仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=;带速V=;滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率:(1)传动装置的总效率:η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率:Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速:滚筒轴的工作转速:Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比(1) 取i带=3(2) ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得:kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9,取dd2=280带速V:V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内,带速合适。(3) 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200(适用)(5) 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3,得Kα=;查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV[(α)-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下:传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得:d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数:m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽:b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116:[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V<6m/s,故取8级精度合适.六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:d≥C查[2]表13-5可得,45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩:T=×106P/n=×106× N齿轮作用力:圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。(1)、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器,查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85(2)、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位(3)、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5)确定轴各段直径和长度Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:L2=(2+20+19+55)=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径:已知d1=195mm②求转矩:已知T2=③求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=(5)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=×(P2/n2)×106=(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=,截面C处的当量弯矩:Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:d≥C查[2]表13-5可得,45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩:T=×106P/n=×106× N齿轮作用力:圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径:已知d2=50mm②求转矩:已知T=③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(192+)1/2=(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)σe=Mec/()=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够(7) 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件,轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min(1)已知nII=(r/min)两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表(14-14)得e=
机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目:V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者:#### 指导教师:%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 (1) 工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限10年,小批量生产,工作为二班工作制,运输带速允许误差正负5%。 (2) 原始数据:工作拉力F=1250N;带速V=; 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择: (1)传动装置的总功率: η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =××××× = (2)电机所需的工作功率: P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2-3推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=(6~24)×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/111= 2、分配各级伟动比 (1) 据指导书,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理) (2) ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮= 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩(N•mm) TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 (1) 选择普通V带截型 由课本表得:kA= Pd=KAP=×3= 由课本得:选用A型V带 (2) 确定带轮基准直径,并验算带速 由课本得,推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=(960/686)×100=139mm 由课本P74表5-4,取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为:n2-n2’/n2=686- =<(允许) 带速V:V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内,带速合适。 (3) 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有:168mm≤a0≤480mm 由课本P84式(5-15)得: L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式(5-16)得: a≈a0+Ld-L0/2=400+(1120-1024/2) =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200(适用) (5)确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本(7-7)Kα= 根据课本(7-23)KL= 由课本式(7-23)得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=,由式(5-18)单根V带的初拉力: F0=500Pd/ZV(α-1)+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ, FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下:传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数: Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%< 可用 齿数比:u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得: σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数: ZNT1= ZNT2= 通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得: d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数:m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数:m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽:b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136(6-53)式: [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得: σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得:YNT1= YNT2= 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217~255HBS 根据课本并查表,取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段:d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L2=(2+20+16+55)=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得:c= h=2c=2× d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同,即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+3×2)=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d1=40mm ②求转矩:已知T2=•mm ③求圆周力:Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b) 轴承支反力: FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=×50=•m (3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=×50=•m (4)绘制合弯矩图(如图d) MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩:T=×(P2/n2)×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式(6-3) σe=Mec/×353 =< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 取d=35mm2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d2=300mm ②求转矩:已知T3=271N•m ③求圆周力Ft:根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =()1/2 =•m (5)计算当量弯矩:根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) σe=Mec/()=(×453) =<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 (1)已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力:FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR1
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