机械设计课程设计说明书何乾.doc

1 目录目录 第一章第一章 传动系统总体方案设计传动系统总体方案设计 2 1 1 选择电动机 2 1 2 传动装置总传动比的分配 3 1 3 计算传动装置的运动参数和动力参数 3 第二章第二章 传动零件的设计传动零件的设计 5 2 1 带轮设计 5 2 2 齿轮设计 6 2 3 轴的设计 12 2 3 1轴 的设计 12 2 3 2轴 的设计 18 第三章第三章 箱体结构及减速器附件设计箱体结构及减速器附件设计 25 3 1 箱体设计 25 3 1 1铸造箱体的结构设计 25 3 2 箱体附件设计 25 3 2 1箱体附件的设计 25 3 2 2窥视孔和窥视孔盖 25 3 2 3通气器 26 3 2 4起吊装置 26 3 2 5油标 26 3 2 6油塞与排油孔 26 3 2 7定位销 26 3 2 8起盖螺钉 27 参考文献参考文献 28 2 第一章 传动系统总体方案设计 1 1 选择电动机 按照工作要求和条件 选用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 电压为 380V 电动机所需功率 按照公式可得 d P a w n 由公式可得 w P kw Fv w 1000 根据带式输送机工作类型 可以取工作机的效率为96 0 w 传动装置的总效率为 2 3 3 2 2 1 a 查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值 确定各部分的效率为 联轴器效 0 99 滚动轴承传动效率 一对 0 99 闭式齿轮传动效率 1 2 0 97 带轮效率0 96 代入公式可得 3 4 9035 0 97 0 96 0 99 0 3 所需电动机的功率为 kw Fv P w d 75 4 96 09035 01000 7 12400 1000 因载荷平稳 电动机的额定功率略大于即可 由表格所示 Y 系列三相异 cd P d P 步电动机的技术参数 选电动机的额定功率为 5 5kw cd P 卷筒轴工作转速为 min 3 108 300 7 1100060 100060 r D v n 由表可知 一级圆柱齿轮减速器一般传动比为 8 40 则总传动比合理范围 8 40 故电动机转速的可选范围为 1a i 886 4 4332r minmin 3 108 40 8 11 rnin ad 符合这一范围的同步转速有 故仅将同步min 1000rmin 1500rmin 3000r 转速为 三种方案进行比较 由表查得电动min 1000rmin 1500rmin 3000r 机的数据及计算的总传动比列于表 1 1 中 3 表 1 1 电动机的转速 min r n 方案 电动机类 型 额定功率 kw cd P 同步转 速 满载转 速 电动机 重量 kg w 参见价 格 元 总体传 动比 a i 1Y132M2 65 510009608596013 3 2Y132S 45 5150014406887412 1 3Y132S 25 5300029206484011 6 根据表 1 1 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格以及总传动 比 选择传动方案 2 较好 即选定电动机型号为 Y132M2 6 电动机的外形尺寸 mm A 216 B 140 C 89 D 38 F 10 G 33 H 132 K 12 AB 280 AC 270 AD 210 HD 315 BB 205 L 475 1 2 传动装置总传动比的分配 9 8 3 108 960 n n i m 带轮传动比97 2 1 i 齿轮传动比3 97 2 9 8 1 2 i i i 1 3 计算传动装置的运动参数和动力参数 轴 I nmin 23 323min 97 2 960 1 m rr i n 轴 nmin 74 107min 3 23 323 2 1 rr i n 滚筒轴 w nn min 74 107r 轴 pI kwkwpm56 4 96 0 75 4 1 4 轴 p pkwkw38 4 97 0 99 0 56 4 32 滚筒轴 p w p kwkw34 4 99 0 38 4 12 电动机轴 mnmn n p T m m 25 47 960 75 4 95509550 0 轴 T mnmn 72 134 23 323 56 4 9550 轴 T mnmn 11 388 74 107 38 4 9550 滚筒轴 mnmnTw 69 384 74 107 34 4 9550 将以上算得的运动参数和动力参数列于表 1 2 中 表 1 2 轴 号 参数 电动机轴 轴 轴滚筒轴 转速 n r min 960323 23107 74107 74 功率 p kw5 54 564 384 34 转矩 T mN 47 25146 234388 11384 69 传动比 i12 9731 效率 0 990 950 950 97 5 第二章 传动零件的设计 2 1 带轮设计 查表可得工作情况系数1 4 A K 故1 4 5 57 7 caA PkPkw 根据 由图可得选用 A 型带 ca Pn 1 初选小带轮的基准直径 1d d 查表 8 6 和 8 8 可得选取小带轮的基准直径mm90d 1d 2 验算带速v 按计算式验算带的速度s m52 4 100060 96090 100060 nd 1d 因为 故此带速不合适 5vm s 则选mm112d 1d 验算带速 s m63 5 100060 960112 100060 nd 1d 因为 故此带速合适 530m svm s 3 计算大带轮的基准直径 2d d 按式 8 15a 计算大带轮的基准直径 根据教 mmidd dd 8 3801124 3 12 材表 8 8 圆整得 mmdd400 2 4 确定 V 带的中心距和基准直径a d L 1 按计算式初定中心距 0 500amm 12012 0 7 2 dddd ddadd 2 按计算式计算所需的基准长度 mm a dd ddL dd ddd 1845 5004 112400 400112 2 5002 42 2 2 0 2 12 2100 查表可选带的基准长度mm d 1800L 3 按计算式计算实际中心距a 6 mm LL aa dd 475 2 18451800 500 2 0 0 中心距的变化范围为 468 540mm 5 验算小带轮上的包角 1 120145 475 3 57 112400180 3 57 180 121 a dd dd 6 计算带的根数 1 计算单根 V 带的额定功率 r P 由查表可得 min 960112 1 rnmmdd 和kwP15 1 0 根据和 A 型带 查表可得 9 8min 960 irn 01 1 91 0 30 0 0 L kkkwP 故 kwkkPPP Lar 33 1 01 1 91 0 30 0 15 1 00 2 计算 V 带的根数 Z 故取 V 带根数为 6 根79 5 33 1 7 7 r ca P P Z 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 0 min F 查表可得 A 型带的单位长度质量0 10qkg m Nqv Zvk Pk F a caa 25052 4 1 0 52 4 691 0 7 797 0 5 2 500 5 2 500 22 min0 应使带的实际初拉力 00 min FF 8 计算压轴力 p F 压轴力的最小值为 N a FZFP2861 2 145 sin25062 2 sinmin2 1 0min 2 2 齿轮设计 选精度等级 材料及齿数 1 材料选择及热处理方法 7 所设计的齿轮传动属于闭式传动 通常采用软齿面的钢制齿轮 查表得 选用的材料为 小齿轮选用 40Cr 调制处理 硬度为 280HBS 大齿轮选用 45 钢 调制处理 硬度为 240HBS 两者的材料硬度差为 40HBS 2 精度等级选用 8 级精度 3 选小齿轮齿数为 则大齿轮齿数为 24 1 z72 2 z 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 按齿面接触强度设计 由公式可得 3 2 1 1 u 1 2 H EH d t t ZZuTk d 1 确定公式内的各计算数值 试选6 1 t K 由图选取区域系数433 2 H Z 由图可查得 则78 0 1 81 0 2 59 1 81 0 78 0 21 小齿轮的转矩为mmNT 625 134726 1 由表选取齿宽系数1 d 由表查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲MPa H 600 1lim 劳极限MPa H 550 2lim 由式可得 计算应力循环次数 1030024123 3236060 11 h jLnn 9 1038 1 9 2 1061 4 n 由图取接触疲劳寿命系数 9 0 1 HN K95 0 2 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式可得 MPaMPa S KHN H 5406009 0 1lim1 1 MPaMPa S KHN H 5 52255095 0 2lim2 2 计算接触应力 MPaMPa HH H 25 531 2 5 522540 2 21 2 计算 计算小齿轮分度圆直径 有计算公式得 t d1 8 mmd t 88 64 25 531 8 189433 2 3 4 59 1 1 625 1347266 12 3 2 1 计算圆周速度 smsmv 1 1 100060 23 32388 64 计算齿宽 b 及模数 nt m b 1mmmm88 6488 64 mmmnt62 2 24 14cos88 64 h 2 25mmmnt9 562 2 25 2 11 9 5 88 64 h b 计算纵向重合度 903 1 14tan241318 0 tan318 0 1 Z d 计算载荷系数 K 已知使用系数 根据 V 1 1m s 8 级精度 1 A K 由图查得动载荷系数11 1 v K 由表查得42 1 H K 由图查得35 1 F K 由表查得 故载荷系数4 1 FH KK K 2 21 42 1 4 111 1 1 按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径 有公式可得 72 26mm mm K K dd t t 3 3 11 6 1 21 2 88 64 计算模数2 78mm mm Z d mn 24 15cos94 65cos 1 1 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY Z YKT m 1 确定计算参数 计算载荷系数 10 235 1 4 111 1 1 FFVA KKKKK 根据纵向重合度 由图查得螺旋角影响系数903 1 88 0 Y 计算当量齿数 9 27 26 14cos 24 cos 33 1 1 Z ZV 72 78 14cos 72 cos 33 1 2 Z ZV 查取齿形系数 由表可得 65 2 1 Fa Y2 2 2 Fa Y 查取应力校正系数 由表查得 58 1 1 Sa Y77 1 2 Sa Y 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳MPa FE 500 1 强度极限MPa FE 380 2 由图查取弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由公式可得 11 1 303 57 FNFE F K MPa S 22 2 238 86 FNFE F K MPa S 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01379 0 57 303 58 165 2 1 11 F SaFaY Y 01645 0 86 238 77 1 22 2 2 22 F SaFaY Y 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmn05 2 01645 0 59 1 241 14 cos88 0 625 13472610 2 2 3 2 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数 取 2 已可满足弯曲强度 需按接触疲劳强度算 n m n m 得的分度圆直径来计算应有的齿数 于是由mmd88 75 1 31 5 2 14cos88 75cos 1 1 n m d Z 取 则32 1 Z96 12 uZZ 验算传动比误差 100 0 33 44 4 44 4 32 96 i 5 i 5 合适 几何尺寸计算 1 计算中心距 10 mmmm mZZ a n 132 14cos2 2 9632 cos2 21 将中心距取 a 132mm 2 把圆整后的中心距修正螺旋角 1 14 1322 2 9632 arccos a2 arccos 21n mzz 因为变化不多 故参数 等不必修正 K H Z 3 其它主要几何尺寸 mmzmd n 63 67 1 14cos 322 cos 11 mmzmd n 89 202 1 14cos 962 cos 22 mmmmdb d 63 6763 671 1 取 则取mmb70 2 mmb75 1 mmhdd aa 63 71463 672 11 mmhdd aa 89 206489 2022 22 mmhdd ff 63 625 63 672 11 mmhdd ff 89 1975 89 2022 22 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算 1 确定齿厚偏差代号 查表可得 小齿轮 7HKGB10095 1998 大齿轮 7HKGB10095 1998 2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值 查表可得 第 公差组检验切向综合公差 i F 小齿轮的切向综合公差mmmmfFF fpi 047 0 1136 大齿轮的切向综合公差mmmmfFF fpi 103 0 13 90 第 公差组检验齿形公差 f f 小齿轮的齿形公差mmf f 011 0 大齿轮的齿形公差mmf f 013 0 第 公差组检验齿向公差 F 小齿轮的齿向公差mmF016 0 大齿轮的齿向公差mmF016 0 3 确定齿轮检验公法线长度的偏差 w E 对齿轮检验公法线长度的偏差 按齿厚偏差代号 HK 根据表的计算 w E 式求得齿厚上偏差为 小齿轮的齿厚上偏差 mmmfE ptss 112 0 148 8 大齿轮的齿厚上偏差 mmmfE ptss 128 0 168 8 11 齿厚下偏差 小齿轮的齿厚下偏差 mmmfE ptsi 168 0 1412 12 大齿轮的齿厚下偏差 mmmfE ptss 192 0 1412 12 公法线平均长度的上偏差为 小齿轮 sin72 0 cos rSSws FEE 20sin036 0 72 0 20cos112 0 0 114mm 大齿轮 sin72 0 cos rSSws FEE 20sin05 0 72 0 20cos118 0 0 132mm 公法线平均长度的下偏差为 小齿轮 sin72 0 cos rSiwi FEE 20sin036 0 72 0 20cos168 0 0 149mm 大齿轮 sin72 0 cos rSiwi FEE 20sin05 0 72 0 20cos192 0 0 168mm 4 公法线长度及偏差表示为 按表及表注说明要求可得 小齿轮公法线长度 跨齿数 k 5424 27 kn W 则公法线长度及偏差可表示为 114 0 149 0 424 27 大齿轮公法线长度 跨齿数 k 17305 101 kn W 则公法线长度及偏差可表示为 132 0 168 0 305 101 5 齿轮传动中心距极限偏差及接触斑点 对齿轮传动检验中心距极限偏差 根据中心距 a 135mm 由表可以查得 a f 检验接触斑点 由表可查得接触斑点沿齿高不小于mmfa0315 0 35 沿齿长不少于 60 6 确定齿坯的精度要求 小齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为 0 018mm 大齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为 0 018mm 12 2 3 轴的设计 2 3 1 轴 的设计 1 求出作用在齿轮上的力 齿轮分度圆直径 取整为 68mmd63 67 1 圆周力NN d T Ft3984 68 625 13472622 1 1 径向力NFFF ttr 1495 14cos 20tan cos tan 轴向力NFFF tta 99314tan tan 2 选择轴的材料及确定许用应力 选取 45 钢并经调质处理 由表查得硬度为 217 255HBS 抗拉强度 许用弯曲应力 MPa B 640 MPa60 1 3 按照扭转强度估算最小轴径 由表查得 由公式可得112 0 A mmmm n p Ad27 23 323 36 4 115 3 3 3 3 0min 输出轴的最小直径显然是安装连接大带轮处 为了便于轴 与带轮相配合 且对于直径对于mm 的轴有两个键槽时 d 100d 应增大 10 15 然后将轴径圆整 故取30dmm 4 拟定轴上零件的装配草图方案 见下图 13 5 根据轴向定位的要求 确定轴的各段直径和长度 1 根据前面设计知大带轮的毂长为mm 故取 为15 690 90 III Lmm 满足大带轮处定位要求 则其右侧有一高轴 故取 根据装配关34mmd 系定 35mmL 2 初选滚动轴承 7307AC 则其尺寸为 358021dDBmmmmmm 故 段挡油环取其长为 20mm 35dmmd 41Lmm 3 段轴 此段轴上装有齿轮 齿轮宽为 75mm 取此段轴长为 73mm 略小于轮宽 以使轴套紧压在齿轮上 直径取 42mm 4 段轴主要起轴肩定位作用 取其长为 6mm 直径 50mm 5 段轴 因齿轮为对称布置 考虑到前面已定轴结构 取其长为 14mm 又对后轴承起定位作用 取其直径为 46m 6 段轴与轴承的关系取其长为 21mm 6 轴上零件的周向定位 齿轮 带轮与轴的周向定位均采用平键联接 查表得齿轮上的平键截面 b h 12mm 8mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 56mm 同时为了保证齿轮有轴配 合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 滚动轴承与轴的周 向定位是由配合来保证 此处轴的直径的公差为 m6 求轴上的载荷 1 首先根据轴上的结构图 做出轴的计算简图 如图 2 3 所示 已知 NFt3984 NFr1495 NFa993 在确定轴承的支点位置时 从手册中查取 a 值 对于 7307AC 型角接触球轴 承从手册中查得 a 16 6mm 因此 作为简支梁的轴的支承跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 mmmmmmLL1386969 32 图 2 3 2 求两轴承所受的径向载荷和 1r F 2r F 14 带传动有压轴力 过轴线 水平方向 P F1614 P FN 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 F r F a F d2 Fd1 a F r F a b F r2v Fr1v Ft c Fr2H Fr1H Ft 图 2 4 1 2 6969690 2 r Vaere d FFF 2 1008 r V FN 12r Vrer V FFF 490N 同理 1 13869 r Hte FF N 12 1992 r Hr H FF N 12 1992 r Hr H FF 2222 111 49019922051 rr Vr H FFFN 2222 222 100819922233 rr Vr H FFFN 3 求两轴承的计算轴向力和 1a F 2a F 对于型轴承 轴承的派生轴向力70000AC0 68 dr FF 11 0 680 68 20511394 68 dr FFN 22 0 680 68 22331518 44 dr FFN 15 21 993 1518 442511 44 aedd FFNF 故 2 12 2511 44 1518 44 aad FN FFN 4 求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 对于轴承 1 1 2518 44 1 20 68 2051 a r F F 对于轴承 2 2 1518 44 0 68 2233 a r F F 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 对于轴承 1 0 41X 1 0 87Y 对于轴承 2 1X 2 0Y 11111 1 0 41 2051 0 87 2511 443025 8 Pra PfX FY FN 22222 1 1 223302233 Pra PfX FY FN 5 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 PP 33 1 1 66 60 60 323 23 87600 3025 833676 1010 h r n L CPNC 故符合要求 7307AC 6 根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力 0 2 2 1 232 LF dF LLF r a NV 所以NFNV1008 2 NFFF NVrNV 490 21 mmNLFM NVV 33810 211 mmNLFM NVV 69552 322 7 根据水平面受力图求垂水平支座约束反力 并画出水平面内的弯矩图 如图 2 5 所示 0 2322 LFLLF tNH 所以NFNH1992 2 16 NFFF NHtNH 1992 21 mmNMH 137488 图 2 5 8 求合成弯矩 并画出合成弯矩图 如图 2 6 所示 mmNmmNMMM HV 14154513748833810 2222 11 mmNmmNMMM HV 15404413748869552 2222 22 图 2 6 9 求扭矩 并画出扭矩图 如图 2 7 所示 T 134726 625mmN 图 2 7 10 从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出 C 是轴的危险截面 现将计算 出的截面 C 处的 T 及 M 的值列于下表 如表 2 1 所示 H M V M 表 2 1 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F NFNH1992 1 NFNH1992 2 NFNV490 1 NFNV1008 2 17 弯矩 Mmm137488 NM H mmNM V 33810 1 mmNMV 69552 2 总弯矩 mmNM 141545 1 mmNM 154044 2 扭矩 TmmNT 625 134726 3 11 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 按照公式及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环 变应力 取 轴的计算应力6 0 MPaMPa W TM ca 6 43 351 0 625 1347266 0 141545 3 222 3 2 1 前面已经选定了轴的材料为 45 钢 调质处理 由表查得 因MPa60 1 此 故安全 1 ca 12 键的选择和校核 轴 上与大带轮相配合的轴上选择键连接 由于大带轮在轴端部 故选用 单圆头平键 C 型 根据 查表得键的截面尺寸为 宽度 高度 由30dmm 10 bmm 8hmm 轮毂宽度并参考键的长度系列 取键长为 80Lmm 键 轴承和轮毂材料都为钢查表可得 120 150 Pa MP 取其平均植 135 Pa MP 键的工作长度80575 2 b lLmm 键和轮毂键槽的接触高度0 50 5 84khmm 则 故合适 4 22 8 754 10 17 0 4 75 35 PaP T MP kld 所以选用 键 C GB T 1096 200310880mmmmmm 13 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各轴肩处圆角半径为 2 1 6 18 2 3 2 轴 的设计 求出作用在齿轮上的力 齿轮分度圆直径mmd89 202 2 圆周力NN d T Ft3826 89 202 11 38822 3 2 径向力NFFF ttr 1436 14cos 20tan cos tan 轴向力NFFF tta 95415tan tan 选择轴的材料及确定许用应力 选取 45 钢并经调质处理 由表查得硬度为 217 255HBS 抗拉强度 许用弯曲应力 MPa B 640 MPa60 1 按照扭转强度估算最小轴径 由表查得 由公式可得112 0 A mmmm n p Ad 5 38 74 107 38 4 112 3 3 3 3 0min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选轴直径d 与联轴器的孔径相配合 且对于直径对于mm 的轴有两个键槽时 d 100d 应增大 10 15 然后将轴径圆整 故取并选取所需的联轴器型45dmm 号 联轴器的计算转矩 考虑到转矩变化小 故取 ca2A TK T 1 3 A K ca2 1 3 388 11m 504 543N m 504543N mm A TK TN 按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩 查手册 选用 GYH6 型固定式联轴 ca T 器 其公称转矩为 半联轴器的孔径为 45mm 故该轴段的直径为900000N mm 45mm 半联轴器的长度 L 84mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 82mmL 4 拟定轴上零件的装配草图方案 见下图 19 5 根据轴向定位的要求 确定轴的各段直径和长度 1 第 段轴 根据前面轴上所装零件 联轴器的孔径为 45mm 半联轴器 的长度为 84mm 故取轴 取其直径为 45mm 82 III Lmm 2 第 段轴 为满足联轴器处定位要求 则其右侧有一高轴 故取 根据装配关系定 58mmd 50mmL 3 第 段轴 此轴上装有轴承与轴套 因轴承同时受到轴向力和径向力 作用 初选滚动轴承接触球轴承 7012AC 则其尺寸为 故 段挡油环取609518dDBmmmmmm 60dmmd 其长为 23mm 45Lmm 3 第 段轴 此段轴上装有齿轮 齿轮宽为 70mm 取此段轴长为 64mm 略小于轮宽 以使轴套紧压在齿轮上 直径取 62mm 4 第 段轴 此段轴主要起轴肩定位作用 取其长为 8mm 直径 72mm 5 第 段轴 因齿轮为对称布置 考虑到前面已定轴结构 取其长为 15mm 又对后轴承起定位作用 取其直径为 68mm 6 第 段轴 此段轴与轴承的关系取其长为 18mm 直径为 60mm 6 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键 A 型 联接 查表得齿轮上 的平键截面 b h 18mm 11mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 56mm 同时为了保 证齿轮有轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 滚动 轴承与轴的周向定位是由配合来保证 此处轴的直径的公差为 m6 半联轴器与 轴连接采用键 b h14mm 9mm 70mmL 求轴上的载荷 20 1 首先根据轴上的结构图 做出轴的计算简图 如图 2 3 所示 已知 NFt3826 e NFr1436 e NFa954 e 在确定轴承的支点位置时 从手册中查取 a 值 对于 7012AC 型角接触球轴 承从手册中查得 a 19 4mm 因此 作为简支梁的轴的支承跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 mmmmmmLL1105555 32 图 2 3 F r F a F d2 Fd1 a F r F a b F r2v Fr1v Ft c Fr2H Fr1H Ft 2 求两轴承所受的径向载荷和 1r F 2r F 查滚动轴承样本可知角接触球轴承 7012AC 的基本额定动载荷 基本额定静载荷 r 38200CN 0 32800CN 2 ae 1 d 55 2 1597 085 5555 re r V FF FN 2r1 1436 1597 805161 805 r Ver V FFFN 21 同理 1 55 1913 110 r Hte FFN N 2te1 3826 19131913 r Hr H FFF 2222 111 1597 80519132493 496 rr Vr H FFFN 2222 222 19131919 831 rr Vr H FFFN 161 805 3 求两轴承的计算轴向力和 1a F 2a F 对于型轴承 轴承的派生轴向力70000AC0 68 dr FF 11 0 680 68 2492 4961694 89 dr FFNN 22 0 680 68 1919 831305 48 dr FFNN 21 954 1305 482259 48 aedd FFNF 故 2 12 2259 48 1305 48 aad FN FFN 4 求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 对于轴承 1 1 2259 48 0 910 68 2492 486 a r F F 对于轴承 2 2 1305 48 0 68 1919 831 a r F F 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 对于轴承 1 0 41X 1 0 87Y 对于轴承 2 1X 2 0Y 11111 1 0 41 2492 4960 87 2259 482987 67 Pra PfX FY FN 22222 1 1 1919 831 01919 83 Pra PfX FY FN 5 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 PP 22 33 1 1 66 60 60 107 74 87600 2987 6724717 1010 h r n L CPNC 故 7012AC 型轴承符合要求 根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力 并画出垂直面内的弯矩图 如 图 2 4 所示 图 2 4 0 2 2 1 232 LF dF LLF r a NV 所以NFNV162 2 NFFF NVrNV 1598 21 mmNLFM NVV 87890551598 211 mmNLFM NVV 891055162 322 7 根据水平面受力图求垂水平支座约束反力 并画出水平面内的弯矩图 如图 2 5 所示 0 2322 LFLLF tNH 所以NFNH1913 2 NFFF NHtNH 1913 21 mmNMH 105215 图 2 5 23 9 求合成弯矩 并画出合成弯矩图 如图 2 6 所示 mmNmmNMMM HV 13709410521587890 2222 11 mmNmmNMMM HV 1055921052158910 2222 22 图 2 6 9 求扭矩 并画出扭矩图 如图 2 7 所示 T 134727mmN 图 2 7 10 从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出 C 是轴的危险截面 现将计算 出的截面 C 处的 T 及 M 的值列于下表 如表 2 1 所示 H M V M 表 2 1 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F NFNH1913 1 NFNH1913 2 NFNV1598 1 NFNV162 2 弯矩 Mmm105215 NM H mmNM V 87890 1 mmNMV 8910 2 总弯矩 mmNM 137094 1 mmNM 105592 2 扭矩 T mmNT 134727 3 11 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 按照公式及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环 24 变应力 取 轴的计算应力6 0 MPaMPa W TM ca 2 37 351 0 1347276 0 137094 3 222 3 2 1 前面已经选定了轴的材料为 45 钢 调质处理 由表查得 因MPa60 1 此 故安全 1 ca 12 键的选择和校核 选择键型为普通平键 A 型 连接 根据 查表得键的截面尺寸为 62dmm 宽度 高度 由轮毂宽度并参考键的长度系列 取键长为 18 bmm 11hmm 56Lmm 键 轴承和轮毂材料都为钢查表可得 120 150 Pa MP 取其平均植 135 Pa MP 键的工作长度56947 2 b lLmm 键和轮毂键槽的接触高