麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動裝置設(shè)計含3張CAD圖
麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動裝置設(shè)計含3張CAD圖,麥秸,打包機(jī),機(jī)構(gòu),傳動,裝置,設(shè)計,cad
目錄1. 設(shè)計任務(wù)書 P32. 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計及分析l 運(yùn)動方案設(shè)計 P4l 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析 P5l 機(jī)構(gòu)受力分析計算 P63. 傳動裝置的總體設(shè)計l 傳動方案 P8l 電動機(jī)的選擇及分配傳動比 P8l 帶的傳動設(shè)計計算及校核 P10l 高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核 P13l 低速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核 P18l 潤滑及密封的選擇 P23l 減速器軸的設(shè)計計算及校核、聯(lián)軸器及軸承的選擇 P23l 軸承的校核 P31l 鍵的選擇及校核 P37l 減速器附件的選擇及說明 P37l 箱體設(shè)計及說明 P384. 設(shè)計小結(jié) P395. 參考資料 P406、附錄一、設(shè)計任務(wù)書1、設(shè)計題目:麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動裝置設(shè)計2、打包機(jī)工作原理簡介人工將麥秸挑到料倉上方,撞板B上下運(yùn)動(不一定是直線運(yùn)動)將麥秸喂入料倉,滑塊A在導(dǎo)軌上水平往復(fù)運(yùn)動,將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板,木版的兩面都切出兩道水平凹槽。這樣,麥秸將被分隔在兩塊木版之間并被擠壓成長方形。從料倉側(cè)面留出的空隙中將兩根彎成型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞,在料倉的另一側(cè)將鐵絲絞接起來,麥秸即被打包,隨后則被推出料倉。打包機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動,經(jīng)傳動裝置減速,再通過適當(dāng)?shù)臋C(jī)構(gòu)實現(xiàn)滑塊和撞板的運(yùn)動。傳動裝置有以下三種方案:I:帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器;II:圓錐圓柱齒輪減速器;III:蝸桿減速器3、設(shè)計參數(shù)及說明執(zhí)行構(gòu)件的位置和運(yùn)動尺寸如圖1所示,當(dāng)滑塊處于極限位置A1和A2時,撞板分別處于極限位置B1和B2。一個工作循環(huán)所需時間為T。撞板的質(zhì)量m = 15kg,依靠重力將麥秸喂入料倉。滑塊所受載荷如圖2所示,其中P1 = 50N, T=1.05,P2=7900,l1=300,l2=400,l3=260,l4=820,l5=200,l6=6004、說明和要求:(1)工作條件:一班制,田間作業(yè),每年使用二個月;(2)使用年限:六年;(3)生產(chǎn)批量:小批量試生產(chǎn)(十臺);(4)生產(chǎn)條件:一般機(jī)械廠,可加工7級精度齒輪、蝸桿及蝸輪;(5)動力來源:三相交流電(220V/380V);(6)工作周期T的允許誤差為3%之內(nèi);二、執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計及分析1、運(yùn)動方案設(shè)計經(jīng)過設(shè)計有如下三種運(yùn)動方案:1、方案說明:該機(jī)構(gòu)有7個運(yùn)動件,其中4個是滑動件,3根轉(zhuǎn)動件,桿1為主動件2、方案說明:該機(jī)構(gòu)有5個運(yùn)動件,其中兩個滑動件,三個轉(zhuǎn)動件,桿1為主動件3、方案說明:該機(jī)構(gòu)由7個運(yùn)動件構(gòu)成,其中一個滑動件,6個轉(zhuǎn)動件,桿AB為主動件方案比較:從運(yùn)動件的構(gòu)成上看,第一種方案的滑動件最多,這也就意味著摩擦大,將來該機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度要求要比第2、3種方案高,而且機(jī)構(gòu)數(shù)目多,機(jī)器復(fù)雜。而第二種方案,雖然機(jī)構(gòu)數(shù)目較少,但其滑動副相對第三種要多,因此最終確定第一種方案為最佳方案!2、機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析根據(jù)所選機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計,參數(shù)如下:各桿長度為:LAB=388mm;LBC=1315mm;LAD=108mm;LDE=333mm;LEF=356mm;LFM=949mm;LFG=120mm;LMN=219mm;e=400mm;RRP桿組的傳動角為53.18;RRR桿組的傳動角為51.679;極位夾角12執(zhí)行構(gòu)件MN與滑塊C的運(yùn)動分析如下圖:見圖1,當(dāng)XTXN時,即滑塊的右上角T位于撞板MN的右邊,此時,為了防止兩個執(zhí)行件相互干涉,圖2的YN應(yīng)該大于YT,也就是說,圖二的兩根黑線必須位于圖一的兩根黑線內(nèi),故該機(jī)構(gòu)的兩個執(zhí)行件不會相互干涉!3、機(jī)構(gòu)受力分析計算根據(jù)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動進(jìn)行力的分析,設(shè)機(jī)架A點正下方與滑塊中心線相交點為原點建立坐標(biāo)系,力的方向向右為正:首先根據(jù)滑塊的運(yùn)動方向確定機(jī)構(gòu)的外載荷:當(dāng)滑塊處于向右運(yùn)動的過程時:P=P1+(XC-XCmin)(P2-P1)/L4=50+(XC-837)*7950/820當(dāng)滑塊處于向左運(yùn)動的過程時:P=-P1=-50N由滑塊力平衡得:FBCX=-P;FBCY=SIN(QBC)/COS(QBC)*FBCX得:FBC=由于撞板是三力構(gòu)件,根據(jù)力的平衡可知,撞板的重力均作用在FM桿上即:FFM=mg對于桿EFM,根據(jù)力矩平衡條件可得FDEX=FFM*(XF-XM)/(YE-YF)+SIN(QDE)/COS(QDE)*(XF-XE)FDEY=FFM*(XF-XM)*SIN(QDE)/COS(QDE)/(YE-YF)+(XF-XE)*SIN(QDE)/COS(QDE)FDE=根據(jù)的力的平衡條件可得:FFX=-FDEXFFY=FFM-FDEYFF= 對ABD構(gòu)件進(jìn)行力的分析,根據(jù)力矩的平衡可得運(yùn)動所需的轉(zhuǎn)矩MA為: MA=FBCY*(XB-XA)+FDEX*(YA-YD)+FDEY*(XD-XA)-FBCX*(YB-YA)根據(jù)力的平衡條件可得:FAX=FBCX+FDEXFAY=FBCY+FDEYFA= 根據(jù)以上對機(jī)構(gòu)的分析可編寫計算機(jī)構(gòu)運(yùn)動所需的總力矩MA及各運(yùn)動副所受的力,程序見附錄1由程序得出的MA-QAB曲線圖:其中最大值MAmax= 215876N*mm三、 傳動裝置的總體設(shè)計設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果一、傳動方案方案簡圖二、電動機(jī)的選擇及分配傳動比1、電動機(jī)的選擇2、電動機(jī)功率由序號確定為 帶傳動+兩級圓柱斜齒輪減速器選用Y系列電動機(jī)根據(jù)工作機(jī)的載荷情況,取工作機(jī)平均功率為:=根據(jù)可以求得工作機(jī)所需功率為:Pw=1.8=1.83143.33查1第三頁表1-7可知:8級圓柱傳動效率: 1=2=0.97V帶傳動效率: 3=0.96彈性聯(lián)軸器的傳動效率: 4=0.990.995 取4=0.99球軸承的傳動效率: 5=6=7=0.99由此可求得傳動裝置的總效率:根據(jù)1第170頁公式:=1234567=0.970.970.960.990.990.990.99由此可求得電動機(jī)所需輸出功率:根據(jù)1第170頁公式:Pd=序號為4=3143.33WPw=5658.0W=0.868Pd=6518.43W設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速4、選定電動機(jī)5、分配傳動比6、確定各軸動力參數(shù)由此可求得電動機(jī)額電功率Pm:Pm=(11.3)Pd,取Pm=1.2Pd=1.26518.43=7822.11W查【1】第155頁表12-1:根據(jù)PmPd 取電動機(jī)的額定功率綜合考慮電動機(jī)的性價比,優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機(jī),滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min由此選定電動機(jī)型號:Y 132M-4根據(jù)工作機(jī)的工作周期T可求得工作機(jī)的輸入轉(zhuǎn)速為:nw=60/T由此可求得傳動裝置的總傳動比i根據(jù)【1】第171頁公式:i=i1 i2 i3= nm / nw=1440/57.14查【1】第3頁表1-8得: V帶傳動比i17齒輪傳動比i28;i38根據(jù)【1】第169頁表13-2取i1=2.267根據(jù)【1】第171頁原則:i2=(1.31.5)i3取i2=3.8;i3=2.883驗算i=根據(jù)【1】第172頁公式可得:各軸轉(zhuǎn)速:n1= nm/i1=1440/2.267n2= nm/(i1i2)=1440/(2.2673.8)n3= nm/(i1i2i3)=1440/(2.2673.82.883)nw = n3各軸輸入功率:P1=Pd3=6518.430.96P2=P115=6518.430.960.970.99P3=P226=6518.430.960.970.990.970.99Pw=P347=6518.430.960.99各軸輸入轉(zhuǎn)矩:T1=9.55P1/n1=9.54516NmmT2=9.55P2/n2=3.483159 NmmT3=9.55P3/n3=9.64476 NmmPm=7.5KWnm=1440r/min電動機(jī)型號Y 132M-4nw=57.14r/mini=25.2i1=2.267i2=3.8i3=2.883i=1.46%3%n1=626.087r/ minn2=164.76 r/ minnw = n3=57.14 r/ minP1=6257.70WP2=6009.27WP3=5770.70WPw=5655.86W設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果三、帶的傳動設(shè)計計算及校核1、確定計算功率2、選擇帶型3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd24、確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度LdTw=9.55Pw /nw=9.4528288 Nmm軸名參數(shù)電動機(jī)軸1軸2軸3軸工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速(r/min)1440626.087164.7657.1457.14功率(KW)6.518436.257706.009275.770705.65586轉(zhuǎn)扭(Nmm)9.545163.4831599.644769.4528288傳動比2.2673.82.8831效率0.960.96030.96030.9801根據(jù)【2】第151頁公式可得:計算功率Pca=KAP查【2】第151頁表8-6得KA=1.2則Pca=KAP= KAPd=1.26.51843KW根據(jù)Pca,n1查【2】第152頁圖8-9選用SPZ窄V帶查【2】第145頁表8-3得dd1min=63mm查【2】第153頁表8-7及所選電動機(jī)中心高取dd1=90mm132mm根據(jù)【2】第147頁式8-15得dd2=i1 dd1=204mm查【2】第153頁表8-7取dd2=204mm驗算帶速,根據(jù)【2】第146頁式8-13得v1=6.79m/sv2=1.786m/s根據(jù)【2】第153頁原則驗算帶速合格根據(jù)【2】第154頁公式及考慮傳動結(jié)構(gòu)需要0.7(dd1+dd2)2(dd1+dd2)Pca=7.8216KW選用SPZ窄V帶dd1=90mmdd2=204mmv1=6.79m/sv2=1.786m/s設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果5、驗算主動輪上的包角6、確定帶的根數(shù)z7、確定帶的預(yù)緊力初定:207.9mm=350mm594mm根據(jù)【2】第154頁式8-20Ld2+(dd1+dd2)+=11176.30mm查【2】第142頁表8-2取Ld的標(biāo)準(zhǔn)值1250mm根據(jù)【2】第154頁式8-21計算實際中心距aa+=350+中心距調(diào)整范圍amin=a-0.015Ld=368.1mm amax=a+0.03Ld=424.35mm根據(jù)【2】第154頁公式1180-57.5=180-57.5根據(jù)【2】第154頁式8-22計算帶的根數(shù)z=根據(jù)n1、dd1、i1查【2】第150頁表8-5c得單根帶的基本額定功率:用插值法:=1.98-=1.958kw根據(jù)n1、i1查【2】第150頁表8-5d得:單根帶的基本額定功率增量=0.22kw根據(jù)1查【2】第14頁表8-8用插值法得包角系數(shù):=0.96-0.95522根據(jù)Ld查【2】第142頁表8-2得長度系數(shù):=0.94則,帶數(shù)z=根據(jù)【2】第155頁式8-23計算帶的預(yù)緊力=500+q=350mmLd1176.30mmLd=1250mma=386.85mm120=1.958kw=0.22kw0.95522=0.94z=3.999取z=4設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果8、計算帶傳動作用在軸上的力Fp9、小帶輪材料選擇及結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)帶型查【2】第145頁表8-4得:V帶單位長度的質(zhì)量q=0.07kg/m由此可計算出=500+q 500根據(jù)【2】第155頁式8-24計算帶的壓軸力FpFp=2289.567N根據(jù)【2】第156頁選擇帶輪材料為HT200根據(jù)【2】第159頁選擇帶輪的張緊裝置為定期張緊裝置根據(jù)【2】第156頁原則查【1】第156頁表12-3得帶輪的孔徑為38mmdd1=90mm2.5d=95mm故采用實心式根據(jù)帶型查【2】第157頁表得帶輪的參數(shù):基準(zhǔn)寬度bd=8.5mm基準(zhǔn)線上槽深hamin=2.0mm基準(zhǔn)線下槽深hfmin=9.0mm槽間距e=12mm第一槽對稱面至端面距離f=81mm最小輪緣厚=5.5mm帶輪寬B=(z-1)e+2f=52mm外徑=+2=94mm輪槽角=38=230.35NFp=2289.567N設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果四、高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計計算及校核1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算根據(jù)傳動方案及工作機(jī)用途查【2】第208頁表10-8選定8級圓柱斜齒輪傳動根據(jù)工作機(jī)用途查【2】第189頁表10-1小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度為280HBS大齒輪選用45 調(diào)質(zhì)處理 硬度為240HBS初選Z1=27,Z2=iZ1=103 取=14根據(jù)【2】第216頁式10-21確定公式內(nèi)各值1、 初選K=4.32、 根據(jù)查【2】第215頁圖10-30得=2.4333、 根據(jù)Z1、Z2查【3】第131頁式6-45 =1.6794、 根據(jù)減速器齒輪布置查【2】第201頁表10-7取=15、 根據(jù)齒輪材料查【2】第198頁表10-6得材料的彈性系數(shù)=189.86、 根據(jù)齒輪齒面硬度查【2】第207頁圖10-21d得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=750MPa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa7、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=60n1jLh=60720118606=1.244 N2=N1/3.8=3.2748、由N1、N2查【2】第203頁圖10-19得小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.059、 計算接粗疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1小齒輪40Cr 280HBS大齒輪45 240HBSZ1=27Z2= 1031.679=189.8=750MPa=550MPa=0.97=1.05設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果根據(jù)【2】第202頁式10-12計算得=727.5MPa=577.5MPa則=652.5MPa則計算圓周速度v=2.217m/s計算齒寬b及模數(shù)mnt根據(jù)【2】第197頁公式計算得b=67.63mm根據(jù)【3】第130頁式6-40得=計算載荷系數(shù)K1、 根據(jù)工作機(jī)使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.52、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.153、 根據(jù)b、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得:=1.15+0.18(1+0.6)+0.31b =1.15+0.18(1+0.6)+0.3167.63根據(jù)=2822.7118N;=62.60N/mm查【2】第193頁表10-3得取=1.783根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)KK=1.51.151.4591.783按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑根據(jù)【2】第200頁式10-10a=67.73=652.5MPa67.63mmv=2.217m/sb=67.63mm=2.43=1.5=1.15=1.459=62.60N/mm100N/ mm=1.783K=4.487=68.599mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果3、初定傳動主要4、精確計算齒面接觸疲勞強(qiáng)度根據(jù)【3】第130頁式6-40得=根據(jù)【4】第77頁表4-2取標(biāo)準(zhǔn)值=2.5根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距aa=167.47mm取整168mm修正=14.70132根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬=69.785mm=266.215mm取B2=70mm,B1=B2+5=75mm圓周速度v=2.288m/s根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15根據(jù)b、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得:=1.15+0.18(1+0.6)+0.31b =1.15+0.18(1+0.6)+0.3169.785根據(jù)=2735.591N;=58.62N/mm查【2】第193頁表10-3得取=1.795根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)KK=1.51.151.461.795根據(jù)【2】第200頁式10-10a=2.4652取=2.5a=168mm=14424=69.785mm=266.215mmB2=70mmB1 =75mmv=2.288m/s=1.15=1.46100N/m=1.795K=4.521設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果5、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度=67.63=68.769mm=304.86MPa校核通過高速級齒輪的傳動比為i=3.8148傳動比誤差為=0.3%100N/ mm=1.2K=2.852=94.003mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果3、初定傳動主要4、精確計算齒面接觸疲勞強(qiáng)度根據(jù)【3】第130頁式6-40得=根據(jù)【4】第77頁表4-2取標(biāo)準(zhǔn)值=3根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距aa=185.5mm取整186mm修正=14.59255根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬=96.100mm=275.900mm取B2=97mm,B1=B2+5=102mm圓周速度v=0.829m/s根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.085根據(jù)b、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得:=1.15+0.18(1+0.6)+0.31b =1.15+0.18(1+0.6)+0.3196.100根據(jù)=7249.03N;=112.10N/mm查【2】第193頁表10-3得=1.2根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)KK=1.51.0851.4681.2根據(jù)【2】第200頁式10-10a=2.9423取=3a=186mm=143533=96.100mm=275.900mmB2=97mmB1 =102mmv=0.829m/s=1.085=1.468100N/m=1.2K=2.87設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果5、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度=93.43=94.202mm=266MPa校核通過低速級齒輪的傳動比為i=2.871傳動比誤差為=0.4%2m/s,故軸承選用油潤滑根據(jù)【2】第231頁表10-11及【2】第232頁表10-12選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200根據(jù)【2】第326頁滾動軸承的密封裝置選用原則采用氈圈密封1、 1軸的設(shè)計l 材料選擇根據(jù)高速級小齒輪的材料,該軸為齒輪軸故材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPal 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件初估軸的最小直徑根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑d根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=11297取110則=110=23.69mm考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算(1+6%)=25.11mm圓整為26mm故=26mml 根據(jù)最小軸徑確定軸與大帶輪配合處軸徑考慮小帶輪的孔徑為38mm初取大帶輪孔徑為45mm即軸1處直徑=45mm并根據(jù)大帶輪輪轂寬取l1=62mml 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用油潤滑潤滑油選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200密封裝置:氈圈密封軸材料:40Cr=70MPa=26mm=45mml1=62mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果l 確定軸的各段直徑及長度為滿足大帶輪輪轂的軸向定位,取=55mm并根據(jù)此軸徑初選軸承,因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承,查【1】第71頁選用軸承型號為:7211AC 標(biāo)記:滾動軸承 7211AC GB/T 292-94軸承參數(shù):dDBa=5510021649120.9為滿足右軸承的軸向定位,軸承一段用端蓋定位,另一端根據(jù)大小選定=64mm根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm為滿足左軸承的軸向定位,一端用端蓋頂住,另一端選用擋油環(huán)頂住,根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm,距離軸承1mm根據(jù)【1】第146頁取齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則l5=+-1=9mm為滿足軸承的載荷均勻,軸末端伸出2mm,故l6=B+1+2=30mm;由齒輪輪轂寬確定l4=75mm根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16下箱體厚為=10,調(diào)整墊片厚度取2mm查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2+5=57mm查【1】第154頁確定端蓋厚度e=9.6mm,根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L=20mm故l2= L+ C1+C2+5+2+e-=83.6mm根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離(本說明書2軸設(shè)計得到)為208.5mm則l3=208.5-l4-l5-1+2=127.5mml 選擇密封圈根據(jù)查【1】第85頁表7-12選用半粗羊毛氈氈圈標(biāo)記:氈圈 55 JB/ZQ 4606-86l 計算跨距:L1=(62+2)/2+l2-B+a=136.5mmL2=B+l3+l4/2-a=165.1mmL3=B+l5-a+1+l4/2=52.6mm=55mm軸承型號為7211AC=64mm=5mm=11mm l5=9mml6=30mml4=75mml2= 83.6mml3=127.5mm氈圈 55 JB/ZQ 4606-8L1=136.5mmL2=165.1mmL3=52.6mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果2、 2軸的設(shè)計l 材料選擇根據(jù)【2】第355頁,該軸材料選用45 調(diào)質(zhì)處理 =60MPal 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件初估軸的最小直徑根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑d根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=11297取103則=103考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算(1+5%)=35.87mm圓整為36mm故=36mml 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計l 確定軸的各段直徑及長度根據(jù)最小軸徑初選軸承,因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承,查【1】第71頁選用軸承型號為:7211AC 標(biāo)記:滾動軸承 7211AC GB/T 292-94軸承參數(shù):dDBa=5510021649120.9根據(jù)軸承小徑選定=55mm材料選用45 =60MPa=36mm滾動軸承 7211AC GB/T 292-94=55mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果根據(jù)齒輪孔徑取軸徑=60mm為了滿足兩齒輪的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=6mm則=72mm根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm為滿足右軸承的軸向定位,軸承一段用端蓋定位,另一端根據(jù)大小選用擋油板定位,根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm,距離軸承1mm為滿足軸承的載荷均勻,兩端軸末端伸出2mm根據(jù)【2】第259頁原則,l2=102-2=100mm;l4=70-2=68mm根據(jù)【1】第146頁取右齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則l1=+B+2+2=41mm為保證兩齒輪距離,取l3=12mm為滿足右軸承的軸向定位,軸承一段用端蓋定位,另一端根據(jù)大小選用軸套定位,左齒輪距箱體內(nèi)壁距離為+2.5l5=+B+2+2+2.5=43.5mm;由此可得左右內(nèi)箱壁距離為2+2.5+70+l3+102=208.5mml 計算跨距:L1= l1+l2/2-a-2=68.1mmL2=l4/2+l3+l2/2 =96mmL3=l5+l4/2-a-2=54.6mm3、 3軸的設(shè)計l 材料選擇根據(jù)【2】第355頁,該軸材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPal 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件初估軸的最小直徑根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑d根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=11297取97=60mm=72mml2=100mml4=68mml1=41mml3=12mml5=43.5mm;L1=68.1mmL2= 96mmL3= 54.6mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果則=97考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算(1+5%)=47.43mm圓整為48mm故=48mml 選擇聯(lián)軸器根據(jù)工作機(jī)查【2】第343頁表14-1得KA=1.9根據(jù)【2】第343頁式14-3得到計算轉(zhuǎn)矩=KAT=1832.5Nm根據(jù),查【1】第94頁表8-7選用HL5標(biāo)記:HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107l 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計l 確定軸的各段直徑及長度根據(jù)聯(lián)軸器=55mm為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=5mm則=65mm根據(jù)初選軸承,因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承,查【1】第71頁選用軸承型號為:7213AC 標(biāo)記:滾動軸承 7213AC GB/T 292-94軸承參數(shù):dDBa=65120237411124.2=48mm標(biāo)記:HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107=55mm=65mm標(biāo)記:滾動軸承 7213AC GB/T 292-94設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果為滿足左軸承的軸向定位,根據(jù)取=82mm根據(jù)齒輪的孔徑大小,取=70mm根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm為滿足左軸承的軸向定位,一端用端蓋定位,另一端選用套筒定位齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離+2.5,為滿足軸承的載荷均勻,軸末端伸出2mm,則l1=+2+2.5+2+B=45.5mm根據(jù)【2】第259頁原則,l2=97-2=95mm根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)確定l5=107-3=104mm根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16下箱體厚為=10,調(diào)整墊片厚度取2mm查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2+5=57mm查【1】第154頁確定端蓋厚度e=12mm,根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L=20mm故l4= L+ C1+C2+5+2+e-=86mm根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離為208.5mm則l3=208.5-l2-2-2.5-+=103mml 計算跨距:L1=l2/2+2+2.5+B-a =66.8mmL2= l2/2+l3+B-a =154.3mmL3=107/2+l4-B+a=140.7mml 軸的強(qiáng)度校核根據(jù)【2】第195頁式10-3計算2軸主動輪的力T2=348315.9Nmmd1=96.100mm=7249.0N=1887.2N=2726.4N=82mm=70mml1=45.5mml2=95mml5=104mml4=86mml3=103mmL1 =66.8mmL2=154.3mmL3=140.7mm=6991.5N=1820.2N=2629.5N設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果(1)求彎矩 1、求水平面支反力和彎矩 =L1/(L1+L2)=724966.8/(66.8+154.3)=-=7249-2190.1 =L2=2190154.3=337917Nmm 2、求垂直面支反力和彎矩 =(L1-d/2)/(L1+L2)=-=2726.4-1012.6 =L1=67641.68Nmm =L2=264439.34Nmm 3、求合成彎矩 = =(2)作扭矩圖T(3)求當(dāng)量彎矩(2第364頁式15-4)根據(jù)【2】第364頁原則取=0.6 = = = M2=429087.5 Nmm(4)校核危險截面強(qiáng)度在最大處,根據(jù)【2】第365頁表15-4取W=0.1=19.6MPa=70MPa校核通過=2190.1N=5058.9N=337917Nmm=1012.6N=1713.8N=67641.68Nmm=264439.34Nmm=344620.5Nmm=429087.5Nmm=673528.3Nmm429087.5Nmm=19.64MPa校核通過!設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果八、軸承的校核1、1軸上的軸承校核l 求作用在軸承上的徑向力根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力T1=95451.6Nmmd1=69.785mm=2735.6N=717.7N=1029.4N水平面支反力為:=L2/(L2+L3)=2735.6165.1/(165.1+52.6)=2074.6N=-=2735.6-2074.6=661N垂直支反力為:=(L2-d/2)/(L3+L2)=665.6N=-=1029.4-665.6=363.8N可得徑向力為:=2178.76N=754.50Nl 求載荷、查【2】第314頁表13-5及【2】第315頁表13-7得e=0.68則派生軸向力為=0.68=0.682178.76=1481.56N=0.68=0.68754.50=513.06N=2178.76N=754.50N=1481.56N=513.06N設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果+=513.06+717.7=1230.76Ne=0.68得X2=0.41;Y=0.87查【2】第315頁表13-6得=1.5根據(jù)【2】第313頁式13-8aP1=(X1+Y1)=1.5(12178.76+01481.56)P2=(X2+Y2)=1.5(0.41754.50+0.87763.86)取P=maxP1,P2=max3268.14,1460.85=3268.14N根據(jù)【2】第312頁式13-5得Lh=查【1】第71頁表6-6得=50500N則Lh=98216.9h2880h校核通過!2、2軸上的軸承校核1松2緊X1=1;Y1=0X2=0.41;Y=0.8=1.5P1=3268.14NP2=1460.85NP=3268.14NLh=98216.9h設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果l 求作用在軸承上的徑向力根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力T2=348315.9Nmmd1=266.215mmd2=96.100mm=2735.6N=717.7N=1029.4N=7249.0N=-1887.2N=-2726.4N水平面支反力為:=(L2+L1)/(L1+L2+L3)=2735.6(68.1+96)/(68.1+96+54.6)=2052.6N=-=2735.6-2052.6=683N=L1/(L1+L2+L3)=724968.1/(68.1+96+54.6)=2257.2N=-=7249-2257.2=4991.8N=+=2052.6+2257.2=4309.8N=+=683+4991.8=5674.8N垂直支反力為:=(L2+L1)-d1/2)/(L1+L2+L3)=335.6N=-=1029.4-335.6=693.8N=4309.8N=5674.8N設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果=(L1-d2/2)/(L1+L2+L3)=-434.3N=-=-2726.4+434.3=-2292.1N=+=335.6+(-434.3)=-98.7N=+=-2292.1+693.8=-1598.3N可得徑向力為:=4310.9N=5895.7Nl 求載荷
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編號:15441689
類型:共享資源
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上傳時間:2020-08-10
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麥秸
打包機(jī)
機(jī)構(gòu)
傳動
裝置
設(shè)計
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- 資源描述:
-
麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動裝置設(shè)計含3張CAD圖,麥秸,打包機(jī),機(jī)構(gòu),傳動,裝置,設(shè)計,cad
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