锅炉用链条炉排变速器毕业设计(编辑修改稿)

锅炉用链条炉排变速器毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

前得输出轴上 P=，n1=，T=5KN∙m求作用在齿轮上的力（2KH型）（参见文献[4]13453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径d3=Z3*m=236mm分度圆切向力Ft=2T/d=径向力Fr=Fttanα=法向力Fn=Ft/cosα= 轴常用几种材料的及值轴的材料15～25149～12620～35125～1124525～45126～10335～45112～97，轴的输入端直径及轴的最小直径：dmin=A03P/n = 式(）又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%～8%取初选dmin=60mm。 1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。 最小直径d12=60mm右端用轴端定位，安装端盖。 所以d12=60mm根据轴肩的高度h=（～）d23处安装轴承，3处为安装轴肩d23 =75mm预选轴承型号为6215 尺寸为，选L=62m d=75mm34段4处为定位轴肩 d34=86mm L=6mm45处安装轴承，5处为安装轴肩d45=120mm预选轴承型号为NU213E的圆柱滚子轴承尺寸为dDB=6512023，选L=42mmD=220mm,轴与内齿轮链接，具体尺寸见齿轮设计。 2）根据双内啮合行星轮变速器具体结构要求，设计的输出轴与内齿圈装成一体。 具体轴的外形设计如图所示。 低速轴用螺栓与内齿轮2链接由前得输出轴上P= n=∙m求作用在齿轮上的力分度圆切向力Ft=2T/d=径向力Fr=Fttanα=法向力Fn=Ft/cosα=从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面23中间受载荷最大，截面3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中间受力，但应力集中不大，不必校核。 根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力。 载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。 根据《机械设计》式155取a= 式（）（）前已经选定轴的材料为40Cr调质，参考文献[1]表151查得[]=60Pa，所以，故安全。 1)判断轴的危险截面由轴分析可知，12截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以12段截面无须校核。 从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面23中间受载荷最大，截面3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中间受力，但应力集中不大，不必校核。 2)校核截面3左侧抗弯截面系数 W==21600mm3 式（）抗扭截面系数 Wr= d3=43200 mm3 式（）截面4矩M为 式（）截面W上扭矩截面上的弯矩应力 式（）截面扭矩切应力 式(）轴的材料为45钢，调质处理，。 截面上由于轴肩形成的理论集中系数及：按参考文献[1]附表32查取，因rd=, Dd=75/65=可查得。 又参考文献[1]附表31查得轴的材料的敏性系数为。 故有效应力集中系数按参考文献[1]表附34为: 式（） 式（）由参考文献[1]附图32得尺寸系数。 由参考文献[1]附图33得扭转尺寸系数。 轴按磨削加工，由参考文献[1]附图34得表面质量系数为。 轴未经表面强化处理即。 按参考文献[1]式（312）及（312a）得综合系数值为： 式（）有由31及32得碳钢的特性系数：φσ=~，取 φτ=~。 于是计算安全系数值，按参考文献[1]式（156）（158）则得： 式（）（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略） 式（） 式（）3)截面3右侧按参考文献[1]表154中公式计算，抗弯截面系数 W==274400mm3抗扭截面系数 Wr= d3=548800mm3 由前知弯矩M及弯曲切应力为 M=∙mm σb=M/扭矩及扭矩切应力T=657220N∙mm τT=T/WT=过盈配合处值，由参考文献[1]附表38查出，取。 轴按磨削加工，由参考文献[1]。 故综合系数为= =。 所以轴在截面3右侧安全系数为： 因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。 至此，根据以上计算及校核结果，低速轴（输出轴）设计安全可靠。 由前得输入轴上P0=P/η= n=250r/min T=∙m求作用在齿轮上的力，参见文献[4]13453受力分析与强度计算。 齿轮分度圆直径d=Z1m=244mm分度圆切向力Ft=2T/d=径向力Fr=Fttanα= N法向力Fn=Ft/cosα==112，轴的输入端直径及轴的最小直径：dmin=A03P/n = 轴常用几种材料的及值轴的材料15～25149～12620～35125～1124525～45126～10335～45112～97又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%~7%所以d12=65mm轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。 它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。 1）轴肩的高度h=（～）d得到因d12=65mm 上加支撑轴承选取圆柱滚子轴承，预选轴承型号NU213E尺寸为dDB=6512025，初选L=33mm23段轴是偏心轴偏心距为2mm并安装轴承，轴承连接并联行星齿轮，初选d23=95mm。 查齿轮数据得到双联齿轮厚度，初选L=104mm此处安装成对轴承，因为深沟球轴承径向尺寸小，有较高的径向载荷能力.。 选用深沟球轴承6215 dDB=9517032得到初步确定 d23=95mm，L=104mm34段为定位轴肩选d31=109mm，d32=75mm L1=8mm45段要求与12段要求相同。 56段连接出入齿轮2上安装定位套筒，因轴肩的高度h=（～）d，所以初步选定d=50mm，L=58mm。 67是重要轴，主要承载通过安全离合器传输的输入力矩，轴段需要加工花健，因为dmin≥，所以初选d=28mm，上有花键选d=32mm，L=110mm。 78段是安全离合器固定端安装段，不承受轴向力矩，轴上加工螺纹用以加装圆螺母选d=M18,L=60mm，螺纹长L=32mm。 2）根据双内啮合行星变速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。 具体轴的外形设计如图所示3）因轴承结构复杂，花键初选NdDB=628327用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轮毂配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 4）参考《机械设计》表152取轴端的倒角为。 轴肩上的圆角半径取R=2mm首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图由前得输入轴上P=，n1=250r/min，T=∙m求作用在齿轮上的力（参考文献[4]13453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径d=Z1m=244mm分度圆切向力Ft=2T/d=径向力Fr=Fttanα= N法向力Fn=Ft/cosα=确定轴承的支撑点位置时，参见文献[1]图1523，对于所选轴承，查得。 根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力.载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。 根据《机械设计》155取a=（）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[1]表151查得[]=60Pa，因为，故安全。 1）判断轴的危险截面由轴分析可知，12截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以12段7,8截面无须校核。 从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面23中间受载荷最大，截面3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中间受力，但应力集中不大，不必校核。 2）校核截面3左侧抗弯截面系数 W==抗扭截面系数 W==171475mm3截面上的弯矩应力截面扭矩切应力轴的材料为45钢，调质处理，。 截面上由于轴肩形成的理论集中系数及按参考文献[1]附表32查取，因,可查得 ，又由参考文献[1]附表31查得轴的材料的敏性系数为。 故有效应力集中系数按参考文献[1]表附34为。 由附图32得尺寸系数由附图33得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理即按参考文献[1]式（312）及（312a）得综合系数值为 有由31及32得碳钢的特性系数，取 取于是计算安全系数值，按参考文献[1]式（156）（158）则得（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略）3）截面34按参考文献[1]表154中公式计算，抗弯截面系数 W=抗扭截面系数 由前知弯矩M及弯曲切应力为 扭矩及扭矩切应力 过盈配合处值，由参考文献[1]附表38查出，取 轴按磨削加工，故综合系数为= =所以轴在截面3右侧安全系数为： 因轴无大大的瞬时过载及严重。