tansincos数值表图,tan三角函数值有哪些?

1、tansincos数值表图:tan三角函数值有哪些? 常见的cos sin tan值。 2、tansincos数值表图:单级圆柱减速器设计说明书

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!

tansincos数值表图

1、tansincos数值表图:tan三角函数值有哪些?

常见的cos sin tan值。

2、tansincos数值表图:单级圆柱减速器设计说明书

2、tansincos数值表图:单级圆柱减速器设计说明书

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

SIN、cos、tan值曲线图

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。

以上就是与tan三角函数值有哪些?相关内容,是关于tan三角函数值有哪些?的分享。看完tansincos数值表图后,希望这对大家有所帮助!

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