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高楼火灾逃生装置设计【8张CAD图纸和毕业论文】

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目  录

摘   要 4

Abstract 5

1 绪论 6

1.1 高楼火灾逃生装置的现状及未来趋势 6

1.2高楼火灾逃生装置的主要用途 6

1.3 各种高楼火灾逃生装置的特点 7

1.4 高楼火灾逃生装置发展方向 7

2 高楼火灾逃生装置的设计 9

2.1高楼火灾逃生装置的设计参数 9

3  设计计算 10

3.1  减速器的选择 10

3.2.1  按强度选用减速器 10

3.2 .2 计算功率 11

3.2 校核热功率 12

3.3 齿轮传动装置的设计计算 12

3.3.1圆柱齿轮传动设计的计算 12

3.3.2 选择齿轮轮齿数 13

3.3.3 选取齿轮节数和齿轮型号 13

3.3.4确定实际中心距 14

3.3.5 计算作用轴上载荷 15

3.3.6 圆柱齿轮的耐疲劳工作能力计算 15

3.4  圆柱齿轮齿轮轮 16

3.4.1 主动齿轮轮的齿形设计 16

3.4.2  轴面齿廓尺寸 18

3.4.3  齿轮轮结构尺寸 20

3.4.4从动齿轮轮的齿形设计 20

3.4,5  轴面齿廓尺寸 21

3.4.6齿轮轮结构尺寸 22

3.5 齿轮齿合传动装置的设计计算 22

3.5.1 齿轮类型和精度等级 22

3.5.2 按齿面接触疲劳强度计算 22

3.5.3.校核计算 23

3.5.4.确定传动主要尺寸 25

3.5.5.按齿根弯曲疲劳强度验算 25

3.6 轴的设计计算 27

3.6.1 齿轮轴的设计计算 27

3.6.2.轴的结构设计 27

3.6.3. 轴的强度计算 28

3.6.4主动齿轮轮轴的设计计算 29

3.7 传动结构及设计 30

3.8 传动轴的结构设计 32

总结 34

致  谢 35

参考文献 36


摘   要


本毕业设计是一个高楼火灾逃生装置的设计。首先,高楼火灾逃生装置作了简单的概述;接着分析和高楼火灾逃生装置计算方法的选择原则;然后根据这些设计准则与计算基础的设计;然后检查救生装置的主要部件的选择。普通型高楼火灾逃生装置由六个主要部件组成:目前,高楼火灾逃生装置向长距离,高速度,低摩擦的方向发展,近年来,高楼火灾逃生装置就是其中的一个。在设计中,该高楼火灾逃生装置的研制与应用,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,在过程中的国内设计和高楼火灾逃生装置的制造中存在着许多问题。

高楼火灾逃生装置设计代表了设计的一般过程,对今后的设计工作的选择有一定的参考价值。

                         

关键词:高楼火灾逃生装置      传动装置   减速器


Abstract

This graduation project is the design of a fire escape device for tall buildings. First, the fire escape device of the tall building was briefly outlined; then the selection principle of the calculation method for the fire escape device of the high building; and then the design based on these design criteria and calculation basis; and then the selection of the main components of the lifesaving device. The fire escape device of the common high building consists of six main components: at present, the fire escape device of high buildings is developing towards long distance, high speed and low friction. In recent years, the fire escape device of high building is one of them. In the design, the development and application of the fire escape device of the high building still have a big gap compared with the advanced level abroad. There are many problems in the process of domestic design and the manufacture of fire escape devices in high buildings.

The design of fire escape device for high-rise buildings represents the general process of design, and has some reference value for the future design work.


Key words: tall building fire escaping device drive reducer


1 绪论

1.1 高楼火灾逃生装置的现状及未来趋势

高楼火灾逃生装置自被发明于1795,经过两个世纪的发展,已广泛应用于农业行业。特别是第三次工业革命的新技术、新材料的应用带来的,高楼火灾逃生装置的发展,使带式救生装置进入了一个新纪元。

现在,从救生能力,救生距离,无论各方面,来衡量的经济效益,,成为各个国家和行业的发展。高楼火灾逃生装置是一种高楼火灾逃生装置械做救生材料与牵引工具。其特点是承载物料的输送带也是传递动力的牵引。承载带在托辊上运行,也可以用滚子轴承。根据轴承的部分可分为平形,槽形,双槽,波纹挡边斗,波纹边袋,挂的圆管形,和高楼火灾逃生装置圆管形高楼火灾逃生装置。

高楼火灾逃生装置连接的理想设备,高效的高楼火灾逃生装置救生,它与其他救生设备(如机车类)相比,不仅具有长距离,连续输送能力,大的优点,运行可靠,易于实现自动化,集中控制,尤其是高产量、高高效救生,高楼火灾逃生装置已成为高楼火灾逃生装置高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。目前,中国的共约1200000台高楼火灾逃生装置,救生装置也向大容量,长距离,高带速方向。


内容简介:
1 毕业设计说明书 课题名称:高楼火灾逃生装置设计 学生姓名 学 号 所在学院 专 业 班 级 指导教师 起讫时间: 年 月 日 年 月 日 2 目 录 摘 要 .4 ABSTRACT 5 1 绪论 .6 1.1 高楼火灾逃生装置的现状及未来趋势 .6 1.2 高楼火灾逃生装置的主要用途 6 1.3 各种高楼火灾逃生装置的特点 .7 1.4 高楼火灾逃生装置发展方向 .7 2 高楼火灾逃生装置的设计 .9 2.1 高楼火灾逃生装置的设计参数 9 3 设计计算 .10 3.1 减速器的选择 .10 3.2.1 按强度选用减速器 10 3.2 .2 计算功率 1cP11 3.2 校核热功率 .12 3.3 齿轮传动装置的设计计算 .12 3.3.1 圆柱齿轮传动设计的计算 .12 3.3.2 选择齿轮轮齿数 13 3.3.3 选取齿轮节数和齿轮型号 13 3.3.4 确定实际中心距 .14 3.3.5 计算作用轴上载荷 15 3.3.6 圆柱齿轮的耐疲劳工作能力计算 15 3.4 圆柱齿轮齿轮轮 .16 3.4.1 主动齿轮轮的齿形设计 16 3.4.2 轴面齿廓尺寸 18 3.4.3 齿轮轮结构尺寸 20 3.4.4 从动齿轮轮的齿形设计 .20 3.4,5 轴面齿廓尺寸 21 3.4.6 齿轮轮结构尺寸 .22 3.5 齿轮齿合传动装置的设计计算 .22 3.5.1 齿轮类型和精度等级 22 3.5.2 按齿面接触疲劳强度计算 22 3.5.3.校核计算 .23 3.5.4.确定传动主要尺寸 .25 3.5.5按齿根弯曲疲劳强度验算 25 3 3.6 轴的设计计算 .27 3.6.1 齿轮轴的设计计算 27 3.6.2.轴的结构设计 .27 3.6.3. 轴的强度计算 .28 3.6.4 主动齿轮轮轴的设计计算 .29 3.7 传动结构及设计 .30 3.8 传动轴的结构设计 .32 总结 .34 致 谢 .35 参考文献 .36 4 摘 要 本毕业设计是一个高楼火灾逃生装置的设计。首先,高楼火灾逃 生装置作了简单的概述;接着分析和高楼火灾逃生装置计算方法的选 择原则;然后根据这些设计准则与计算基础的设计;然后检查救生装 置的主要部件的选择。普通型高楼火灾逃生装置由六个主要部件组成: 目前,高楼火灾逃生装置向长距离,高速度,低摩擦的方向发展,近 年来,高楼火灾逃生装置就是其中的一个。在设计中,该高楼火灾逃 生装置的研制与应用,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距, 在过程中的国内设计和高楼火灾逃生装置的制造中存在着许多问题。 高楼火灾逃生装置设计代表了设计的一般过程,对今后的设计工 作的选择有一定的参考价值。 关键词:高楼火灾逃生装置 传动装置 减速器 5 Abstract This graduation project is the design of a fire escape device for tall buildings. First, the fire escape device of the tall building was briefly outlined; then the selection principle of the calculation method for the fire escape device of the high building; and then the design based on these design criteria and calculation basis; and then the selection of the main components of the lifesaving device. The fire escape device of the common high building consists of six main components: at present, the fire escape device of high buildings is developing towards long distance, high speed and low friction. In recent years, the fire escape device of high building is one of them. In the design, the development and application of the fire escape device of the high building still have a big gap compared with the advanced level abroad. There are many problems in the process of domestic design and the manufacture of fire escape devices in high buildings. The design of fire escape device for high-rise buildings represents the general process of design, and has some reference value for the future design work. Key words: tall building fire escaping device drive reducer 6 1 绪论 1.1 高楼火灾逃生装置的现状及未来趋势 高楼火灾逃生装置自被发明于 1795,经过两个世纪的发展,已广 泛应用于农业行业。特别是第三次工业革命的新技术、新材料的应用 带来的,高楼火灾逃生装置的发展,使带式救生装置进入了一个新纪 元。 现在,从救生能力,救生距离,无论各方面,来衡量的经济效益, ,成为各个国家和行业的发展。高楼火灾逃生装置是一种高楼火灾逃 生装置械做救生材料与牵引工具。其特点是承载物料的输送带也是传 递动力的牵引。承载带在托辊上运行,也可以用滚子轴承。根据轴承 的部分可分为平形,槽形,双槽,波纹挡边斗,波纹边袋,挂的圆管 形,和高楼火灾逃生装置圆管形高楼火灾逃生装置。 高楼火灾逃生装置连接的理想设备,高效的高楼火灾逃生装置救 生,它与其他救生设备(如机车类)相比,不仅具有长距离,连续输 送能力,大的优点,运行可靠,易于实现自动化,集中控制,尤其是 高产量、高高效救生,高楼火灾逃生装置已成为高楼火灾逃生装置高 效开采机电一体化技术与装备的关键设备。目前,中国的共约 1200000 台高楼火灾逃生装置,救生装置也向大容量,长距离,高带速方向。 1.2 高楼火灾逃生装置的主要用途 高楼火灾逃生装置是一种连续输送,连续救生装置是救生或迁移 的主要类型,其救生的特点是装载点到装载点之间的连续材料流的形 成,通过连续的物料流的整体运动来完成物流从装载点到救生装置卸 载点,连续救生装置是生产过程的一个重要组成部分是由有节奏的流 7 水作业救生线。 1.3 各种高楼火灾逃生装置的特点 高楼火灾逃生装置也被称为高楼火灾逃生装置的槽形救生救生装 置,明显的特征是槽形普通高楼火灾逃生装置角的增加,使输送带成 U 形。这样的传送带产生挤压的材料,导致在高楼火灾逃生装置增加 摩擦力,输送角度可达 25 度,救生装置。 齿轮式救生装置是用于辅助带压力施加到材料。这种救生装置的 主要优点是:输送物料的最大角度可达 90 度,速度可达 6ms ,救生 容量的变化不随角度的变化,可以实现密闭输送。它的主要缺点是结 构复杂,输送带的磨损和能源消耗大增。 1.4 高楼火灾逃生装置发展方向 (1)大型化、提高救生能力 为了适应高产高效集约化生产的需要,高楼火灾逃生装置的输送 能力要加大,长距离、高带速、大运量、大功率是将来发展的必要。 在今后 10 年内输送能力要提高到 3000 10000 t/h,带速提高至 58mm / s, 输送长度对于可伸缩高楼火灾逃生装置输送距离要达到 600mm 以上,对于钢绳芯强力高楼火灾逃生装置须达到 1400mm 以上,单 台电机功率要达到 10002500kW 以上 (2) 提高性能和可靠性 (1)规模,提高救生能力 (2)提高救生的性能和可靠性 和整个装置的可靠性主要取决于的性能和可靠性的性能,中国正 在带式救生装置主要是各制造商,一直没有出现,大型专业救生。除 8 了进一步完善和提高现有的性能和可靠性,而且还不断地研究和开发 新的技术和新的鼓。 (3)扩大功能,一机多用 高楼火灾逃生装置是连续救生的理想设备,还没有完全发挥作用。 可以用来修改高楼火灾逃生装置的结构,采取一定的安全措施,可以 扩大运,运料或双向救生功能,一机多用,经济效益最大化。 (4) 开发专用 为了高效传送,本次设计了高楼火灾逃生装置专用电动。以下介 绍高楼火灾逃生装置专用电动的主要设计参数及相关计算。 9 2 高楼火灾逃生装置的设计 2.1 高楼火灾逃生装置的设计参数 救生装置动力装置和减速装置集中到一个高楼火灾逃生装置带 电动系列动力机构,减速机构,一个为一体的传动机构,减速机, 电机设置在筒体内,结构紧凑,重量轻,安装维修方便,因此,经常 被用来作为一个可高楼火灾逃生装置的带式救生装置减速装置。外形 及安装尺寸如图所示: . 图 2-1 高楼火灾逃生装置图 10 3 设计计算 3.1 减速器的选择 此设计中减速器工作环境为高速轴转速不大于 1500r/min,齿轮的 圆周速度不大于 20m/s(见以下计算) ;工作环境温度范围-40 +50 。可优先考虑标准减速器。C 总传动比 w mni ( 3-1) 37.26014 nm电机满载转速,nw 救生装置转子转速; i=igiv (3-2) 取 ig=1.37 iv=1.72 ig一对圆柱转轴的传动比,ivV 带传动的传动比; 各轴转速计算 1n = 1420r/min =2 min/0367.4r3nmin/5987.106r 各轴功率计算 I1.59.4cPkW0.971.43rg kW 2 215609.6cvc k 11 3.2.1 按强度选用减速器 根据整个输送装置构工作的传动比要求,即总的传动比 4.520136i驱电总 n 各轴转速、转矩、功率列表如下: 轴号 功率 ( kW) 转速 n(r/min) 转矩 (N.m)T I 1.49 1420 9.98 II 1.43 1036 1.38 III 1.36 355 36.3 3.2 .2 计算功率 1cP 根据式(18-11) 【1】 kWnPKac 111 式中 传递的功率,kW;1 工况系数,见表 18-40【1】 ;aK 要求的输入转速 r/min;1n 承载能力表中靠近 的转速 r/min;1n 时的许用输入功率 kW,由表 18-3137【1】 中查出;1pP 对应于 时的许用输入功率 kW,当 时,1p 1n 10.4n 取 .;1pP 工况系数 安中等冲击载荷得到 ;aK1aK 按 及 相接近的公称转速 , 4.5i总 min/1360nr min/150rn ,kWP01 当 时,折算许用公称功率i/r 12 kWknP49.01536.011 代入上式得: kWPPc 49.075 1 可选用减速电机 R27-DT80K4 3.2 校核热功率 ,环境温度系数 =1 kWPfPGt 21 1f 负荷率系数 =0.94,功率利用系数 1.53ft 76.0594.5.0 额定 功率 kW 输出 转速 r/min 输出转 矩 A 减速 器传 动比 输出轴 用径向 载荷 N 使 用 系 数 0.5 5 243 22 5.60 1980 4.6 3.3 齿轮传动装置的设计计算 由于往复运动及运动救生的速度较小,故采取齿轮传动较好。 3.3.1 圆柱齿轮传动设计的计算 根据电动机和减速器的参数可知,电动机输出功率为 ,转速为 ,减速器传动比为 i=5.6,故kW 5.0输Pmin/1360rn电 减速器输出转速 24.52i电 由于初步得知其功率大约为 0.55kW,连续工作 8 小时。 由 knP62105.9T输 可得 mNPn 2435.01.962输 式中 减速器输出功率, ;输 kW 13 减速器输出转矩, ;nTmN 减速器输出转速, 。2 in/r 故输出转矩 22 ,因齿轮轴和主动齿轮轮齿轮速度要求相差不 大,故可初步选择齿轮传动的传动比为 2,载荷平稳。 3.3.2 选择齿轮轮齿数 1)选择传动比 通常 ,推荐 ,因齿轮轴和主动齿轮轮齿轮速度6i 50.32i 要求相差不大,故可初步选择齿轮传动的传动比为 2,载荷平稳。 2)选择小齿轮轮齿数 ,通常 =9,应按齿轮速 和传动比 选取。min1zinzvi 当 增大时,齿轮条紧边的拉力下降,多边形效应减少,啮入时 齿轮节间的相对转角减少,磨损小,但传动的尺寸、重量增加。 参考表 11-2【1】 初步确定小齿轮轮齿数 =251z 3)确定大齿轮轮齿数 =2z 203417maxzi 3.3.3 选取齿轮节数和齿轮型号 1)确定计算功率 根据 89.0)17()9(.08.1zKZ 计算功率为 kWPZAC6.8.05 式中 计算功率, ; 传递的名义功率, ; 工况系数;AK 小齿轮轮齿数系数Z 2)选择齿轮型号和节距 14 为使传动平稳,结构紧凑,宜选用节距较小的齿轮条。为传动平 稳,采用中心线偏离垂直线约中心线偏垂直线 。3 根据计算功率 =0.618kw 和 =248.2r/min,查图 11-2【1】 可选CP1n 齿轮条型号为 ,查得齿轮条节距为 。AoN08mp7.2 3)初定中心距 初定中心距应首先考虑结构要求,此设计为中心距不能调整的传 动,故取最大允许中心距 =8012.7=1016pa80mx 一般初定中心距 635 ,3817.2)53()53(0 m 取 =4000a 4)齿轮条节数 根据表 11-2【1】 , 得齿轮条节数 210210zapzpaLP 725.82347.7.4 式中 齿轮条节数,节pL 应圆整为整数,为避免使用过渡齿轮节,尽量取偶数,故圆整 为 88 节数。p 5)齿轮条长度 mmLp 6.17.28 3.3.4 确定实际中心距 精确中心距 由于数值 ,中心距计算系数176.43812zLP =0.24907LK 15 根据表 11-2【1】 , ,得理论中心距 mKzLpaLP)2(21 m375.8940.378. 实际中心距 ,通常取a a51.9.0)4.02.( 取 =388mm 3.3.5 计算作用轴上载荷 1)计算齿轮速,确定润滑方式 根据表 11-2【1】 可知 smpnzv/106s/87.0/.2437 式中 齿轮速,vs/ 主动齿轮轮转速,1nin/r ,可知该传动为中速传动m8.06/87.0 根据 和型号 -1,所以采用滴油润ssv/. AoN08 滑。 2)有效圆周力 根据表 11-2【1】 ,有效圆周力 NvPFt 2.6387.051 式中 P传递的名义功率, ;kW 对接近于垂直的传动,作用于轴上的力 NFKtA 8.632.105.05.1 式中 工况系数,上述已查其值; 3.3.6 圆柱齿轮的耐疲劳工作能力计算 当齿轮条传递功率超过额定功率、齿轮条的使用寿命要求小于 15000h 时,其疲劳寿命的近似计算如下。 16 设 为齿轮板疲劳强度限定的额定功率, 为圆柱套筒)(0kWP )(0kWP 冲击疲劳强度限定的额定功率,P 为要求的传递功率,则在铰齿轮不发 生胶合的前提下对已知齿轮传动进行疲劳寿命计算如下: 由 kKPA5.01. 由式(9.3-6) 【3】 得 =1.172 pnz028.39.018.0453kW 由式(9.3-7) 【3】 得 =0.1335.1 800npPk 故 ,则 =28128h)(0kWPAK)(0 10150PALKT 式中 使用寿命,h;T 小齿轮轮齿数;1z 小齿轮轮转速, ;nmin/r 多排齿轮排数系数;PK 工况系数;A 齿轮节数。PL 即该齿轮条满足要求。 3.4 圆柱齿轮齿轮轮 本次设计中采用圆柱齿轮与齿轮轮的啮合形式。因圆柱齿轮与齿 轮轮的啮合属非共轭啮合传动,故齿轮轮齿形的设计有较大的灵活性。 根据 GB/T 1243-1997 规定的最大和最小齿槽形状来确定齿轮轮齿槽的 基本形状 17 3.4.1 主动齿轮轮的齿形设计 最大齿槽形状:齿侧圆弧半径 er 26.264)180(0.2minzdrre m 圆柱定位圆弧半径 ir 3.6673in69.5.rrr 圆柱定位角 a 114.71omin0-2za 最小齿槽形状:齿侧圆弧半径 er 15.96 )2(.01maxzdrre m 圆柱定位圆弧半径 irridr50.max 3.535 圆柱定位角 a 134.711omaxz90-4 齿轮轮的实际齿槽形状,应在最大齿槽形状和最小齿槽形状 的范围内。因三圆弧-直线齿形符合上述规定的齿槽形状范围,故 齿轮轮的基本参数 【3】 ,计算如下: 齿沟圆弧半径 1r 568.30.5.1drm 齿沟半角 2/a 51.5 1 oz-/ 工作段圆弧中心 O2的坐标 )2/(sin8.0rdM 18 = 4.4 m)2/(cos8.0rdT =3.5 工作段圆弧半径 2r 17.905.32.12rdr 工作段圆弧中心角 7.14z56-8o 齿顶圆弧中心 O3的坐标 =8.9510cos.zdWrm =1.67180sin3.zdVor 齿形半角 /2 =13.2 1o647/z 齿顶圆弧半径 3r 5.1 05.)32.1cos8.02s.(3 rd m 工作段直线部分长度 bc 0.66 )sin.si.1(rbc e 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.4 223).1(pdrHrm 注:式中 铰卷外径 主动齿轮轮齿数7r 17z 19 3.4.2 轴面齿廓尺寸 根据表 9.3-14【3】 得齿轮轮的主要尺寸如下: 分度圆直径 d1z80sinpd1.697si.2m 齿顶圆直径 ad 78ra dp25.1x m 76radpzd)6.1(inm 取 =77ad 齿根圆直径 =69.1-7=62.1f rfdm 分度圆弦齿高 ah 5.03ra dpzh5.08.625.01mx m 2.85)(5.0inradphm 取 =4ah 故主动齿轮轮的主要尺寸如下表: 分度圆 直径 d 齿顶圆 直径 ad 齿根圆直径 fd分度圆弦齿 高 ah 69.1 77 62.1 4 20 (2)确定实际中心距 中心距 =389.375221211()()8()4ppzzzaLLm 取 =388mm a 3.4.3 齿轮轮结构尺寸 选用整体式钢制小齿轮轮 根据表 9.3-16【3】 , ,可得以下齿轮轮结构尺寸: 参考联轴器的标准直径和主动齿轮轮的定位尺寸mdk34ax 取 k2 轮毂厚度 =9.16hdKhk01.6m 式中 由于 ,取 =4.805K 轮毂长度 l 2.3.l 轮毂直径 hd4hdkh 3.4.4 从动齿轮轮的齿形设计 同理,从动齿轮轮的齿形设计可参考主动齿轮轮的齿形设计方法。 最大齿槽形状:齿侧圆弧半径 74.8erminer 圆柱定位圆弧半径 3.667i i 圆柱定位角 117.4aina 最小齿槽形状:齿侧圆弧半径 30.24 ermaxer 21 圆柱定位圆弧半径 irridr50.max 3.535m 圆柱定位角 137.4aax 齿沟圆弧半径 1r 568.31r 齿沟半角 53.2 2/a2/ 工作段圆弧中心 O2的坐标 = 4.5 Mm =3.35T 工作段圆弧半径 2r 17.92r 工作段圆弧中心角 46 齿顶圆弧中心 O3的坐标 =9.06Wm =0.84V 齿形半角 =15.1 /22/ 齿顶圆弧半径 4.99 3r 3r 工作段直线部分长度 bc 0.0.79 bcm e 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.1 3.4,5 轴面齿廓尺寸 根据表 9.3-14【3】 得齿轮轮的主要尺寸如下: 分度圆直径 dd138m 齿顶圆直径 146.9a ax 144.3in 取 =146adm 齿根圆直径 =131f fdm 22 分度圆弦齿高 4.74ahmaxh 2.85)(5.01indpm 取 =4ah 故主动齿轮轮的主要尺寸如下表: 分度圆 直径 d 齿顶圆 直径 ad 齿根圆直径 fd分度圆弦齿 高 ah 138 146 131 4 3.4.6 齿轮轮结构尺寸 轮毂厚度 =12.61h dKhk01.6m 式中 由于 ,取5 =6.4K 取 dk29 轮毂长度 l 36.hlm 轮毂直径 hd .54k Dg=123.7 取 123mm 3.5 齿轮齿合传动装置的设计计算 3.5.1 齿轮类型和精度等级 救生装置为一般工作机器,速度不高,且功率 ,故选用kWP5.0 直齿圆柱齿轮传动,选用 8 级精度(GB 10095-88) (以下说明) 。 3.5.2 按齿面接触疲劳强度计算 1.初步计算 23 转矩 1T 1.2450.9105.9661 nPT =44324.7 mN 齿宽系数 由表 12.13【4】 ,取 =1.0 d d =1.0d 接触疲劳极限 由图 12.17c【4】 limH MPaH7501lim MPaH5802lim 初步计算的许用接触应力 (式 12.15)H7509.1lim1H 【4】 1H =675MPa 580902lim2H =522MPa 值 由表 12.16【4】 ,取 =90dA dA 初步计算的齿轮直径 (式 12.14)1d321uTHd 【4】 =61.932150.749m 取 =651dm 初步齿宽 b 651db =65 3.5.3.校核计算 圆周速度 v 106.245106ndv =0.42 sm/ 精度等级 由表 12.6【4】 选 8 级精度 齿数 z 和模数 m 初选齿数 ;25z =2.6/6/1d 24 由表 12.3【4】 ,取模数 2.5 m 2.5 m 则 26 5.2/6/1dz z=26 使用系数 由表 12.9【4】 AK =1.35A 动载系数 由图 12.9【4】 v =1v 齿间载荷分配系数 由表 12.10【4】Ha 先求 =1043657.43221dTFt N =21.7 1000.bKtAm/ (式 12.6)261.38cos2.38z 【4】 1.76 =0.87 (式 12.10)376.14Z 【4】 8.0 由此得 32.187.012ZKHa32.1HaK 齿向载荷分布系数 由表HK 12.11【4】 bCdbBA3210 =1.37 651.6.7.2 =1.37HK 载荷系数 (式 12.5)3.135.1HVAK 【4】 =2.44 弹性系数 由表EZ 12.12【4】 MPa8.9 节点区域系数 由图H 25 12.16【4】 =2.5HZ 接触最小安全系数 由表minS 12.14【4】 =1.05 总工作时间 ht =4800hht 应力循环次数 由表 12.15【4】 ,估计 ,则指数LN9710LN m=8.78 minihiVLTtax1160 48.2 =LN709.4 原估计应力循环次数正确。 接触寿命系数 由图NZ 12.18【4】 =1.18 许用接触应力 (式 12.11)H05.187minlHNSZ 【4】 H =843.9 MPa 验算 (式 12.8) 【4】ubdKTZHE12 =518.1 1.58HMPa 计算结果表明,接触疲劳强度较为合理,齿轮尺寸无需调整。否 则,尺寸调整后还应再进行验算。 3.5.4.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并 未圆整, 故分度圆直径不会改变,即 mzd652.md65 中心距 a mza5.32/6/ 26 =32.5am 齿宽 b mdb651 =65 齿顶高 ah ha.2* =2.5 齿根高 f mchaf 15.3)25.01()* =3.125fhm 齿顶圆直径 ad mhdaa 70.6 =70a 齿根圆直径 f ff 5.812.352 =58.75f 齿距 p p.7 =7.85m 齿轮中心到齿合基准线距离 H md5.32/6/ =32.5H 基圆直径 bd mdob 1.620cs6cos =61.1b 3.5.5按齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 =0.66 Y 82.1750.75.02.Y =0.66 齿间载荷分配系数 由表 10.10【4】 , FaK 6./YKFa =1.51FaK 齿向载荷分布系数 6.1)5.2/(6/hb 由图 12.14【4】 35.1F 载荷系数 35.13.FVAK =2.75K 齿形系数 由图 12.21【4】 FaY =2.60Fa 27 应力修正系数 由图 12.22【4】 saY =1.59saY 弯曲疲劳极限 由图 12.23c【4】 limFMPF601lim a452li 弯曲最小安全系数 由表 12.14【4】 limFS =1.25limFS 弯曲寿命系数 由图 12.24【4】 NY =0.95NY 尺寸系数 由图 12.25【4】 X =1.0X 许用弯曲应力 (式 12.19) 【4】 F25.10.96minlFXNSY =456 FMPa 验算 (式 12.16) 【4】YbdKTSAFaF =63 6.0591.25.6743.2 MPa PaF63F 传动无严重过载,故不作静强度校核 3.6 轴的设计计算 3.6.1 齿轮轴的设计计算 1.输出轴的功率 、转速 和转矩PnT 由上述计算可知 =0.44298.0547.031输 kW =124.1 mi/r 于是 mNnT 7.341.2995 2.作用在齿轮上的力 28 已知齿轮轴的分度圆直径为 mzd652. 而 圆周力 NTFt .104657.32 径向力 Otr 9.38tan.an 3.初步确定轴的最小直径 轴的材料为 40Cr,调质处理。初步估算轴的最小直径。 (式 15-2) 【5】30PdAn 取 则12OAm1.7.2413min 轴的最小直径显然是安装从动齿轮轮处轴的直径 。此轴上有一1d 键槽,应适当增大轴径:单键增大 5%。 取 8min1 为了使所选的轴与齿轮轮孔径相适应,同时,齿轮轮轴孔的直径 是 ,故取 ;又由于齿轮轮轮毂长度为 ,故m29md291l3 该轴尺寸 ;l31 3.6.2.轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案 选用装配方案:螺母、轴端挡圈、齿轮轮、轴承端盖、右端轴承、 、右端套筒、齿轮轴、左端套筒、轴承、轴承端盖依次从轴的左端向 右安装。 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为了满足从动齿轮轮的轴向定位要求, 轴段右端需cb 制出一轴肩,轴肩高度 ,故取mdh)31.2().07.( 段的直径 ; 长度可参考安装尺寸取bcmd32bcl1602 29 (2)初步选取滚动轴承。因轴承受到径向力较大,故选用单 列向心球轴承。参照工作要求并根据 ,由轴承产品目md32 录中初步选取单列向心球轴承 6207,其尺寸为 ,故 、 ;而17235BDd 573l197 。m65 轴端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据轴承的安装尺寸, 。d4264 其余尺寸可根据其他相关零件而确定,即 ,ml5ml2564 3.6.3. 轴的强度计算 按弯扭合成强度条件校核计算 通过轴的结构设计,轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及 外载荷和支反力的作用位置均已确定 许用应力值 用插入法由表 16.3【4】 查得 ,MPab5.102MPab601 应力校正系数 5.1026b59.0 表 6 齿轮轴受载计算结果 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 NF45.19021NF3.5243 弯矩 mMV38 mM8 总弯矩 H.071.2.822 扭矩 T6340159.0 30 6). 由于齿轮为K式直齿轮,按弯扭合成应力校核的强度 mNMTCa 8.36152)(2 PaPaW09.48 故安全。 3.6.4 主动齿轮轮轴的设计计算 由从动齿轮轮的结构尺寸可知轴的直径为 ,其长度可参md30 考装配尺寸确定。此轴所受载荷较小(可忽略) ,可不进行强度校核计 算。 使用系数 :由 12-9 =1.5HA 动载荷系数 :由 12.9 =1.15V V 齿间载荷分配系数 :由图 12.10,先求 . 由此可得 12tTFd KH= = =1.25 12 10.8942 =1.25 31 3.7 传动结构及设计 传动轴的设计因材料为 Q235A 钢,其密度 ,与3/108.7mkg 的直径 D=320mm. 若取每级齿轮传动的效率(包括轴承效率在内) =0.97,则kwp14697.01633min/2rinwNT175604.950 则轴的角转速 sradnw/3.8602mrV/62.15.2sf (2)轴的最小直径的确定 式中 3pdAn-kW;r/min轴 转 递 的 功 率 , 单 位 为轴 的 转 速 , 单 位 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,选取 =112。于是 得AnpAd2.137 (4) 电动筒体强度的校核 已知 功率 P=2.2kW,带速 筒长 l=600mm,直径 D=320mm,smv/5.0 筒体厚度 t=15mm,材料为 Q235 钢板。 32 由式 -圆周减速力;NvpFu58401uF 由式 10.235 02.84rad1602435rad2e.Ue 输 送 带 与 滚 筒 之 间 的 摩 擦 系 数 , 按 潮 湿 空 气 运 行 取 ;滚 筒 的 为 包 角 , 一 般 在 之 间 现 取)。由 此 可 以 得 出 : , 21UF2F紧 边 拉 力 ; -松 边 拉 力 ; 代入得 =2 =116800N, = =58400N;1FU2U NFK980.157.2 , -为所受转矩;mDMU3620843 3M 设输送带平均张力 F 沿长度 L 均匀地分布在上,则单位长度上受的力 q=,l因 此 N1609784.9412max 此中 W-抗弯截面模数, 23(/)nMNW 对于内径 d,外径为 D 的电动,其抗弯截面模数应按圆柱壳理论选取:230.196()6RttmA 因此 MW2225.09(/).MNmRtt 33 233322.547(/)2(0.196)MMNmWRtt 式中 R壳()的平均半径,mm; t壳()的厚度,mm; 则 正应力 22/7.43.5t 22/1.5.mNtR 根据第四强度理论,合成弯矩可以写成: 22223 22ss()3(/)4N/; N/m; =N/1.5Q235A3MPa,=16.7MPah hM或弯 矩 作 用 下 的 正 应 力 , 扭 矩 作 用 下 的 剪 切 应 力 ,许 用 应 力 , 按 第 四 强 度 理 论 , 取 。通 常 电 动 滚 筒 体 均 为 刚 制 造 , 该 刚 的其 许 用 应 力 。 222 /0.649h 计算强度校核通过。 3.8 传动轴的结构设计 1)拟定轴上的零件方案 2) 根据定位和装配的要求确定轴的各段直径和长度,轴的尺寸见 轴的零件图。 3) 轴上零件的周向定位 联轴器与轴的定位均采用平键联结,滚动 轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公 差为 m6。 mNMHE4.12582 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危 34 险截面 E)的强度。根据式 22()caMTW 式中 -轴的计算应力,单位为 MPa;ca M-轴所受的弯矩,单位为, 。NmA T-轴所受的扭矩,单位为, 。 W-轴的抗弯截面系数,单位为 ,对没键槽的3 由式 W= 33.140.2d -许用弯曲应力,对也选定的材料为 45 钢,调质处理,1 。6MPa22()cTWMPa6.1160.75458322 因有 ,因此,此轴
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