机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计.doc

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1、如有侵权,请联系网站删除,仅供学习与交流机械设计课程设计垂直斗式提升机传动装置设计【精品文档】第 39 页目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I 轴的设计21II 轴的设计25III轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37第二组:垂直斗式提升机传动装置1.设计条件:1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等;2)工作情况:单向工作,轻微振动;3)运动要

2、求:滚筒转速误差不超过7%;4)使用寿命:八年,每年300天,每天16小时;5)检修周期:半年小修,二年大修;6)生产厂型:中型机械制造厂;7)生产批量:中批生产。2.原始数据:滚筒圆周力F=4000N;滚筒圆周速V=1.3m/s;滚筒直径D=350mm;一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动方案,可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即: V=*D*nw/(60*1000) n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机,因此传动装置的传动比约为i=1421,根

3、据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构,可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1、电动机类型的选择: 根据工作条件和工作要求,先用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机,它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒 =0.960.9930.9720.990.96=0.833(2)电机所需的工作功率:P工作= PW/总=FV/(1000总)=40001.3/(10000.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5W(4)电动机的转速n电动机计算滚筒工作转速:

4、V=*D*nw/(60*1000) n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=(1896)71=127810224r/min符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。根据容量和转速,由有关手册查出有二种适用的电动机型号:因此有二种传动比方案如下表:方案电 动机 型号额定功 率电动机转速质量总传动 比带传动比高速级I低速级I同步满载1Y132S2-27.5300029007040.8534.5

5、3.032Y132M-47.5150014408120.2833.383综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选用传动比的要求,可选用Y132M-4型号电动机。其主要性能:额定功率:7.5KW,满载转速1440r/min,最在转矩/额定转矩=2.3,质量81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=1441/71=20.2822、分配各级传动比1)据指导书,取带传动比为2,低速级圆柱齿轮传动比为3。2) i总= i带

6、i齿轮低i齿轮高i齿轮高=i总/i齿轮低i带=20.282/(23)=3.38i齿轮高/i齿轮低=1.1261.1传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)n0= n电机=1440r/minnI= n0/i带=1440/2=720 r/minnII=nI / i齿轮高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)P0= Ped=7.5KWPI= P0带=7.5 0.96=7.2KW PII=PI齿轮轴承=7.20.970.99=6.91416KWPIII=PII轴承齿轮=6.91416

7、0.970.99 =6.6397KW3、 计算各轴扭矩(Nmm)T0=9.55103P0/n0=9.551037.5/1440 =49.74NmTI=9.55103PI/nI=9.551037.2/720=95.5 NmTII=9.55103PII/nII=9.551036.91416/213 =310 NmTIII=9.55103PIII/nIII=9.551036.6397/71 =893.09 Nm项目电动机轴高速轴低速轴低速轴转速(r/min)144072021371功率(kw)7.57.26.916.64转矩(Nm)49.7495.5310893.09传动比23.383五、皮带轮传动

8、的设计已知:普通V带传动,电动机功率P=7.5KW,转速N0=1440r/min,传动比为i=2,每天工作16小时1.确定计算功率 PCA查表8-7可知工作情况系数KA=1.3PCA=KAP=1.37.5=9.75KW2. 选择普通V带截型 根据PCA 和N0由图8-10可知应选取A型带3确定带轮基准直径,并验算带速1)初选小带轮的基准直径,由表8-6和8-8,取小带轮的基准直径dd1=125mm2)验算带速V=(dd1N0)/(601000)=9.42m/s 因为5m/sV1200(适用)5.确定带的根数1)计算单根V带的额定功率根据课本表(8-4a)P0=1.92KW根据课本表(8-4b)

9、P1=0.17KW根据课本表(8-5)K=0.96根据课本表(8-2)KL=0.99 由课本P83式(5-12)得Z=PCA/P=PCA/ (P1+P1)KKL =9.75/(1.92+0.17) 0.960.99 =4.665所以取5根V带。6计算单根V带的初拉力的最小值由课本表8-3查得q=0.1kg/m,单根V带的最小初拉力:(F0) min=500PCA(2.5/K-1)/(ZV K)+qV2=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.19.422N=163.13N7计算压轴力作用在轴承的最小压力FpFp=2ZF0sin1/2=25163.13sin166.2

10、48/2=1619.57N六齿轮设计 (一)高速级齿轮传动齿轮设计 已知:输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =720r/min,传动比为I=3.38,工作寿命8年,每天工作16小时,每年300天,传动输送机轻微振动,单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1)按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 2)因为滚筒为一般工作器,速度不高,选用法级精度(GB 10095-88)。 3)材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质),硬度为275HBS,大齿轮选用45钢(调质),硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。 4)选用小齿轮齿数为Z1=25,则大齿轮的

11、齿数为Z2=3.3825=84.5,取Z2 =85。 5)选用螺旋角:初选螺旋角为=150 2按齿面接触疲劳强度设计 由d1t 确定有关参数如下:1)传动比i=3.38实际传动比I0=85/25=3.4, 传动比误差:(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm 2)计算圆周速度V=(ddtN0)/(601000)=2.04m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=dd1t=154=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09h=2.25mnt=4.69mmb/h=11.54)计算纵向重合度=0.318 *d* Z1 *tan =0.318*tan1

12、50251 =2.135)计算载荷系数K使用系数KA=1.25 ,根据V=2.04m/s,7级精度,KV=1.09由表10-4查得KH=1.419由表10-13查得KF=1.32由表10-3查得KH=KH=1.1K=KAKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由d1=d1t(K/Kt)1/3得 d1=54(2.13/1.4)1/3=62.11mm7)计算模数mnmn= d1*cos / z1 =2.43.按齿根弯曲强度设计 mn =(1) 确定参数1) 计算载荷系数 K= KAKVKFKF =1.25*1.09*1.1*1.32

13、=1.982)根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数ZV1=Z1/(cos)3=27.74ZV2=Z2/(cos)3=94.32 4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得 YFa1=2.56 YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.785)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2 =480MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88,KFN2 =0.916)计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.5F1= KFN1FE1/S=0.

14、88*520/1.5=293.33F2= KFN2FE2/S=0.91*480/1.5=291.28)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYSa/F=2.19*1.78/291.2=0.013387小齿轮的数值大(2)设计计算mn对于比较计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn,取mn=2mm已满足要求,但是为了同时满足接触疲劳强度,需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm来计算应有的齿数,于是 Z1=d1cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30Z2=i*

15、Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质,取Z2=1014几何尺寸计算(1)计算中心距a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多,故参数等不必修正。(3)计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1*mn/cos=30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm (4)计算齿轮宽度 B

16、=dd1 =1*62.12=62.12mm经圆整后,取B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计 已知:输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n1 =213r/min,传动比为I=3.38,工作寿命8年,每天工作16小时,每年300天,传动输送机轻微振动,单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1)按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 2)因为滚筒为一般工作器,速度不高,选用法级精度(GB 10095-88)。 3)材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质),硬度为275HBS,大齿轮选用45钢(调质),硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。

17、 4)选用小齿轮齿数为Z1=24,则大齿轮的齿数为Z2=324=72。2按齿面接触疲劳强度设计 由d1t 2.32确定有关参数如下:1)传动比i=32)由课本表10-7取d=0.83)选取载荷系数Kt=1.34)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/25) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6)计算两齿的循环次数 N3 =60* n2* j* Lh =602131(163008) =5.53108N4= N3/3=2.31106由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.95,KHN3 =0.987

18、)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式(10-12)可知:3=KHN3*/S=0.95580=551MPa 3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa =( 1+ 2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算 1)试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得 d3t=107.945mm 2)计算圆周速度V=(d3tN0)/(601000)=1.2m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=dd1t=0.8107.94=86.35mmmt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975h=2.25mt=10.119mmb/h=8.

19、5344)计算载荷系数K使用系数KA=1.25 ,根据V=1.2m/s,7级精度,KV=1.06由表10-4查得KH=1.301由表10-13查得KF=1.26由表10-3查得KH=KH=1K=KAKVKHKH=1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由d3=d3t(K/Kt)1/3得 d1=107.945(1.724/1.3)1/3=118.59mm6)计算模数mnmt= d3/ z3 =4.943.按齿根弯曲强度设计 mt=(1)确定参数1) 计算载荷系数 K= KAKVKFKF =1.25*1.06*1*1.26=1.67 2)齿形系数Y

20、Fa和应力修正系数YSa根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58YFa4=2.236 YSa4=1.7343)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4 =410MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93,KFN4 =0.974)计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4F3= KFN1FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF4= KFN2FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa5)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa3YSa3/F3

21、=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/F4=2.236*1.754/284.07=0.01381(2)设计计算m=3.157对于比较计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m,取mn=4mm已满足要求,但是为了同时满足接触疲劳强度,需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数,于是 Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904几何尺寸计算(1)计算中心距a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm(2)计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =

22、360mm (3)计算齿轮宽度 B=dd3=0.8*120=100mm经圆整后,取B4=96mm,B3=100mm 5大带轮结构设计如下图所示:七、轴的设计I轴的设计已知:PI=7.2KW,nII=720r/min, TI =95.5 Nm, B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,Ft=2* TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Fttan=3074.69*tan200=1158.57N2. 初选轴的最小直径先按式d=A。,选轴为45钢,调质处理。根据表15-3,取A。=125,于是得 (dmin)=125*=26.

23、93mm因为中间轴上开有键槽,所以应增大7%,所以 dmin =(dmin)(1+7%)=28.32mm 轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向力和轴向力的作用,故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组,标准精度等级的角接触轴承7207AC轴承,其尺寸是dDB=3572117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2)I-II段左端要有一轴肩,故取dII-III=32mm,右端用轴承档圈定位,搂轴端直径取档圈直径D=35mm,由于皮

24、带与轴的配合长度为56mm,为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上,故取LI-II=54mm。3)II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm -段部分L-=41mm -段部分L-=41mm 4)取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm,在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=8mm,倒角R=2mm5)轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取bh=8mm7mm,键槽用键槽铣刀来加工,长为40mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;轴承与轴之间的配合用过渡配合来

25、保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。6)确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2450 ,各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)Fax =1634Fay =866.43Fbx =3175.2Fby =-144.65Fp=1734.5弯矩M(Nmm)MH1 =95589.05MV1 =50686.16MH2 =154370.5MV1 =-25097.07总弯矩(Nmm)M1 =108195.9M2 =98828.98扭矩TII =95500 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度

26、,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应力:ca= =38.4MPa首选材料为40Cr,调质,由表15-1查-1=70MPa因此ca=A。,选轴为45钢,调质处理。根据表15-3,取A。=118,于是得 (dmin)=118*=37.6mm因为中间轴上开有两面个键槽,所以应增大7%,所以 dmin =(dmin)(1+7%)=40.232 轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用,故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40

27、.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组,标准精度等级的角接触轴承9309AC轴承,其尺寸是dDB=458518, 所以dI-II=45mm即dI-II=d-=45mm 2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分L-=54mm 3)取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm,在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=10mm,倒角R=2mm,B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10

28、+2*19 =272mm4)轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工,长为50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;直齿轮与轴之间的键选取bh=14mm9mm,键槽用键槽铣刀来加工,长为82mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。5)确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2450 ,各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)FNH1

29、 =4211.25FNV1 =942.11FNH2 =3920.65FNV2 =178.11弯矩M(Nmm)MNH1 =-355859MNV1 =-78120.25MNH2 =262683.2MNV1 =11933.48总弯矩(Nmm)M1 =-364332.8167M2 =262954.12扭矩TII =310000 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应力:ca= =32.725MPa首选材料为45钢,调质,由表15-1查-

30、1=60MPa因此ca=A。,选轴为45钢,调质处理。根据表15-3,取A。=112,于是得 (dmin)=112*=50.835mm因为中间轴上开有键槽,所以应增大7%,所以 dmin =(dmin)(1+7%)=52.36mm3轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小,故取KA=1.7,则Tca=1.7*893.69=1518.353Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB5014-85,选用HLS弹性柱销联轴器,其公称转矩为200

31、0Nm,故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm4轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II段右端制出一轴肩,故取II-III段dII-III=62mm,左端用轴端档圈定位,按轴端直径取档圈直径D=65nn,半联轴器与轴配合的毂孔L1=107mm,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,帮I-II段的长度L略短一些,现取LI-II=140mm。 2)初步选用滚动轴承,因轴承中只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中

32、初步选取0基本游隙组,标准精度等级的深沟球轴承6013,轴承,其尺寸是dDB=6514018, 所以dIII-=65mm,LIII-=35mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此取d-=77mm。3)取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm,齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为96mm,为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段略短于轮毂宽度,故取LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h=6mm,则轴环的dV-VI=89mm。轴环宽度b1.4h,取LV-VI=

33、12mm。 4)取齿轮齿面距箱体内壁a1=17mm,两齿面距离为a2 =15mm,在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取S=8mm,倒角R=2mm。 5)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。齿轮与轴之间的键选取bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀来加工,长为90mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,半联轴器与轴的连接键选取bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工,长为100mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸

34、公差为m6。5)确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2450 ,各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F(N)FNH1 =1714.61FNV1 =624.07FNH2 =3247.22FNV2 =1181.89弯矩M(Nm)MH =290.63MV1 =105.78MNH2 =262683.2MV2 =105.78总弯矩(Nm)M1 =309.28M2 =309.28扭矩TII =893130Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应

35、力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应力:ca= =18.37MPa首选材料为45钢,调质,由表15-1查-1=60MPa因此ca-1,故安全。八键联接的校核计算1输入轴I轴键的较核由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁,由表6-2查得许用挤压应力p=50-60MPa,取其平均值p=55MPa,键的工作长度L=40mm,键与轮毂、键槽接触高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm,由式(6-1)得p=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa=p故键满足强度要求。2中间轴上键II轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢,由表6-2查得许用挤压

36、应力p=100-120MPa,取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=50mm,键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm,由式(6-1)得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=82mm,键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*9=4.5mm,由式(6-1)得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(4.5*82*54)=31.1MPa=p故键2满足强度要求。3.输出轴III轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢,由表6-2查得许用挤压应力p=100-1

37、20MPa,取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=90mm,键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*12=6mm,由式(6-1)得 p=2T*103/(kld)=2*89.13*103/(6*90*55)=47.26MPa=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=100mm,键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm,由式(6-1)得p=2T*103/(kld)=2*893.13*103/(4.5*82*54)=65MPa=p故键2满足强度要求。九滚动轴承的校核计算1、计算输入轴上的轴承校核由式(13-6)得C=1.192*7.457=8.890.68当量动载荷Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.710.68由式(13-6)得C= =1.15*4.97=5.72Cr此轴承合格3. 计算中间轴III轴轴承的校核 由于轴向力几乎为零,因此,径向当量动载茶Pr=Fr=1.6KN由式(13-6)得C= =1.806*3.45=6.23MPaCr此轴承合格十减速器箱体的设计结构尺寸具体见装配图。箱体支撑轴

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