高架灯提升装置设计[减速器 N=1200]【3张CAD图纸及说明书全套】【YC系列】
【温馨提示】=设计包含CAD图纸 和 DOC文档,均可以在线预览,所见即所得,dwg后缀的文件为CAD图,超高清,可编辑,无任何水印,充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件=课题带三维,则表示文件里包含三维源文件,由于三维组成零件数量较多,为保证预览的简洁性,店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图,均为店主电脑打开软件进行截图的,保证能够打开,下载后解压即可。=详情可咨询QQ:1304139763
目 录第一章 设计要求及方案拟定11.1设计要求11.2参数要求11.3 传动方案拟定21.3.1带有电磁铁制动器的提升装置21.3.2一字字型结构的提升装置21.4 提升装置总体方案3第二章 提升装置的总体设计42.1卷筒参数的确定42.2 选择电动机42.2.1电动机类型的选择42.2.2 电动机功率的选择52.2.3 电动机转速的选择52.3传动比的计算62.4计算传动装置的运动和动力参数62.4.1各轴的转速62.4.2各轴的输入功率72.4.3各轴的输入转矩7第三章 主要零件设计83.1 涡轮蜗杆设计83.1.1选择蜗轮蜗杆的传动类型83.1.2选择材料83.1.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设93.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸103.1.5校核齿根弯曲疲劳强度103.1.6验算效率113.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定113.1.8 蜗杆传动的热平衡计算113.2轴的设计与校核123.2.1输入轴123.2.2输出轴143.3轴承的校核173.3.1蜗杆轴上的轴承寿命校核173.3.2涡轮轴上的轴承校核173.4键的校核183.4.1蜗杆轴上键的强度校核183.4.2蜗轮轴上键的强度校核193.5联轴器的选用19蜗杆轴上联轴器的选用193.6减速器润滑与密封193.6.1 轴承润滑193.6.2 涡轮蜗杆润滑203.6.3 密封类型的选择203.7箱体设计203.7.1箱体结构设计203.7.2油面位置及箱座高度的确定203.7.3箱体结构的工艺性213.7.4箱体尺寸设计21第四章 卷筒及其主轴的设计234.1 滚筒的设计234.1.1 滚筒材料及壁厚确定234.1.2滚筒尺寸的确定234.2 滚筒主轴的设计234.2.1 确定轴各段直径和长度244.2.2 求轴上的载荷244.2.3 精确校核轴的疲劳强度25参考文献2829高架灯提升装置设计第一章 设计要求及方案拟定1.1设计要求在高速公路、立交桥等地方都需要安装照明灯,这些灯具的尺寸大、安装高度需要专门的提升设备路灯提升装置。该装置一般安装在灯杆内,尺寸受到灯杆直径的限制,动力通过减速装置传给工作机卷筒,卷筒上装有钢丝绳,卷筒的容绳量与提升的高度相匹配。由于安装高架灯可能会再野外进行,因此动力装置可采用手动方式和电动方式兼顾。其工作要求见图1.1。卷筒上的钢丝绳直径为8.7mm,工作时要求安全、可靠,当提升动力突然消失时,装置应能自动制动,并且能够电动、手动两用,且调整、安装方便,结构紧凑,造价低。 图1.1 高架灯驱动卷筒工作要求简图1.2参数要求表1-1原始数据数据编号4提升力/N1200容绳量/m22安装尺寸/mm250250钢绳直径/mm8.7手动时手摇力/N150200手摇转速:r/min60手摇轮半径/mm400生产批量/台101.3 传动方案拟定提升装置由于操作方法不同,其结构相差很大。其中电控提升装置是通过通电或断电已实现其工作或制动。物料的提升或下降由电动机的正反转来实现,操作简单方便。其制动型式主要有电磁铁制动器和锥形转子电动机两类,下面就这两种制动型式提升装置的常见类型进行说明。1.3.1带有电磁铁制动器的提升装置(1)圆柱齿轮减速器快速提升装置(2)蜗杆减速器慢速提升装置(3)圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动的提升装置(4)蜗杆减速器加开式齿轮的提升装置对一些起重重量大的提升装置,为使钢丝绳在卷筒上排列整齐需要安装排绳器。安装设计规范要求,在钢丝绳拉力F120KN的提升装置,均应安装排绳器。1.3.2一字字型结构的提升装置此类提升装置的电动机轴线与卷筒轴线为同轴,根据传动系的不同,其可分为:(1)定轴轮系传动这是1988年行业组织的系类实际中的一种机型。(2)渐开线圆柱齿轮行星传动常见的有封闭型2K-H型行星轮系和3K行星轮系传动的提升装置。(3)摆线针轮传动由于摆线针轮传动一级传动的减速比比较大,故采用一级减速器即可。组织传动可把传动系统放在卷筒里面,可减小提升装置的体积。(4)少齿差行星传动少齿差传动可得到大的传动比,并且可把传动系统放在卷筒内,使结构紧凑。综上述2.3.12.3.1选择下图示蜗杆减速器作为本次提升装置的传动装置。且提升装置要求静止时采用机械自锁,蜗杆便有机械自锁功能。1.4 提升装置总体方案提升装置是使重物升降运动的机构。此次设计的电动6吨提升装置是由电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升滑轮组、吊钩等组成,其各方面的机构分布如下图:电动机正转或反转时,制动器松开,通过带动制动轮的联轴器带动减速器高速轴,经过减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转,使钢丝绳在卷筒上绕进或放出,从而使重物起升或下降。电动机停止转动时,依靠制动器降高速轴的制动轮刹住,使悬吊的重物停止在空中。第二章 提升装置的总体设计2.1卷筒参数的确定(1)卷筒直径计算卷筒容绳宽度,一般可以由下式确定:取预设卷筒钢丝绳缠绕层数为4层,则卷筒容绳量L卷筒绳容量是指钢丝绳在卷筒上顺序紧密排布是,达到规定的缠绕层数所能容纳的钢丝绳工作长度的最大值,卷筒容绳量按下式计算,第i层钢丝绳绳芯直径为:式中:- 卷筒直径- 钢丝绳直径卷筒容绳量L为:联立上述各式得:已知,求得:表3-1 卷筒直径D系列(摘自JB/T9006.1-1999)10012516020025028031535540045050056063071080090010001120125013201400150016001700180019002000按照表3-1卷筒直径D系列,取卷筒直径2.2 选择电动机2.2.1电动机类型的选择由于提升装置为间歇工作,且考虑到在提升动力突然消失时装置应能自动制动,另外由于本次设计的提升装置载荷1200N,属于小型起重机系列,因此选用YPE(小型盘式制动电机)即可满足要求。2.2.2 电动机功率的选择标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求,则不能保证工作机的正常工作,或使电动机长期过载、发热大而过早损坏;容量过大,则增加成本,并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。考虑到该装备需兼顾手动驱动,故对动力的功率不应过大根据给定参数:手动时手摇力/N150200手摇转速:r/min60手摇轮半径/mm400可知:手动功率应提升功率:所需电机功率:电动机至滚筒轴的传动装置总效率。联轴器传动效率,蜗杆传动效率,滚子轴承传动效率,卷筒的传动效率则从电动机到工作机传送链的总效率为:查机械设计手册表17-116选取电动机额定功率为。2.2.3 电动机转速的选择钢丝绳的速度为:滚筒转速:涡轮蜗杆传动比为:所以电动机实际转速的推荐值为:综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性,选用:YPE系列小型盘式制动电机型号:YPE200-4额定电压:380V额定功率:0.2KW转速:920r/min效率:63%基准工作制:S2-S12.3传动比的计算(1)总传动比为:(2)传动比查机械设计教材表11-2可选取涡轮蜗杆传动比:则涡轮蜗杆传动比:满足传动比误差要求2.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴的转速1轴 2轴 ;3轴 ;2.4.2各轴的输入功率1轴 ;2轴 ;3轴 ;2.4.3各轴的输入转矩1轴 ;2轴 ;3轴 ;将各轴动力参数整理如下表:轴名功率转矩 转速传动比1轴0.1982.06 92012轴0.14693.96 14.84623轴0.14190.74 14.841第三章 主要零件设计3.1 涡轮蜗杆设计3.1.1选择蜗轮蜗杆的传动类型传动参数: 根据设计要求选用阿基米德蜗杆即ZA式。3.1.2选择材料设滑动速度:蜗杆选45钢,齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜,而轮芯用灰铸铁HT100制造(1)确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模制造,蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC,可从文献1P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数寿命系数则 (2)确定许用弯曲应力从文献1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 3.1.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设(1)根据闭式蜗杆传动的设计进行计算,先按齿面接触疲劳强度计进行设计,再校对齿根弯曲疲劳强度。式中:根据机械设计教材表11-3,可知传动比为62时可选定蜗杆头数、蜗杆齿数如下:蜗杆头数:涡轮齿数:涡轮转矩:载荷系数: 因工作中载荷平稳,取载荷分布不均系数;由文献1P253表11-5选取使用系数;由于转速不大,工作冲击不大,可取动载系;则选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故,有故有:查机械设计表11-2取即可满足要求,此时得应取蜗杆模数:取蜗杆直径系数:蜗杆分度圆直径:蜗杆导程角:涡轮分度圆直径:变位系数:中心距:涡轮圆周速度:3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径蜗杆螺线部分长度:取40mm(2)蜗轮 蜗轮齿数验算传动比蜗轮分度圆直径齿顶直径齿根圆直径咽喉母圆半径涡轮外圆直径涡轮宽度3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据 从图11-9中可查得齿形系数Y=2.37螺旋角系数:许用弯曲应力:从文献1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 可以得到:因此弯曲强度是满足的。3.1.6验算效率已知;与相对滑动速度有关。从文献1P264表11-18中用差值法查得: 代入式中,得大于原估计值,因此不用重算。3.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089-1988圆柱蜗杆,蜗轮精度选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度,此处从略。详细情况见零件图。3.1.8 蜗杆传动的热平衡计算由于传动效率较低,对于长期运转的蜗杆传动,会产生较大的热量。如果产生的热量不能及时散去,则系统的热平衡温度将过高,就会破坏润滑状态,从而导致系统进一步恶化。初步估计散热面积:取(周围空气的温度)为。3.2轴的设计与校核3.2.1输入轴 (1)材料的选择 由表16.1 查得 用45号钢,进行调质处理, 由表16.3得 (2)估算轴的最小直径 根据表11.6,取=112为取值范围 估算轴的直径:因为轴上开有两个键槽,考虑到键槽对轴强度的削落,应增大轴径,此时轴径应增大5%10%考虑到与联轴器配合,查设计手册 轴段上有联轴器需要定位,因此轴段应有轴肩 轴段安装轴承,必须满足内径标准,故 轴段 轴段按弯扭合成强度校核轴颈圆周力 径向力水平 垂直 合成当量弯矩 校核 轴承支反力:FAY=FBY=Fr1/2=540.2NFAZ=FBZ=/2=406.6N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为:MC1=FAyL/2=16.9Nm绘制水平面弯矩图图7-1截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=406.662.5=12.7Nm绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1Nm绘制扭矩图转矩:T= TI=15.41Nm校核危险截面C的强度由教材P373式(15-5)经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。3.2.2输出轴(1)材料的选择 由表16.1 查得 用45号钢,进行调质处理, 由表16.3得 (2)估算轴的最小直径 根据表11.6,取=110为取值范围 估算轴的直径:因为轴上开有一个键槽,考虑到键槽对轴强度的削落,应增大轴径,此时轴径应增大5%,取(3)轴上的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,蜗轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,蜗轮套筒,右轴承和链轮依次从右面装入。(4)确定轴的各段直径和长度I段:直径d1=25mm 长度取L1=55mmII段:由教材P364得:h=0.08 d1=0.0825=2mm直径d2=d1+2h=25+4=29mm,长度取L2=23 mmIII段:直径d3=30mm 由GB/T297-1994初选用30206型圆锥滚子轴承,其内径为30mm,宽度为12mm。故III段长:L3=22mm段:直径d4=32mm,涡轮轮毂宽为40mm,取L4=34mm段:由教材P364得:h=0.08 d5=0.0832=3mmD5=d4+2h=32+2338mm长度取L5=11mm段:直径d6=d3=30mm L6=11mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=67mm(5)按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知d2=124mm求转矩:已知T2= TII=93.96Nm求圆周力Ft:根据教材P198(10-3)式得=2T2/d2=590 N求径向力Fr:根据教材P198(10-3)式得Fr=tan=3586.4tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mm求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295N由两边对称,截面C的弯矩也对称,截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.3575=8Nm截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=29575=22.125Nm计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(82+22.1252)1/2=23.54Nm图7-2校核危险截面C的强度由式(15-5)由教材P373式(15-5)经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够3.3轴承的校核3.3.1蜗杆轴上的轴承寿命校核在设计蜗杆选用的轴承为30203型圆锥滚子轴承,由手册查得(1)由滚动轴承样本可查得,轴承背对背或面对 面成对安装在轴上时,当量载荷可以按下式计算:1)当 2)当 ,且工作平稳,取,按上面式(2)计算当量动载荷,即(2)计算预期寿命(3)求该轴承应具有的基本额定动载荷故选择此对轴承在轴上合适.3.3.2涡轮轴上的轴承校核(1)求作用在轴承上的载荷(2)计算动量载荷在设计时选用的30206型圆锥滚子轴承,查手册知根据,查得查得 所以(3)校核轴承的当量动载荷已知,所以故选用该轴承合适.3.4键的校核3.4.1蜗杆轴上键的强度校核在前面设计轴此处选用平键联接,尺寸为,键长为25mm.键的工作长度键的工作高度可得键联接许用比压故该平键合适.3.4.2蜗轮轴上键的强度校核在设计时选用平键联接,尺寸为,键长度为32mm键的工作长度键的工作高度得键联接许用比压故选用此键合适.3.5联轴器的选用蜗杆轴上联轴器的选用根据前面计算,蜗杆轴最小直径:取查机械手册,根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器: 联轴器转矩计算 查表课本14-1, K=1.3,则启动载荷为名义载荷的1.25倍,则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册选择联轴器型号为选用HL1(J1型)弹性柱销联轴器,其允许最大扭矩T=6.3,许用最高转速n=5000,半联轴器的孔径d=10,孔长度l=25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=31。3.6减速器润滑与密封3.6.1 轴承润滑蜗杆轴上轴承:涡轮轴上轴承:轴承均采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂(GB7324-87),牌号为ZGL1。其有良好的耐水性和耐热性。适用于-20至120宽温度范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑。润滑脂的装填量不宜过多,一般不超过轴承内部空间容积的1/32/3。3.6.2 涡轮蜗杆润滑涡轮蜗杆的润滑方法采用浸油润滑。在涡轮传动时,就把润滑油带到啮合的齿面上,同时也将油甩到箱壁上,借以散热。涡轮浸入油中油的深度不宜超过高速级1/2,亦不应小于1/4。为避免涡轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,应使大涡轮齿顶距油池底面的距离不小于3050mm。现取为3.6.3 密封类型的选择(1)轴外伸处的密封设计为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其他杂质渗入,造成轴承磨损或腐蚀,应设置密封装置。轴承为脂润滑,选用毡圈油封,材料为半粗羊毛毡。(2)剖分面的密封设计在剖分面上涂水玻璃,以防止漏油。3.7箱体设计3.7.1箱体结构设计减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件,因此,应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度,采用铸造的方法制造。为便于轴系部件的安装和拆卸,箱体采用剖分式结构,由箱座和箱盖组成,剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接,圆柱销定位。减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件,因此,应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度,采用铸造的方法制造。首先保证足够的箱体壁厚,箱座和箱盖的壁厚取。其次,为保证减速器箱体的支承刚度,箱体轴承座处要有足够的厚度,并设置加强肋,且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度,座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近(以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则)。为提高联接刚度,在轴承座旁联接螺栓处做出凸台,要有一定高度,以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等,各凸台高度设计一致。 另外,为保证箱座与箱盖的联接刚度,箱盖与箱座联接凸缘应有较大的厚度。为保证箱体密封,除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外,合理布置箱体凸缘联接螺栓,采用对称均匀布置,并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。3.7.2油面位置及箱座高度的确定对于圆柱齿轮,通常取浸油深度为一个齿高,对于多级传动中的低速级大齿轮,其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的的距离不小于3050mm。取45mm。3.7.3箱体结构的工艺性由于采用铸造箱体,所以要注意铸造的工艺要求,例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓,外形简单;考虑液态金属的流动性,箱体壁厚不应过薄,砂形铸造圆角半径取;为便于造型时取模,铸件表面沿拔模方向设计成的拔模斜度,以便拔模方便。箱体与其他零件的结合处,如箱体轴承座端面与轴承盖、窥视孔与视孔盖、螺塞等处均做出凸台,以便于机加工。设计箱体结构形状时,应尽量减小机械加工面积,减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致,以便镗孔并保证镗孔精度,取两轴承座孔的直径相同。箱体的加工面与非加工面必须严格分开,加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。3.7.4箱体尺寸设计要设计启盖螺钉,其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度,钉杆端部要做成圆柱形,加工成半圆形,以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度,在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远,以提高定位精度。定位销直径一般取,取,长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度,以利于装拆。箱体相关尺寸汇总如下:名 称代号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.04a+3mm5mm5机盖壁厚10.855机座凸缘厚度b1.510机盖凸缘厚度b11.5110机座底凸缘厚度b22.515地脚螺钉直径df0.036a+12mm8地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df8机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df6连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df3窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df3定位销直径d(0.70.8) d23df、d1 、d2至外机壁距离c1见表222,16,13df 、d2至缘边距离c2见表220,11轴承旁凸台半径R1c210凸台高度h根据低速轴承座外径确定25外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm24内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm28蜗轮齿顶圆与内机壁距离11.25蜗轮端面与内机壁的距离24机座肋厚mm0.854轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d365轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d35轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近,以Md1和Md3不发生干涉为准第四章 卷筒及其主轴的设计4.1 滚筒的设计4.1.1 滚筒材料及壁厚确定 选用Q235作为滚筒材料,焊接而成.查手册知其厚度在1530mm之间,根据经验公式,最后确定滚筒壁厚为。4.1.2滚筒尺寸的确定前述计算已知滚筒的尺寸:滚筒直径:100mm钢绳直径:8.7mm最大缠绕层数:4最大容绳量:22m(1)确定滚筒的宽度B前述已选定(2)确定绳筒各直径1)滚筒最小缠绕直径滚筒的最小外径钢丝绳直径2)滚筒最大缠绕直径3)滚筒平均缠绕直径4)滚筒结构外径取340mm4.2 滚筒主轴的设计4.2.1 确定轴各段直径和长度1)确定最小直径及长度根据前面设计选用的联接减速器和滚筒主轴的联轴器孔径,可以确定滚筒主轴的最小直径,即.半联轴器与轴配合的毂孔长度为80mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故轴的长度应比毂孔长度略短一些,现取.为了满足联轴器的轴向定位,右端需制出一轴肩,故取该段直径为.2)初步选择滚动轴承因为轴承只承受径向力的作用,故选用双列圆柱滚子轴承轴承.参照工作要求,由手册中初步选取NN 3005型深沟球轴承,其尺寸为:,故,而.两端轴承都采用轴肩进行轴向定位,由手册上查得,取,因此,取.3)两端安装支轮处都采用轴肩来进行轴向定位,取,.4)滚筒与轴焊接成一体;.5)因为制动器放在左边支轮处,所以安装左支轮处的轴径长度应略长一些,故取.右边支轮处轴径长度为.6)轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外断面与半联轴器右端面键的距离为30mm,故取.7)轴上零件的周向定位支轮、半联轴器的周向定位均采用平键联接.按,由手册查得平键截面尺寸为,键长为32mm;半联轴器与轴得联接,选用平键尺寸为,键长为50mm.滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的.8)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为4.2.2 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的的计算简图.在确定轴承的支点位置时,从手册中查取值.因此作为简支梁的轴的跨距为234mm.经分析,当钢丝绳位于靠近左边支轮时,轴承、轴的受力最大,将各力已知卷筒轴心上,其受力情况如下所示:图5-1 轴的受力分析图现将计算出的卷筒轴上的计算结果列于下: 钢绳牵引力: 垂直面支反力: 总弯距: 扭距: 4.2.3 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面D处的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面D处的应力最大,所以该轴需校核D处两边.2)截面D左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面D左侧的弯距为 扭距为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢,调制处理。可得,。 截面上由于轴肩形成的理论应力系数及。因,经插值后可得, 材料的敏性系数为,故有效应力集中系数为 尺寸系数;扭转尺寸系数轴按磨削加工,表面质量系数为轴未经表面强化处理,即,综合系数值为碳钢的特性系数 ,取,取于是,计算安全系数值,则得故可知其安全。1) 截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面D左侧的弯距为 扭距为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合出的值,用插值法求出,并取,于是得, 轴按磨削加工,表面质量系数为故得综合系数为所以右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。参考文献1 濮良贵,纪名刚.机械设计(第七版).高等教育出版社,2001.62 李仪钰.矿山机械(提升运输机械部分).冶金工业出版社,1980.73 东北工学院机械设计机械制图教研室.机械设计手册.冶金工业出版社 ,1974.44 王昆,何小柏,汪信远.机械设计指导手册.高等教育出版社,1995.125 陈维健,齐秀丽.矿井提升机械.中国矿业大学出版社,1989.26 劳动部煤炭工业部颁发.提升装置工手册. 煤炭工业出版社,1998.57 肖凋燕,余纪生,崔居普.提升装置工手册.煤炭工业出版社,1995.18 东北工学院矿山运输提升教研室.建井提升运输.冶金工业出版社,1961.19冷兴聚,王春华,王琦 主编 机械设计基础M沈阳 东北大学出版社2002
收藏