提起tansincos数值表图,大家都知道,有人问tan三角函数值有哪些?另外,还有人想问单级圆柱减速器设计说明书,你知道这是怎么回事?其实SIN、cos、tan值曲线图,下面就一起来看看tan三角函数值有哪些?希望能够帮助到大家!
常见的cos sin tan值。
楼上数据不对,我这个才正确,牛的sincosintan304560的表。
一种单级圆柱齿轮减速器,主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。sin cos tan特殊角的值。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的,一端部齿轮与从动变位齿轮联接,另一端部与轴承、挡圈固定联接,轴承的外套与轴承座联接,轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮,主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座,改变过去的悬臂状态,加强齿轮的工作强度,提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书:
修改参数:输送带工作拉力:
输送带工作速度:
滚筒直径:
每日工作时数:角度弧度sin cos tan表格。
传动工作年限:3年
机械设计课程–带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录sin三角函数值表。
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5cos sin tan角度对应值图片。
轴的设计计算…………………………………………………8
轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16sin cos tan 图像。
减速器附件的选择……………………………………………17正弦余弦函数值表。
与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一.总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二.工作情况:
载荷平稳、单向旋转sin cos tan特殊角。
三.原始数据
鼓轮的扭矩T(N•m):
鼓轮的直径D(mm):sin三角函数对照表。
运输带速度V(m/s):三角函数公式sin,cos,tan表。
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):10
工作制度(班/日):2
四.设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;三角函数表值查表。
6.装配图、零件图的绘制sin值表格。
7.设计计算说明书的编写三角形正余弦值表图。
五.设计任务
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图各一张
3.设计说明书一份
六.设计进度costansin度数表比值。
1、阶段:总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、差,中间轴承较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择cos各个角度的数值。
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2)电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η==0.
Pd=3.
3.电动机转速的选择
nd=(i1’•i2’…in’)nw
初选为同步转速为/min的电动机3角函数sin和cos的值。
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为-6,其额定功率为4kW,满载转速/min。基本合题目所需的要求tan特殊三角函数值。
计算传动装置的运动和动力参数弧度制0到360表格。
传动装置的总传动比及其分配tan值对应角度表。
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
2.合理分配各级传动比sincostancotseccsc关系图。
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。tan正切的发音示范。
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。直角三角形sin cos tan值。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮tansincos对应的边。
转速(r/min)
功率(kW)
转矩(N•m)
传动件设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
选择小齿轮材料为(调质),硬度为,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为,二者材料硬度差为。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=的;
4)选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即1)确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.6
(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.
(3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4)由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=.8Mpa
(6)由图10-按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=;
(7)由式10-13计算应力循环次数
N1==60××1×(2×8××5)=3.32×
N2=N1/5=6.64×
(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98
(9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×=
[σH]2==0.98×=
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=.5MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
≥==67.85
(2)计算圆周速度
v===0./s
(3)计算齿宽b及模数mnt
b=φ=1×67.=67.
mnt===3.39
h=2.=2.25×3.=7.
b/h==8.89
(4)计算纵向重合度εβ
εβ==0.×1×=1.59
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0./s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—)得
d1==mm=73.6mm
(7)计算模数mn
mn=mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—≥
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
(2)根据纵向重合度εβ=0.φβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0。88
(3)计算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/=21.89
z2=z2/cosβ=/=.47
(4)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.;Yfa2=2.
(5)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.;Ysa2=1.
(6)计算[σF]
σF1=
σF2=
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=.
[σF2]=
(7)计算大、小齿轮的并加以比较
==0.
==0.
大齿轮的数值大。
2)设计计算
mn≥=2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=32.9,取z1==.
a圆整后取
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=’50”
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.
4)计算齿轮宽度
b=φ=,B2=
5)结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于,而又小于,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥==34.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1==
Fr1=Ft=
Fa1=Fttanβ=;
Ft2=
Fr2=
Fa2=
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装案
i.I-II段轴用于安装轴承,故取直径为。
ii.II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为。
iii.III-IV段为小齿轮,外径。
iv.IV-V段分隔两齿轮,直径为。
v.V-VI段安装大齿轮,直径为。
vi.VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为。
2)根据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为22.所以长度为22.
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为。
3.III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度。
4.IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为。
5.V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为。
6.VI-VIII长度为。
4.求轴上的载荷
Fr1=.5N
Fr2=.5N
查得轴承的Y值为1.6
Fd1=
Fd2=
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:Fa1=
Fa2=
5.校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2)截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用,调质处理,所以
([2]表15-1)
a)综合系数的计算
由,经直线,知道因轴肩而形成的理论应力集中为,
([2]附表3-2经直线)
轴的材料系数为,
([2]附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为,扭转尺寸系数为,
([2]附图3-2)([2]附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为,
([2]附图3-4)
轴表面未经强化处理,即,则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为,
c)安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=/2=.5
Fv1=Fv2=/2=.5
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1)确定轴上零件的装案
2)根据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
d)由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为。
e)考虑到联轴器的轴向可靠,轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。
f)该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用型,即该段直径定为。
g)该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为。
h)为了齿轮轴向可靠,轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为。
i)轴肩固定轴承,直径为。
j)该段轴要安装轴承,直径定为。
2)各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a)该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.该段长度定为18.
b)该段为轴环,宽度不小于7mm,定为。
c)该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为,定为。
d)该段综合考虑齿轮与箱体的距离取13.5mm、轴承与箱体距离取4mm(采用油),轴承宽18.定为41.
e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为。
f)该段由联轴器孔长决定为
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=.mm
T=.mm
45钢的强度极限为,又由于轴受的载荷为脉动的,所以。
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=/2=
Fv1=Fv2=/2=.5N
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1)轴上零件的装案
2)据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII
5.求轴上的载荷
Mm=.mm
T=.mm
6.弯扭校合
轴承的选择及计算1.求两轴承受到的径向载荷
5、轴承的校核
1)径向力
2)派生力
3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
II轴:
6、轴承的校核
1)径向力
2)派生力3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
III轴:
7、轴承的校核
1)径向力
2)派生力
3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号直径
(mm)工作长度
(mm)工作高度
(mm)转矩
(N•m)极限应力
(MPa)
高速轴8×7×60(单头)
12×8×80(单头)
中间轴12×8×70(单头).2
低速轴20×12×80(单头)
18×11×(单头)
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为,所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(-84)
其主要参下:公称转矩
轴孔直径,
轴孔长,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]表17-3)(-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器(-84)
其主要参下:公称转矩
轴孔直径
轴孔长,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]表17-3)(-84
减速器附件的选择由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用×1.5
油面指示器
选用游标尺
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片×1.5
与密封
一、齿轮的
采用浸油,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为。
二、轴承的
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、
三、油的选择
齿轮与轴承用同种油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)-42-7-ACM,(F)-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定的。
一种单级圆柱齿轮减速器,主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的,一端部齿轮与从动变位齿轮联接,另一端部与轴承、挡圈固定联接,轴承的外套与轴承座联接,轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮,主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座,改变过去的悬臂状态,加强齿轮的工作强度,提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书:
修改参数:输送带工作拉力:
输送带工作速度:
滚筒直径:
每日工作时数:
传动工作年限:3年
机械设计课程–带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一.总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二.工作情况:
载荷平稳、单向旋转
三.原始数据
鼓轮的扭矩T(N•m):
鼓轮的直径D(mm):
运输带速度V(m/s):0.7
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):5
工作制度(班/日):2
四.设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五.设计任务
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图各一张
3.设计说明书一份
六.设计进度
1、阶段:总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、差,中间轴承较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2)电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η==0.
Pd=3.
3.电动机转速的选择
nd=(i1’•i2’…in’)nw
初选为同步转速为/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为-6,其额定功率为4kW,满载转速/min。基本合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮
转速(r/min)
功率(kW)
转矩(N•m)
传动件设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
选择小齿轮材料为(调质),硬度为,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为,二者材料硬度差为。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=的;
4)选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即1)确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.6
(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.
(3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4)由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=.8Mpa
(6)由图10-按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=;
(7)由式10-13计算应力循环次数
N1==60××1×(2×8××5)=3.32×
N2=N1/5=6.64×
(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98
(9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×=
[σH]2==0.98×=
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=.5MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
≥==67.85
(2)计算圆周速度
v===0./s
(3)计算齿宽b及模数mnt
b=φ=1×67.=67.
mnt===3.39
h=2.=2.25×3.=7.
b/h==8.89
(4)计算纵向重合度εβ
εβ==0.×1×=1.59
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0./s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—)得
d1==mm=73.6mm
(7)计算模数mn
mn=mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—≥
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
(2)根据纵向重合度εβ=0.φβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0。88
(3)计算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/=21.89
z2=z2/cosβ=/=.47
(4)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.;Yfa2=2.
(5)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.;Ysa2=1.
(6)计算[σF]
σF1=
σF2=
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=.
[σF2]=
(7)计算大、小齿轮的并加以比较
==0.
==0.
大齿轮的数值大。
2)设计计算
mn≥=2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=32.9,取z1==.
a圆整后取
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=’50”
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.
4)计算齿轮宽度
b=φ=,B2=
5)结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于,而又小于,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥==34.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1==
Fr1=Ft=
Fa1=Fttanβ=;
Ft2=
Fr2=
Fa2=
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装案
i.I-II段轴用于安装轴承,故取直径为。
ii.II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为。
iii.III-IV段为小齿轮,外径。
iv.IV-V段分隔两齿轮,直径为。
v.V-VI段安装大齿轮,直径为。
vi.VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为。
2)根据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为22.所以长度为22.
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为。
3.III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度。
4.IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为。
5.V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为。
6.VI-VIII长度为。
4.求轴上的载荷
Fr1=.5N
Fr2=.5N
查得轴承的Y值为1.6
Fd1=
Fd2=
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:Fa1=
Fa2=
5.校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2)截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用,调质处理,所以
([2]表15-1)
a)综合系数的计算
由,经直线,知道因轴肩而形成的理论应力集中为,
([2]附表3-2经直线)
轴的材料系数为,
([2]附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为,扭转尺寸系数为,
([2]附图3-2)([2]附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为,
([2]附图3-4)
轴表面未经强化处理,即,则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为,
c)安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=/2=.5
Fv1=Fv2=/2=.5
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1)确定轴上零件的装案
2)根据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
d)由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为。
e)考虑到联轴器的轴向可靠,轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。
f)该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用型,即该段直径定为。
g)该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为。
h)为了齿轮轴向可靠,轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为。
i)轴肩固定轴承,直径为。
j)该段轴要安装轴承,直径定为。
2)各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a)该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.该段长度定为18.
b)该段为轴环,宽度不小于7mm,定为。
c)该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为,定为。
d)该段综合考虑齿轮与箱体的距离取13.5mm、轴承与箱体距离取4mm(采用油),轴承宽18.定为41.
e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为。
f)该段由联轴器孔长决定为
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=.mm
T=.mm
45钢的强度极限为,又由于轴受的载荷为脉动的,所以。
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=/2=
Fv1=Fv2=/2=.5N
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1)轴上零件的装案
2)据轴向的要求确定轴的各段直径和长度
I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII
5.求轴上的载荷
Mm=.mm
T=.mm
6.弯扭校合
轴承的选择及计算1.求两轴承受到的径向载荷
5、轴承的校核
1)径向力
2)派生力
3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
II轴:
6、轴承的校核
1)径向力
2)派生力3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
III轴:
7、轴承的校核
1)径向力
2)派生力
3)轴向力
所以轴向力为,
4)当量载荷
由于,
所以,
由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为
5)轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号直径
(mm)工作长度
(mm)工作高度
(mm)转矩
(N•m)极限应力
(MPa)
高速轴8×7×60(单头)
12×8×80(单头)
中间轴12×8×70(单头).2
低速轴20×12×80(单头)
18×11×(单头)
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为,所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(-84)
其主要参下:公称转矩
轴孔直径,
轴孔长,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]表17-3)(-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器(-84)
其主要参下:公称转矩
轴孔直径
轴孔长,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]表17-3)(-84
减速器附件的选择由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用×1.5
油面指示器
选用游标尺
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片×1.5
与密封
一、齿轮的
采用浸油,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为。
二、轴承的
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、
三、油的选择
齿轮与轴承用同种油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)-42-7-ACM,(F)-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定的。
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