中间轴的设计与计算
更新时间:2024-06-08 12:31:01 阅读量: 综合文库 文档下载
中间轴的设计与计算 1、已知条件
中间轴传递的功率p2?3.69KW,转速n2?176.15r/min,齿轮分度圆直径
d2?182.990mm,d3?115.74mm,齿轮宽度b2?63mm,b3?72mm,
2、选择轴的材料
因传递功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,查文献【3】中表8-26选常用的材料45钢,调质处理 3、初算轴径
查文献【3】中表9-8得A?106~135考虑轴端不承受转矩,只承受少量的弯矩,故取较小值A?115,则 dmin?A?3P2n2?115?33.69176.15mm?31.74mm
4、轴的结构想图如图1-1所示
(1)轴承部件的结构设计 轴不长,故轴承采用两端固定方式。然后,按轴上零件的安装顺序,从dmin处开始设计
(2)轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计 该段轴段上安装轴承,起设计应与轴承的设计同步进行。考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球齿轮。轴段①、⑤上安装,其直径应便于轴承安装。又应符合轴承内径系列。经过综合计算和考虑取7210C进行设计计算,由文献【3】中11-9得轴承内径
d?50mm,外径D?90mmda?57mm,外径定位直径a3?19.4mm,故d1?50mm,宽度
Da?83mmB?20mm,定位轴肩直径
,对轴的离作用点与外圈大端面的距离
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则d5?50mm
(3)轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮3,轴段④安装齿轮2,为便于齿轮的安装,d2和d4应分别略大于d1和d5,可取d2?d4?52mm
齿轮2轮榖宽度范围为取轮毂宽度与齿轮宽(1.2~1.5)d2?62.4~78mm,度相等b?63mm,左端采用轴肩定位,右端采取套筒定位。由于齿轮3 的直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度与齿轮宽度相等b3?72mm,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒定位。为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段②和轴段④的长度应比齿轮的轮毂略短,故取L2?70mm,L4?61mm
(4)轴段③的设计 给段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为
(0.07~0.1)d2?3.64~5.2mm,取其高度为h?5mm,故d3?62mm
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体距离均取
?1?10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为?3?10mm,则箱体内壁之间的距离
Bx?2?1??3?b3?(b1?b2)2?(2?10?10?72?63?702)?168.5mm,取
?3?10.5mm,则箱体内壁距离为Bx?169mm,齿轮2的右端面与箱体内壁距离
b1?b22?[10?70?632]mm?13.5mm为?2??1?,则轴段3的长度
L3??3?10.5mm
(5)轴段①及轴段⑤的长度
该减速起的圆周速度小于2m/s,故该轴承采用脂润滑,需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座,轴承内端面距箱体内壁的距离取为??12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成,则轴段①的长度为 L1?B????1?3mm?(20?12?10?3)mm?45mm 轴段⑤的长度为
L5?B????2?2?(20?12?13.5?2)mm?37.5mm (6)轴上力作用点的间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3?19.4mm,则由图1-1可得轴的支点及受力点的距离为 l1?L1?b32?a3?3?(45?72/2?19.4?3)mm?58.6mm
l2?L3?b2?b32b22?(10.5?63?722)mm?78mm
l3?L5?5、键连接
?a3?2?(37.5?63/2?19.4?2)mm?47.6mm
齿轮与轴间采用A型普通平键,查文献【3】中表8-31得键的型号分别为键16×70GB/T 1096-1990和键16×70GB/T 1096-1990 6、中轴传动齿轮的作用力 (
1
)
已
知
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件
中
间
轴
传
递
的
转
矩
T2?2000050N?mm,转速n2?176.15r/min,n3?84.08r/min,分度圆直径d2?182.990mm,d3?115.7mm,齿轮螺旋角?2?14.07,?3?13.59?? (2) 齿轮2的作用力 圆周力为 Ft2?2T2d2?2?200050N?2186.5N
182.990径向力为
Fr2?Ft2tan?ncos?2?2186.5?tan20??cos14.07?820.4N
轴向力为
.9N Fa2?Ft2tan?2?2186.5?tan14.07??2120 法向力为
Fn2?(3)齿轮3的作用力
Ft2cos?ncos?2?2186.5cos20cos14.07???2398.8N
圆周力为 Ft3?径向力为2T3d3?2?200050115.74N?3456.9N
Fr3?Ft3tan?ncos?3?34546.9?tan20??cos13.59?1290.5N
轴向力为
.1N Fa3?Ft3tan?3?3456.9?tan13.59??3360 法向力为 Fn3?7、轴的受力分析
(1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图1-2b所示 (2)计算支撑反力 在水平面上为
Fr2l3?Fr3(l2?l3)?Fa2R1H??l1?l2?l358.6?78?47.6N
d22?Fa3d32Ft3cos?ncos?3?3456.9cos20cos13.59???3773.1N
820.4?47.6?1290.5?(78?47.6)?2120.9?182.990/2?3360.1?115.72/2??3832.3NR2H?Ft2?R1H?Ft3?820.4N?3832.3N?3456.9N?1195.8N
式中负号表示与图中所画力的方向相反
在垂直面上
R1v?Ft3(l2?l3)?Ft2l3l1?l2?l358.6?78?47.6N ?3456.9?(78?47.6)?2186.5?47.6
?2922.2N R2v?Ft3?Ft2?R1v?3456.9?2186.5?2922.2?2721.2N 轴承1的总支撑反力 R1?R1H?R1v?(-3832.3)?2922.22222?4819.3N
轴承2的总支撑反力 R2?(3)画弯矩图
弯矩图如图1-2c,d和e所示 在水平面上,a-a剖面图左侧为
MaH?R1Hl1??3832.3?58.6N?mm??224572.8N?m
a-a剖面右侧为
M?aH?M?Fa3d32??224572.8N?m?3360.1?115.74/2?-30123.8N?mR2H?R2v?221195.8?2721.222?2972.4N
aH
b-b剖面右侧为
M?bH?R2Hl3?1195.8?47.6N?mm?56920.1N?m
??Fa2MbH?MbHd22?56920.1?2120.9?182.990/2?-137131.6N?m
l1?L带轮2?L2?a3?(502?68?17)mm?110mm
702 l2?L3?L4?a3?(32?87? l3?5、键连接
L52?L6?L7?a3?(702?17)mm?137mm
?8?32?17)mm?58mm
齿轮与轴间采用A型普通平键,查文献【3】中表8-31得键的型号分别为键8×45 GB/T 1096-1990
6、中间轴传动齿轮的作用力 (1)已知条件
中
间
轴
传
递
的
转
矩?1?14.07?T2?76400N?mm,转速n1?480r/min,分度圆直径d1?67.010mm,\\齿轮螺旋角 (2) 齿轮1的作用力 圆周力为 Ft?2T1d1?2?7640067.010N?2280.3N
径向力为
Fr1?Ft1tan?ncos?1?2186.5?tan20??cos14.07?855.6N
轴向力为
? Fa1?Ft1tan?1?2280.3?tan14.07?571.5N
法向力为 Fn1?Ft1cos?ncos?1?2280.3cos20cos14.07???2501.7N
轴上压力:
FQ?2ZFosin7、轴的受力分析
?12?2?4?138.80?sin1502??1072.56N
(1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图1-2b所示 (2)计算支撑反力 在水平面上为
FQ(l1?l2?l3)?Fr1l3?Fa3R1H?l2?l3d32 ?1072.56?(110?137?58)?855.6?58?571.5?67.010/2137?58N
?1324.9NR2H?FQ?R1H?Fr1?1072.56N?1366.2N?855.6N??1149.24N
式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直面上
R1v?Ft1l3l2?l3N
?2280.3?5858?137?678.2N.2N?1602.1N R2v?Ft1?R1v?2280.46N?678 轴承1的总支撑反力 R1?
R2?R2H?R2v?22R1H?R1v?221366.2?678.222?1525.3N
轴承2的总支撑反力
1149.242?1602.1?1971.6N
2(3)画弯矩图
弯矩图如图2-2c,d和e所示
在水平面上,a-a剖面图右侧为
??R2Hl3?-1149.24?58N?mm??66653.6N?m MaH a-a剖面左侧为
?-Fa1MaH?MaHd12?-66653.6N?m-571.5?67.0102N?mm??85801.7N?m
b-b剖面右侧为 MbH??FQl1??1072.56?110N?mm??117981.6N?mm
在垂直面上为 MaV??R1Vl2??678.2?137N?mm??92913.4N?m
MbV?0
合成弯矩,在a-a剖面为
Ma?M2aH?M2aV?(?85801.7)?(?92913.4)N?m?126470.7N?m22
a-a剖面右侧为
??Ma?2?MMaH2aV?66653.6?(?92913.4)N?m?114348.6N?m
22b-b剖面为 Mb?MbH?MbV?22117981.6?0N?m?117981.6N?m
22(4)画转矩图
转矩图如图2-2f, T2?76400N?mm
8、校核轴的强度
因a-a剖面弯矩大,且有转矩,其轴径较小,故a-a截面为危险剖面。 其抗弯截面系数为 w??d1323?3.14?63.3323mm3?2488.81mm
3 抗扭截面系数为 wT??d516MbW3?3.14?63.31623mm3?49776.mm
3剖面的弯曲应力为
?b??126025.824888.1MPa?5.06MPa
扭剪应力为 ??T1WT?7640049776.21MPa?1.53MPa,
按弯扭合成强度进行计算校核,对于单向转动的轴承,转矩按脉动循环处理,故折合系数??0.6,则当量应力为 ?e???b?4(??)22?5.062?4(0.6?1.53)MPa?5.38MPa
2 由文献【3】中8-26可查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650MPa,由文献【3】?中表8-32可查得轴的许用弯曲应力[??1b]?60MPa,?e?[??1b],强度满足要求。
9、校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为
?P?4T1d1hl?4?7640030?7?(45?8)MPa?39.3MPa
键、轴及带轮的材料都为钢,有文献【3】中表[?]P?125~150MP,a?P?[?]P,强度足够
8-33查得
10、校核轴承寿命
(1)计算轴承的轴向力 由文献【1】中10-29查得7208C的C=36800N,Co?25800N,且根据轴承内部轴向力计算公式,则轴承1、2的内部轴向力分别为
S1?0.4R1?0.4?1525.3N?610.12NS2?0.4R2?0.4?1971.6N?788.64N
(2)外部轴向力A=571.5,则
S2?A?788.64N?571.5N?1360.14N
则两轴承的轴向力分别为
Fa1?S2?A?1360.14NFa2?S2?788.64N
(3)计算当量动载荷 由Fa1/Co?1360.14/25800?0.053,查文献【1】中11-6
得e=0.43,因
Fa1/R1?1360.14/1525.3?0.89?e,故X?0.44,Y?1.3,则轴承1的当量动载荷为
P1?XR1?YFa1?0.44?1525.3N?1.3?1360.14N?2439.3N
由Fa2/Co?788.64/25800?0.031,查文献【1】中11-6得e=0.40,因
Fa2/R2?788.64/1971.6?0.40?e,故X?1,Y?0,则轴承2的当量动载荷为
P2?XR2?YFa2?1?1971.6N?0?788.6N?1971.6N
(4)校核轴承寿命 因P1?P2,故只需校核轴承1的寿命,P?P1。轴承在100以下工作,查文献【1】中得fT?1,查文献【1】中表11-8得载荷系数fp?1.5
? 轴承1的寿命为 Lh?10660n1(fTCfpP)?10660?4801.5?2439.3(1?36800)h?3532h4
3
Lh?L?,故轴承寿命足够
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