牙轮钻机加压系统的设计.doc

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1、牙轮钻机加压系统的设计　　mm　　3.2　　加压减速器轴系设计　　3.2.1　　输入轴系（Ⅰ轴）的设计和校核　　（1）通过查阅资料了解Ⅰ轴对齿轮的作用力　　通过查阅一些资料计算得到P1=69.3KW，n1=440r/min，T1=1.5×106N∙mm　　关于它的小齿轮的相关数据计算如下d1=138mm、Ft=2T1d1=21739N、Fr=Fttan20°=7912N、Fa=Fttanβ=0　　（2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径　　通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过

2、查阅一些资料取A0=105,所以通过计算得出　　dmin=A03P1n1=56.70mm　　我通过学习与资料得知我们在该轴的截面上打键槽时，为了考虑到该键槽对此轴的强度进行变化时应当采取增大的轴径的方式。通过查阅一些书籍可知，当它的直径d100mm并且只有一个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大3%；当该轴有两个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大7%。当它的直径d≤100mm并且只有一个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大5%-7%；当该轴有两个键槽时，该轴的轴径将会比之前增大10%-15%。通过上述可知该输入轴的最小直径应增大5%，

3、计算得dmin=59.54mm。　　查阅一些资料得知输入轴的最小直径是安装联轴器的位置。通过一些资料得知联轴器的转矩公式Tca=KAT1，但是转矩变化和冲击载荷较大，所以KA=2.5，　　Tca=KAT1=2.5×1.5×106=3.75×106N∙mm　　通过查阅一些书籍选取的联轴器为LX6型弹性柱销联轴器，通过相关资料查阅它的各项数据如下轴孔的直径为65mm、半联轴器的长度L=142mm、与轴配合的毂孔长度L1=107mm。　　（3）第一次对滚动轴承进行选择　　通过一些资料可知轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上

4、述计算出的最小直径选择深沟球轴承6215，它的相关尺寸d×D×T=75mm×130mm×25mm。　　（4）关于对轴的结构的设计　　通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。如果把齿轮与轴分开制造，那么齿轮的键槽底部到齿根圆的距离e就会很小，使得齿轮轮体的强度得不到保证，对于圆柱齿轮，e<2mtmt为端面模数，通过设计计算可知，应将输入轴的结构设计为齿轮轴，设计结构如下：　　（5）求轴上的载荷　　轴的计算简图　　垂直面Fr∙L1+F2L1+L2=0　　F2=-4718N，F1=-319

5、4N　　水平面Ft∙L1+F2L1+L2=0　　F2=-12963N，F1=-8776N　　计算做出轴的弯矩图和扭矩图　　从上面的图中可以看出齿轮的位置在轴的危险截面处。我将计算出的MH、MV及M的值列于下表　　载荷　　水平面H　　垂直面V　　支反力F　　F2=-4718N，F1=-3194N　　F2=-12963N，F1=-8776N　　弯矩M　　MH=-1038050N∙mm　　MV=-2852200N∙mm　　总弯矩　　M1=3035225N∙mm　　扭矩T　　T1=1.50×106N∙mm　　（6）关于通过弯矩的合成

6、应力来对轴的强度进行相关校核　　一开始进行校核时，一般通常只校核危险截面，通过查阅资料得α=0.6，关于该轴的计算应力为　　σca=M12+αT12W=51.6MPa　　由于之前轴选择的材料为40Cr，处理方式为调质处理，查阅得到的资料σ-1=70Mpa，故σca<σ-1，满足强度要求，符合设计要求。　　3.2.2　　中间轴系（Ⅱ轴）设计及校核　　（1）通过查阅资料了解Ⅱ轴对齿轮的作用力　　通过查阅一些资料计算得到P2=66.5KW，n2=162.96r/min，T2=3.89×106N∙mm　　通过查阅一些书籍得到小齿轮的

7、分度圆直径和大齿轮的分度圆直径d1=184mm，d2=378mm　　圆周力Ft1=2T2d1=42283N，Ft2=20582N　　径向力Fr1=Ft1tan20°=15389N，Fr2=7491N　　（2）经过计算我第一次选择该轴的最小直径　　通过查阅一些资料我们可以知道它的轴的材料可以选择40Cr，它的处理方式为调质处理。通过一些资料查得A0=105，所以通过计算得出　　dmin=A03P1n1=77.88mm　　轴的最小直径增大5%，计算得dmin=81.78mm。　　（3）第一次对滚动轴承进行选择　　通过一些资料可知

8、轴承受径向力的作用，不受轴向力的作用，通过上述计算出的最小直径选择深沟球轴承6218，它的相关尺寸d×D×T=90mm×160mm×30mm　　（4）关于对轴的结构的设计　　通过资料可知为了确定轴的各段直径和各段长度需要根据轴向定位和周向定位的要求来进行。它的设计结构如下：　　（5）求轴上