刮板輸送機設計說明書畢業(yè)設計-資料下載頁

　　

【正文】 m2計算滿足要求的軸的最小直徑d=3Mca1/([σ1]b) =6) 精確校核軸的疲勞強度(1)軸的細部結構設計圓角半徑:各軸間處圓角半徑見零件圖。配合：參考現(xiàn)有設計手冊和設計圖紙、圖冊等。精加工方法：參考現(xiàn)有設計手冊和設計圖紙、圖冊等（2）選擇危險截面 如圖51軸肩截面均有應力集中源，選擇其中應力集中最大的截面。（3）計算危險截面工作應力選擇圓柱滾子軸承處的軸肩截面截面彎矩：M=M183100= 5636114164198=4668297N?mm截面扭矩：T= 5548000N?mm抗彎截面系數(shù)：W==1303=219700mm3抗扭截面系數(shù)：WT==1303=439400mm3截面上彎曲應力：σb=MW=4668297219700=截面上扭剪應力：τ=T WT=5548000/439400=彎曲應力幅：σa=σb=彎曲平均應力: σm=0扭切應力幅和平均應力τa=τm=τ2=(4)確定軸材料機械性能查文獻[2]，彎曲疲勞極限σ1=275 N/mm2,剪切疲勞極限τ1=155 N/mm2碳鋼材料特性系數(shù)φσ=，φτ=（5）確定綜合影響系數(shù)軸肩圓角處有效應力集中系數(shù)，根據(jù)，由文獻[2]表面狀態(tài)系數(shù) 由文獻[2]表82查出尺寸系數(shù) 由文獻[2]表812查出軸肩處綜合影響系數(shù)為：Kσ=kσεσ?βσ==Kτ=kτετ?βτ==(6)計算安全系數(shù)由文獻[2]表813取需用安全系數(shù)[S]= Sσ=σ1kσσa+φσσm=275 +0= Sτ=τ1kττa+φττm =155/(+)= Sca=SσSτSτ2+Sσ2 =*+=[S]疲勞強度安全。圖52 軸的彎矩圖已知參數(shù)：軸傳遞功率P1=820Kw,轉(zhuǎn)速n1=557r/min，載荷平穩(wěn)，雙向傳動。圖53 軸的結構圖1）、求作用在齒輪上的力（1） 作用在錐齒輪上的力。由輸入軸可知 圓周力 徑向力 軸向力 （2） 作用在直齒輪上的力 圓周力 徑向力 =87869sin20176。=31982N2）、初步估計軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理d≥A3P/n。查文獻[2]，取A=100則 d≥1003820/557=3)、軸的結構設計確定軸的結構方案左軸承從軸的左端裝入，靠軸套使左軸承右端面得到定位，左端面靠軸承端蓋固定。右軸承從軸的右端裝入，靠軸套使右軸承左端面得到定位，右端面靠箱體固定。錐齒輪左端靠軸套定位，右端靠軸間定位，直齒輪右端靠軸套定位，右端靠軸間定位，采用普通平鍵得到周向定位。確定各軸段直徑和長度。1根據(jù)最小直徑d圓整。為便于裝拆軸承內(nèi)徑，且符合標準軸承內(nèi)徑。查（GB/T288—1994）暫選滾動軸承型號為23224C，其寬度為76mm ，綜合考慮各種因素， l2=89mmd1=120m l1=102mm2為軸承定位，軸肩高度h=c+(2~3)mm孔的c取3mm（—86），d2=d1+2h。錐齒輪的寬度為114m，為了更好的軸向定位，選用寬度為22mm的軸套 進行定位。則d2=130m l2=136mm3為了齒輪的定位，直齒輪與錐齒輪中間加一個軸間，則d3=170m l3=15mm4為便于裝拆直齒輪，d4≥d5，直齒輪的寬度為250mm，為了齒輪的軸向定位，比齒輪的寬度短2mm作為4段得長度，l4=248mm。d4=130m l3=248mm5查（GB/T288—1994）暫選滾動軸承型號為23224C，d5=130mm，寬度T=76mm，則d5=130m l5=89mm4）、確定軸承及齒輪作用力位置如圖554所示，調(diào)心滾子軸承的支撐點到錐齒輪的支撐點距離為184mm。直齒輪的支撐點到錐齒輪的作用點距離為157mm。直齒輪的支撐點到調(diào)心滾子軸承的支撐點距離為178mm。1繪制軸的彎矩圖和扭矩圖求軸承支反力H水平面RH1=5354N RH2=44121N V垂直面Rv1=19994N Rv2=32919N“”代表實際受力方向與圖相反。求錐齒輪處彎矩H水平面MH1=RH1?184=985136N?mmV垂直面Mv1=Rv1?184=3678896N?mmMv2=Fa?381=9685782N?mm合成彎矩M1=2MH12+MV12=9851362+36788962=3808512N?mmM2=2MH12+MV22=9851362+96857822=9735752N?mm扭矩TT=T1=14059000N?mm齒輪處彎矩H水平面MH=RH2?178=7853538N?mmV垂直面Mv=Rv2?178=5859582N?mm合成彎矩M=2MH2+MV2=9798610N?mm彎矩圖、扭矩圖見圖54按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩Mca=M2+（αT）2取折合系數(shù)α=，則Mca1=38085122+（14059000）2=9255308N?mmMca2=97357522+（14059000）2=12881803N?mmMca3=82503712+（14059000）2=11799347N?mm當量彎矩圖見圖54軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，由文獻[2]=640N/mm2，[σ1]b=60N/mm2計算滿足要求的軸的最小直徑d=3Mca1/([σ1]b) =129mm圖54 軸的彎矩圖已知參數(shù)：軸傳遞功率P1=,轉(zhuǎn)速n1=204r/min，載荷平穩(wěn)，雙向傳動。圖55 軸的結構圖1）、初步估計軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 d≥A3P/n，查文獻[2]，取A=100則 d≥1003820/557=2)、 軸的結構設計 確定軸的結構方案 左軸承從軸的左端裝入，靠軸肩使左軸承右端面得到定位，左端面靠軸套固定。右軸承從軸的右端裝入，靠軸套使右軸承左端面得到定位，右端面靠軸套固定。直齒輪左端靠軸肩定位，右端靠軸套定位，采用普通平鍵得到周向定位。確定各軸段直徑和長度。1根據(jù)最小直徑d圓整。為便于裝拆軸承內(nèi)徑，且符合標準軸承內(nèi)徑。查（GB/T288—1994）暫選調(diào)心滾子軸承型號為23032C，綜合考慮各種因素，l2=100mmd1=160m l1=100mm2因為軸承離齒輪的距離太遠，所以中間加一節(jié)軸段。 d2=180m l2=129mm3為了便于齒輪的安裝，d3≥d2，用軸套給齒輪的右端定位。則d3=210m l3=270mm4為了齒輪的定位，d4≥d3，軸肩的寬度根據(jù)減速器的寬為18mm。d4=240m l3=18mm5此段加工內(nèi)花鍵，根據(jù)內(nèi)花鍵的尺寸及軸承標準。則d5=220m l5=84mm軸承的設計壽命比照國際水準一般為10000h～30000h。采煤機在工作過程中時常受到?jīng)_擊載荷，對其零部件的破壞相對較大，因而，為了充分保證軸承使用的可靠性，取其設計壽命低一些，選取＝11000h。軸承的壽命按下式計算： （561）式中 n－軸承內(nèi)外圈的相對速度；C－軸承的額定載荷； P－軸承承受的當量載荷；－載荷系數(shù)； －溫度系數(shù)；ε－壽命系數(shù)，取ε＝。由前面軸的結構設計過程可知，這里選擇了圓錐滾子軸承32026，它的主要參數(shù)如下表52所示:表52 軸承參數(shù)軸承型號DmmdmmTmmemmY mm額定動負載kN額定靜負載kN極限轉(zhuǎn)速r/min脂潤滑油潤滑3202620013045335568/16002000參考文獻[2]可知，對于既承受徑向載荷又承受軸向載荷的圓錐滾子軸承而言，其當量載荷P： （562）式中 x、y—分別為徑向載荷系數(shù)、軸向載荷系數(shù)。①計算軸承支反力 由軸1的計算分析可知，軸為靜不定支撐結構。合成徑向載荷Fr=46047N，軸向載荷FA=19057N第一次近似計算：先假設支撐點反力Fr作用于軸承支座的中點，按力矩平衡的條件得Fr=FL1L=46046147246=27516N計算FAFrcotα值：查文獻[3]表7320根據(jù)單列圓錐滾子軸承查得Y=cotα===FAFrcotα=1905727516=計算b1：由圖2038查得b1b=，隔離環(huán)的寬度S=10mmb=2a+S=2+10= b1==第二次近似計算的支撐點距離為：L39。=Lb==第二次近似計算的支撐反力為：Fr=FL1L=46046=34237N重新計算：FAFrcotα=1905734237=由圖2038查得b1b=，故已經(jīng)很精確。軸承的當量動載荷因FAFr=e，查文獻[3]表735得 ,，當量動載荷： p=fp(XFr+YFA)根據(jù)載荷平穩(wěn)，由文獻[4]表2034查得fp=1。p=1134237+19057=60917雙列軸承的額定動載荷：圓錐滾子軸承 C==335000=574525N h由計算結果知，所選軸承的計算壽命大于其設計壽命，所以這里確定使用型號為32026的軸承。這里選擇軸承的設計壽命和截一軸上的軸承設計壽命相同，取Lh＝11000h。由前面的選擇知，這里采用調(diào)心滾子軸承23224C/W33，其參數(shù)如下表53所示： 表53 軸承參數(shù)軸承型號DmmdmmTmmemm額定動負載KN額定靜負載KN極限轉(zhuǎn)速r/min脂潤滑油潤滑23224C2151207660294013001700參考文獻[3]可知，對于既承受徑向載荷又承受軸向載荷的調(diào)心滾子軸承而言，其當量載荷P：當A1R1≤e 時，Pr=R1+Y1A1 ； （563）當A1R1e 時，Pr=+Y2A1 （564）式中 Y Y2—分別為徑向載荷系數(shù)。 ①計算軸承支反力 水平支反力 N ，N 垂直支反力 N ，N 合成支反力 NN②軸承的派生軸向力 N N③軸承所受的軸向載荷 因，得 N N④軸承的當量動載荷1）因，查文獻[3]表7289得，由式（564）得 N 2）因，查文獻[3]表7289得，由式（563）得 N⑤軸承壽命 因，故應按計算，由文獻[3]表7230查得，=。 34720h由計算結果知，所選軸承的計算壽命大于其設計壽命，所以這里確定使用型號為23224C/W33的調(diào)心滾子軸承。其他軸承的校核與上面的校核方法一樣，就不再一一校核了。選用普通平鍵25125 擠壓強度條件 （571）查文獻[2] 軸1的轉(zhuǎn)距 5548000N﹒mmmmmmmmmm 把以上數(shù)據(jù)代入式（571）計算得故該鍵滿足擠壓強度要求。選用普通平鍵36360 查文獻[2] 軸2的轉(zhuǎn)距 14059000N﹒mmmmmmmmmm 把以上數(shù)據(jù)代入式（571）計算得故該鍵滿足擠壓強度要求。選用普通平鍵50220 查文獻[2] 軸3的轉(zhuǎn)距 36866000N﹒mmmmmmmmmm 把以上數(shù)據(jù)代入式（571）計算得故該鍵滿足擠壓強度要求。選用漸開線花鍵821查文獻[2] 軸3的轉(zhuǎn)距 36866000N﹒mm 花鍵聯(lián)接的強度計算式為