式中:按鋼絲繩中心計(jì)算的卷筒最小直徑 d鋼絲繩直徑 h與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩的結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù),因?yàn)闄C(jī)構(gòu)的工作級(jí)別為M5級(jí),所以取h =182.2.2 確定卷筒的寬度B初選每層纏繞圈數(shù)z=21B=式中:鋼絲繩排列不均勻系數(shù)2.2.3 初選鋼絲繩的纏繞層數(shù)為:n=132.2.4 驗(yàn)算卷筒容繩量L L = (2-4)=413.95 m式中:鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.92.2.5 確定卷筒直徑鋼絲繩的最小纏繞直徑=351+15.5=366.5 mm鋼絲繩的最大纏繞直徑=+d+2(n-1)d (2-5)=351+19.5+2(13-1)19.50.9=791.7 mm式中:鋼絲繩每層降低系數(shù)。取=0.9鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑:= (2-6)=(366.5+791.7)=579.1 卷筒的結(jié)構(gòu)外徑:=791.7+219.53=908.7 取=908.7 2.2.6 卷筒厚度:對(duì)鑄鐵卷筒:厚度=0.02+(6-10)=0.02351+9=16.02 mm三、 電機(jī)的選取:3.1系統(tǒng)的總效率=0.9600.990=0.825式中:卷筒上鋼絲繩纏繞效率,取=0.960攪油效率,取=0.990一級(jí)行星輪傳動(dòng)效率,各取=0.970七個(gè)滾動(dòng)軸承的效率,各取=0.990兩級(jí)內(nèi)齒傳動(dòng)效率,各取=0.9803.2繩速的確定v =1.2 m/s3.3電機(jī)的選型最大功率: =Fv =301.2 =36 kW電機(jī)軸上的功率:P =/=36/0.825=43.636 kW根據(jù)以上計(jì)算,選取電機(jī)的參數(shù)如下:型號(hào):Y250M-4額定功率:55 KW滿載轉(zhuǎn)速:1480 r/min效率:92.5%=2.0=7.7電機(jī)的實(shí)際輸出功率:P=550.925=50.875 kW 所以該電機(jī)符合要求。四、總傳動(dòng)比的計(jì)算及傳動(dòng)比的分配4.1總傳動(dòng)比的計(jì)算:由上面的選型及計(jì)算可知:電機(jī)的轉(zhuǎn)速 =1480 r/min卷筒轉(zhuǎn)速 =37.799 r/min可得總傳動(dòng)比為= = =39.154.2 傳動(dòng)比的分配按三級(jí)傳動(dòng),因此應(yīng)進(jìn)行傳動(dòng)比分配,分配的原則為:1)使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力大致相等,即齒面接觸強(qiáng)度大致相等;2)使減速機(jī)構(gòu)獲得最小的外形尺寸和重量;3)使各級(jí)傳動(dòng)的大齒輪浸油深度大致相等。為此,一般取 q =式中:使用系數(shù)。 中等沖擊, = =1.25行星輪間載荷分配系數(shù),行星架浮動(dòng),6級(jí)精度,取 =1.20行星輪間載荷分配系數(shù),太陽輪浮動(dòng),8級(jí)精度,取 =1.05綜合系數(shù)。=3,高精度,硬齒面,取 = =1.8角標(biāo)1、2表示第一級(jí)和第二級(jí)傳動(dòng)。 = =2查表定 = =0.7 =則:q = = =1.143計(jì)算 =1.143 2以此值和傳動(dòng)比得 =6.8 可知: =i/=39.15/7.8=4.99則=2.79 =2.79=4.99五、 兩級(jí)內(nèi)齒圈傳動(dòng)設(shè)計(jì)5.1齒輪材料處理工藝及制造工藝的選定內(nèi)齒圈的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度為HBS 262293試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限=650 =220 齒輪的加工為插齒,精度為7級(jí)。5.2確定各主要參數(shù)由于屬于低速傳動(dòng),采用齒形角=,直齒輪傳動(dòng),精度為6級(jí),為提高承載能力,兩級(jí)均采用直齒輪傳動(dòng)。5.2.1傳動(dòng)比=2.795.2.2 第一級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m模數(shù)m由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 式中 綜合系數(shù),齒輪為7級(jí)精度等級(jí)沖擊取=1.62.6,8級(jí)精度等級(jí)中等沖擊取=2.53.9,沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù) 小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 額定功率, 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)(一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)), 實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限,按MQ級(jí)中等質(zhì)量要求選取 齒寬系數(shù),齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。則 取圓整 =45.2.3 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算分度圓的壓力角: 齒頂高系數(shù):縱向間隙系數(shù) 模數(shù)的選取 =45.2.4 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算小輪分度圓直徑,由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表,按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置=0.8小輪齒數(shù) 取=27大輪齒數(shù) =2.7927=75.33齒數(shù)比 =75/27傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.770.05小輪轉(zhuǎn)矩 =354899載荷系數(shù) 使用系數(shù),查表取=1動(dòng)載系數(shù),查表取=1.2齒間載荷系數(shù),由表取1.1齒間載荷分布系數(shù),查表取1.1載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45材料彈性系數(shù) 查表取=189.8節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ,則=0.87 = =96.41 齒輪模數(shù) =96.41/27=3.57 ,取圓整 =5 小輪分度圓直徑 =527=135 圓周速度 =取=10.46 標(biāo)準(zhǔn)中心距 =5(27+75)/2=255 齒寬 =0.8135=108 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +(510)=115 分度圓直徑 =75 5=375 基圓直徑 =375=352 齒頂圓直徑 =-式中 =當(dāng) =1,=時(shí) =1 =-=375-215+1=366 齒根圓直徑 =375+2(1+0.25)5=382.5 全齒高 =(382.5 366)=8.25 中心距 =(75-27)5=120 5.2.5齒輪強(qiáng)度校驗(yàn))齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算接觸應(yīng)力由公式(5-15)得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =226.63 式中:端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,取 =2776.16 N b工作齒寬, 取b =108 小齒輪分度圓直徑,取 =144u齒數(shù)比,u =/ =75/27 =2.79節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),取 =2.58 =0,查圖6-10,取 =2.21彈性系數(shù),查表取 =189.8重合度系數(shù),查圖取 =0.91螺旋角系數(shù),直齒 =0,取 =1,由公式(5-14)得接觸應(yīng)力 = = 226.63 = 309.62 式中 使用系數(shù),中等沖擊,查表 取 =1.25 動(dòng)載系數(shù),6級(jí)精度,查表 取 =1.01 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù),取 =1.12 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù),取 =1 計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值,許用接觸應(yīng)力 = 式中:試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限,取 =1400 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù),取 =1.25 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù),取 =1.03潤滑油系數(shù),取 =1.06工作硬化系數(shù), =1.1速度系數(shù),取 =0.905粗糙度系數(shù),取 =0.96尺寸系數(shù),取 =1則 = =1168.62 故 接觸強(qiáng)度通過。)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,計(jì)算齒根應(yīng)力 式中:= 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,取 =2776.16 Nb工作齒寬, 取b =108 法向模數(shù),取=5= =5.14載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45式中: 使用系數(shù)。取=1 動(dòng)載系數(shù)。取=1.2 齒間載荷系數(shù),取=1.1 齒間載荷分布系數(shù),取=1.1彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù) 式中: 齒形系數(shù)。取=2.5 應(yīng)力修正系數(shù)。取=1.605 重合度系數(shù)。=0.716 螺旋角系數(shù)。=1.0 則: 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 式中:彎曲疲勞極限。由于材料為40Cr,故取=350最小安全系數(shù)。取=1.4式中:應(yīng)力修正系數(shù)。取=2.0壽命系數(shù),取=1.0圓角敏感系數(shù),取=0.99表面狀況系數(shù)。取=1.674-0.529=1.063尺寸系數(shù)。由,則=1.0則: 故內(nèi)嚙合齒輪彎曲疲勞校核通過。5.3 第二級(jí)傳動(dòng)齒輪模數(shù)m模數(shù)m由強(qiáng)度計(jì)算或結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定 式中 綜合系數(shù),齒輪為7級(jí)精度等級(jí)沖擊取=1.62.6,8級(jí)精度等級(jí)中等沖擊取=2.53.9,沖擊較大、不變位時(shí)取較大值。 小齒輪的齒形系數(shù) 小齒輪的傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 額定功率, 小齒輪轉(zhuǎn)數(shù)(一般為第一級(jí)即電機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)), 實(shí)驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限,按MQ級(jí)中等質(zhì)量要求選取 齒寬系數(shù),齒寬b與小齒輪分度圓直徑的比值。 則 取圓整 =45.3.1 內(nèi)嚙合標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)幾何尺寸的計(jì)算分度圓的壓力角: 齒頂高系數(shù):縱向間隙系數(shù)模數(shù)的選取 =45.3.2 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算小輪分度圓直徑,由下邊公式 齒寬系數(shù) 查表,按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置=0.8小輪齒數(shù) 取=27大輪齒數(shù) =2.7927=75.33齒數(shù)比 =75/27傳動(dòng)比誤差 =0.33/2.770.05小輪轉(zhuǎn)矩 =347801載荷系數(shù) 使用系數(shù),查表取=1動(dòng)載系數(shù),查表取=1.2齒間載荷系數(shù),由表取1.1齒間載荷分布系數(shù),查表取1.1載荷系數(shù) =11.21.11.1=1.45材料彈性系數(shù) 查表取=189.8節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖取 =2.5重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92 ,則=0.87 = =95.77 齒輪模數(shù) =95.77/27=3.57 ,取圓整 =4 小輪分度圓直徑 =427=108 圓周速度 = 取=8.36 標(biāo)準(zhǔn)中心距 =5(27+75)/2=255 齒寬 =0.8108=86.4 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 = +(510)=95.4 基圓直徑 =75 4=300 分度圓直徑 =300=282 齒頂圓直徑 =- 式中 =當(dāng) =1,=時(shí) =1 =-=282-215+1=272 齒根圓直徑 =272+2(1+0.25)5=294.5 全齒高 =(294.5 272)=11.25 中心距=(75-27)5=120 5.3.3 齒輪強(qiáng)度校驗(yàn))齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算接觸應(yīng)力由公式(5-15)得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =180.44 式中:端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,取 =2776.16 N b工作齒寬, 取b =86.4 小齒輪分度圓直徑,取 =108 u齒數(shù)比,u =/ =99/37 =2.68節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),取 =2.58 =0,查圖6-10,取 =2.21彈性系數(shù),查表取 =189.8重合度系數(shù),查圖取 =0.91螺旋角系數(shù),直齒 =0,取 =1,由公式(5-14)得接觸應(yīng)力 = = 226.85 = 309.91 式中 使用系數(shù),中等沖擊,查表 取 =1.25 動(dòng)載系數(shù),6級(jí)精度,查表 取 =1.01 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù),取 =1.12 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù),取 =1 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值,許用接觸應(yīng)力 = 式中:試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限,取 =1400 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù),取 =1.25 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù),取 =1.03潤滑油系數(shù),取 =1.06工作硬化系數(shù), =1.1速度系數(shù),取 =0.905粗糙度系數(shù),取 =0.96尺寸系數(shù),取 =1則 = =1168.62 故 按圖,取 =1潤滑油系數(shù),HRC =HV713, v =1.237 m/s, 查表用中型極壓油 =150 =150 取 =1.03工作硬化系數(shù),兩齒均為硬齒面,查圖取 =1速度系數(shù),查圖取 =0.96粗糙度系數(shù),按8, =2.4m, = = =2.72,取 =1.01尺寸系數(shù),m 5,取 =1故 接觸強(qiáng)度通過。)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,計(jì)算齒根應(yīng)力由公式(5-17)得 = 式中:使用系數(shù), 動(dòng)載系數(shù), 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù), =1.08 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù),取 =1 計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù), =1.3計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值,由公式(5-18)得 = 式中:載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù),太陽輪 =0.52, =24,查圖取 =2.28,行星輪, =0.584 , =37,查圖,取 =2.14載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù),查圖,太陽輪取 =1.82行星輪 =1.88,計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù),計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù), =0.826b工作齒寬, 許用齒根應(yīng)力由公式(5-19)得 = 式中:試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限, 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù),取 =2 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù),取 =1計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù),按高可靠度,查表,取 =1.6相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù),查圖得太陽輪 =0.98,行星輪 =1.01相對(duì)齒根表面狀況系數(shù),取1.045計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù),太陽輪: = =15.86則:彎曲應(yīng)力 =15.861.251.011.0811.3 =28.11 許用彎曲應(yīng)力 =0.981.0451 =448 故:,彎曲強(qiáng)度通過。行星輪: =12.141.850.8261 =15.13 則:彎曲應(yīng)力 =15.131.251.011.0811.3 =26.82 許用彎曲應(yīng)力 =1.011.0451 =323 故:,彎曲強(qiáng)度通過。6.5.2 內(nèi)嚙合)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算接觸應(yīng)力由公式(5-15)得齒面接觸應(yīng)力的基本值 = =2.58189.80.911 =229.27 式中:端面內(nèi)分度圓上的名義切向力,取 =2776.16 N b工作齒寬, 取b =100 小齒輪分度圓直徑,取 =144u齒數(shù)比,u =/ =99/37 =2.68節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),取 =2.58 =0,查圖6-10,取 =2.21彈性系數(shù),查表取 =189.8重合度系數(shù),查圖取 =0.91螺旋角系數(shù),直齒 =0,取 =1,由公式(5-14)得接觸應(yīng)力 = = 229.27 = 313.23 式中 使用系數(shù),中等沖擊,查表 取 =1.25 動(dòng)載系數(shù),6級(jí)精度,查表 取 =1.01 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù),取 =1.12 計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分布系數(shù),取 =1 計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),查表取 =1.2 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力的基本值, =523.67 =523.67 許用接觸應(yīng)力 = 式中:試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限,取 =1400 計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù),取 =1.25 計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù),取 =1.03潤滑油系數(shù),取 =1.06工作硬化系數(shù), =1.1速度系數(shù),取 =0.905粗糙度系數(shù),取 =0.96尺寸系數(shù),取 =1則 = =1168.62 故 接觸強(qiáng)度通過。)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,計(jì)算齒根應(yīng)力由公式(5-24)得齒根彎曲應(yīng)力基本值 = = =17.74 式中:載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù),取 =2.055載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù),取 =2.458計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的螺旋角系數(shù),計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù),取 =0.759b工作齒寬,由公式(5-23)得 = =17.741.251.011.0811.3=31.44 式中:使用系數(shù), 動(dòng)載系數(shù), 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù),取 =1.08 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù),取 =1 計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù),取 =1.3計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力基本值,許用齒根應(yīng)力由公式(5-25)得 = =0.981.0451 =360 式中:試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限, 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù),取 =2 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù),取 =1計(jì)算彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù),取 =1.6相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù), =0.759相對(duì)齒根表面狀況系數(shù),取 =1.045計(jì)算彎曲強(qiáng)度極限的尺寸系數(shù),故: ,該軸截面A 疲勞強(qiáng)度足夠。3.軸的靜強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算(1)確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大,截面較小的原則,選取A截面為危險(xiǎn)截面。(2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =8.07式中:40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn),查表得 =550 工作時(shí)的短時(shí)最大載荷,設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的兩倍,則 =2 =22437.5 =4875 抗彎截面系數(shù), =71.53 =68.15 2)轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) =48.03式中:40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點(diǎn),查表得: =0.6 =0.6550 =330 工作時(shí)短時(shí)最大載荷,設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的兩倍,則 =2T =2479.32 =958.64 N.m抗彎截面系數(shù), =143.563)截面B的靜強(qiáng)度安全因數(shù) = 6.32因?yàn)?=0.733所以查表得許用安全因數(shù)=1.72.2S ,該軸靜強(qiáng)度足夠。7.4.2當(dāng)鋼絲繩通過滾筒作用在軸上的力集中在B處時(shí),軸的受力分析見(圖7.3-a)a 求支反力設(shè)由于力產(chǎn)生的作用,各支反力分別為,(圖7.3-b)容易求得=6.25 =20 6.25=13.75b 作彎矩和轉(zhuǎn)矩圖由于作用而作出彎矩圖(圖7.3-c)=3437.5 作轉(zhuǎn)矩圖(如圖7.3-b) c.校核計(jì)算1按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.08425 =84.25(考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =90是滿足強(qiáng)度要求的.2.軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算(1)確定危險(xiǎn)截面根據(jù)載荷分布(彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖)、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上B截面分析。截面B屬于危險(xiǎn)截面,取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。2.軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算(1)確定危險(xiǎn)截面根據(jù)載荷分布(彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖)、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸、選取軸上B截面分析。截面B屬于危險(xiǎn)截面,取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。(2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù)1)彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)由于該軸轉(zhuǎn)動(dòng),彎矩起對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力,根據(jù)表中彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 = 1.72式中:40Cr鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限,由前知 =350 彎曲應(yīng)力幅 = =48.06 其中,抗彎截面系數(shù)W = 彎曲平均應(yīng)力, =0 扭轉(zhuǎn)有效應(yīng)力集中因數(shù),按配合查得 =2.652,所以取 =2.652, 表面質(zhì)量因數(shù),軸徑車削加工,查表可得 =0.91 尺寸因數(shù),查表可得 =0.68 材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù),查表可得 =0.342)轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)考慮到機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不均勻引起的慣性力和振動(dòng)的存在,轉(zhuǎn)矩引起的切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)為 =39.46式中:40Cr鋼抗扭的疲勞極限,由前知 =200 切應(yīng)力幅 = =1.68其中,抗彎截面系數(shù)W = 平均切應(yīng)力, = =2.39 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù),按配合查得 =1.89,所以取 =1.89, 表面質(zhì)量因數(shù),軸徑車削加工,查表可得 =0.91 尺寸因數(shù),查表可得 =0.74 材料扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù),查表可得 =0.213)截面B的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) = 1.72查表知當(dāng)載荷確定較精確,材料性質(zhì)較均勻時(shí),許用安全因數(shù)=1.31.5S ,該軸截面B疲勞強(qiáng)度足夠。3.軸的靜強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算(1)確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大,截面較小的原則,選取B截面為危險(xiǎn)截面。(2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =5.72式中:40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn),查表得 =550 工作時(shí)的短時(shí)最大載荷,設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的兩倍,則 =2 =23437.5 =6875 抗彎截面系數(shù), =71.53 =96.11 2)轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù) =48.03式中:40Cr鋼材料切應(yīng)力屈服點(diǎn),查表得: =0.6 =0.6550 =330 工作時(shí)短時(shí)最大載荷,設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的兩倍,則 =2T =2479.32 =958.64 N.m 抗彎截面系數(shù), =143.56 3)截面B的靜強(qiáng)度安全因數(shù) = 5.68因?yàn)?=0.733所以查表得許用安全因數(shù)=1.72.2S ,該軸靜強(qiáng)度足夠。由以上的計(jì)算可知:主軸的強(qiáng)度滿足要求。八、行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和校核8.1行星軸8.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)行星軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見(圖8.1)圖8.18.1.2行星軸材料選用40Cr鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,可查得材料力學(xué)為: =750 =550 =350 =200 8.1.3 軸的受力分析結(jié)合軸的受力情況,軸的受力分析(圖8.2-a)a、求支反力在水平面內(nèi)受力情況分析,(圖8.2-b)軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =21521.89 =3043.78 由受力平衡條件容易求出: =1606.44 =3043.78-1606.44 =1437.34 所以B截面處所受的彎矩最大 =68.27 b、軸的彎矩圖由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.2-c)8.1.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.0212 =21.2(考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =45是滿足強(qiáng)度要求的.8.1.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算(1)確定危險(xiǎn)截面根據(jù)載荷分布(彎矩圖)、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸知,截面B屬于危險(xiǎn)截面,取截面B進(jìn)行校核計(jì)算。(2)校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù)因?yàn)樾行禽S為心軸,所以它的安全系數(shù)為: =15.47式中:40Cr鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)時(shí)的疲勞極限,由前知 =350 彎曲應(yīng)力幅 = =7.63 其中,抗彎截面系數(shù)W = 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中因數(shù),按配合查得 =2.652,所以取 =2.652,材料彎曲時(shí)的平均應(yīng)力折算因數(shù),查表可得 =0.34查表知當(dāng)載荷確定較精確,材料性質(zhì)較均勻時(shí),許用安全因數(shù)=1.32.5S ,該軸截面B疲勞強(qiáng)度足夠。8.1.6軸的表強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算1、確定危險(xiǎn)截面。按載荷較大,截面較小的原則,選取B截面為危險(xiǎn)截面。2、校核危險(xiǎn)截面的安全因數(shù) =36.03式中:40Cr鋼材料正應(yīng)力屈服點(diǎn),查表得 =550 工作時(shí)的短時(shí)最大載荷,設(shè)工作時(shí)短時(shí)過載為正常工作載荷的兩倍,則 =2 =268.27 =136.54 抗彎截面系數(shù), =8.946 =15.263 所以查表得許用安全因數(shù)=1.72.2S ,該軸靜強(qiáng)度足夠。8.2行星軸校驗(yàn)8.2.1 軸徑d =458.2.2行星軸材料選用40Cr鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,可查得材料力學(xué)為: =750 =550 =350 =200 8.2.3 軸的受力分析結(jié)合軸的受力情況,軸的受力分析(圖8.2-a) a、求支反力在水平面內(nèi)受力情況分析,(圖8.3-b)軸在B截面所受的圓周力方向向上的力為 =25592.94 =11185.88 由受力平衡條件容易求出: =5939.60 =11185.88-5939.60 =5846.28 所以B截面處所受的彎矩最大 =445.47 b、軸的彎矩圖由軸的受力分析可得軸的彎矩圖(圖8.3-c)8.2.4按當(dāng)量彎矩計(jì)算軸徑按插值法查表得:=72 =124 根據(jù)公式計(jì)算A截面軸徑 = 0.0396 =39.6 (考慮轉(zhuǎn)達(dá)矩按脈動(dòng)循環(huán)變化,取 = = =0.58)在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取d =55是滿足強(qiáng)度要求的.8.2.5軸的疲勞強(qiáng)度安全因數(shù)校核計(jì)算
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