【《液压两辊卷板机传动系统的设计计算过程案例》7100字】

[7]。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度取II-III段的直径d23=40mm；取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，取l12=58mm。初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45×85×20.75mm，故d34=d78=45mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=20.75+15=35.75mm。取d45=d67=52mm。l56=B=65mm，d56=d1=60mm图3-3轴的结构设计图l23=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮的距离c=12mm。在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知低速小齿轮的宽度b3=121mm，则l45=b3+c+Δ+s-15=121+12+16+8-15=142mml67=Δ+s-15=9mm轴的受力分析和校核作轴的计算简图（见图3-4-a）:a=18.6mm输入轴第一段中点距左支点距离L1=58/2+50+18.6=97.6mm齿宽中点距左支点距离L2=65/2+35.75+142-18.6=191.6mm齿宽中点距右支点距离L3=65/2+9+35.75-18.6=58.6mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-4-b）：FNH1=FtF垂直面支反力（见图3-4-d）：FNV1=FrF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M分别作水平面弯矩图（图3-4-c）和垂直面弯矩图（图3-4-e）。截面C处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图3-1-f）。作转矩图（图3-1-g）。按弯扭组合强度条件校核轴的强度：只需校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。取α=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度。轴的弯扭受力图如下：图3-42)中间轴的设计中间轴功率P2=8.71kw,转速n2=134.04r/min,T2=620.56Nm求作用在齿轮上的力高速小齿轮的分度圆直径d2为429mm则FF低速级小齿轮的分度圆直径d3为115.5mm则FF初步估算轴的最小直径轴的材料选为45钢，调质处理，取A0=107于是d图3-5轴的结构设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。中选用单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d×D×T=50×90×21.75mm，故d12=d56=50mm。取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45=55mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。取l45=58mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d34=67mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=14.5mm。左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位，取d23=55mm。低速小齿轮的轮毂宽度为B=121mm，取l23=119mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。取滚动轴承距箱体内壁距离s=8mm，滚动轴承宽度T=21.75mm，则l12=T+Δ+s+2=21.75+16+8+2=47.75mml67=T2T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mm轴的受力分析和校核作轴的计算简图（见图3-5-a）:a=20mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=(60/2-2+50.25-20)=58.2mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(60/2+14.5+121/2)=105mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(121/2-2+47.75-20)=86.2mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-5-b）：FF垂直面支反力（见图3-2-d）：FF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MM截面B、C处的垂直弯矩：MM作水平面弯矩图（图3-5-c）和垂直面弯矩图（图3-5-e）。截面B、C处的合成弯矩：MM作合成弯矩图（图3-5-f）。作转矩图（图3-5-g）。按弯扭组合强度条件校核轴的强度：只需校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。取α=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度。轴的弯扭受力图如下：图3-53)输出轴的设计输出轴上的功率P3=8.36KW转速n3=24.5r/min转矩T3=3258.69Nm求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=632.5mm则:FF初步确定轴的最小直径取轴的材料为45钢，调质处理，取:A0=112，于是得d联轴器的转矩Tca=KAT3，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:T选用LT12型联轴器。半联轴器的孔径为100mm故取d12=100mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为167mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度取II-III段的直径d23=105mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=110mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=167mm，取l12=165mm。选用单列圆锥滚子轴承30222，其尺寸为d×D×T=110mm×200mm×38mm，故d34=d78=110mm，取挡油环的宽度为15，则l34=38+15=53mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。30222型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm，因此，取d45=117mm。取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=115mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。低速大齿轮轮毂的宽度B=116mm，取l67=114mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=115mm得R=2.5mm，故取h=7mm，则轴环处的直径d56=129mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。取l23=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。滚动轴承距箱体内壁距离s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=38mm高速大齿轮轮毂宽度B2=60mm，则l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=60+12+5+2.5+16+8-12-15=76.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=38+8+16+2.5+2=66.5mm已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析和校核：作轴的计算简图（见图3-6-a）:a=45mm第一段轴中点距左支点距离L1=(165/2+50+45)mm=177.5mm齿宽中点距左支点距离L2=(116/2+12+76.5+53-45)mm=154.5mm齿宽中点距右支点距离L3=(116/2-2+66.5-45)mm=77.5mm计算轴的支反力：水平面支反力（见图3-6-b）：FF垂直面支反力（见图3-6-d）：FF计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M作水平面弯矩图（图3-6-c）和垂直面弯矩图（图3-6-e）。截面C处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图3-3-f）。作转矩图（图3-6-g）。按弯扭组合强度条件校核轴的强度：只需校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。取=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度轴的弯扭受力图如下：图3-61.2.5键联接的选择及校核计算1)输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：选用键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dσT≥T1，故键满足强度要求。2)中间轴键选择与校核中间轴与高速大齿轮处键选用键尺寸为：b×h×l=16mm×10mm×50mm，接触长度:l'=50-16=34mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。中间轴与低速小齿轮处键选用键尺寸为：b×h×l=16mm×10mm×110mm，接触长度:l'=110-16=94mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。3)输出轴键选择与校核输出轴与低速大齿轮处的键选用键尺寸为：b×h×l=32mm×18mm×110mm，接触长度:l'=110-32=78mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。输出轴与联轴器处键选用键尺寸为：b×h×l=28mm×16mm×110mm，接触长度:l'=110-28=82mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。1.2.6轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：L1)输入轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:该轴承只受径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×10360选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr=67.8KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。2)中间轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P选择轴承型号:查表，选择:30210轴承，Cr=71.2KN，有：L所以轴承预期寿命足够。3)输出轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:该轴承只受径向力，径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P选择轴承型号:选择:30222轴承，Cr=260KN，L所以轴承预期寿命足够。1.2.7联轴器的选择1)输入轴处联轴器载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：T型号选择选用LT5型联轴器，联轴器许用转矩为T=125Nm，许用最大转速为n=4600r/min，轴孔直径为35mm，轴孔长度为60mm。Tn联轴器满足要求，故合用。2)输出轴处联轴器载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：T型号选择选用LT12型联轴器，联轴器许用转矩为T=8000Nm，许用最大转速为n=1450r/min，轴孔直径为100mm，轴孔长度为167mm。Tn联轴器满足要求，故合用。1.2.8减速器的润滑和密封1)减速器的润滑齿轮的润滑将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑来散热。取低速大齿轮浸油深度为12mm，则油的深度H为H=30+12=42mm根据齿轮圆周速度选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177cSt。轴承的润滑由于低速大齿轮圆周速度v≤2m/s，所以采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂，选用牌号为ZL-1的润滑脂。2)减速器的密封箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，采用接触式密封。输入轴与轴承盖间、输出轴与轴承盖间均采用半粗羊毛毡密封圈。1.2.9减速器箱体主要结构尺寸表3-5减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×374+3=12.4取12mm箱盖壁厚δ10.02a+3=0.02×374+3=10.5取12mm箱盖凸缘厚度b11.5δ1=1.5×12=18取18mm箱座凸缘厚度b1.5δ=1.5×12=18取18mm箱座底凸缘厚度b22.5δ=2.5×12=30取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036×374+12=25.5取M27地脚螺钉数目na＞250~500时，取n=6取6轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.75×27=20.2取M22盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×27=11.5-16.2取M14连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×27=10.8-11.5取M12视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×27=8.1-10.8取M10定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×14=9.8-11.2取10mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取38、30、20df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取32、26、18轴承旁凸台半径R1=26取26凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=30+26+(5-10)取61大齿轮顶圆与内箱壁距