机械样文带式运输机传动装置方案

1、带传动属于挠性传动，传动平稳，噪声小，可缓冲吸振。过 载时，带会在带轮上打滑，从而起到保护其他传动件免受损坏的 作用。带传动允许较大的中心距，结构简单，制造、安装和维护 较方便，且成本低廉。但由于带与带轮之间存在滑动，传动比不 能严格保持不便。带传动的传动效率低，带的寿命一般较短，不 宜在易燃易爆场合下工作。因此设计一种常用的机械传动装置， 使其各部位都能满足使用的要求。第一章设计任务书1.1传动装置示意图1.2工作条件：该传动装置只能单向运转，有灰尘；连续工作,载荷平稳；起动载荷为工作载荷的1.3倍1.3设计要求：在三班制条件下齿轮预期寿命为6年。每两年进行一次大修；鼓轮允许有不大于3%勺转

2、速误差;鼓轮效率为96%1.4设计内容：装配图一张；零件图若干；说明书第二章电动机的选择计算2.1减速机形式：两极斜齿圆柱齿减速机2.2传动方案:电机一轴I带传动轴I轴u齿轮啮合传动轴u轴川齿轮啮合传动轴川一轴W联轴器连接三.电机选择1 电机系列选用三相异步电动机，闭式结构，380V, 丫系列2.选择电机功率P传动总效率_24n = n v带.n齿轮n轴承n联轴器n鼓轮n v带=0.95 ； n齿轮=0.97 （8级精度）；n轴承=0.99 （滚动轴承）；n 联轴器 =0.99; n鼓轮 =0.96。传动总效率 n =0.95 x 0.972 x 0.994x 0.99 x 0.96=0.81

3、6输出功率 R=FV=3.5KNX 0.7m/s=2.45kW可求输入功率 Pr=PW/ n =2.45kW/0.816=3.00 kW查ZB/TK22007 88知Y100L2-4及Y132S- 6型电机均为额定功率 3.0kW3.确定电机转速，并选择电机 nw=60V/ n D=6CX 0.7/ n .0.3=44.6r/min以Y100L2-4及Y132S-6型电机两种方案进行比较电动机数据及总传动比方 案 号电动机 型号额定功 率(kW同步转速(r/mi n )满载转速(r/min )电机重 量(kg)总传动 比1Y100L243.01500142031.8392Y132S63.010

4、0096021.525比较1、2两种方案知：方案1选用的电动机虽质量和价格较低,但总传动比较大。为使传动装置结构更紧凑，决定选用2号方案电动机类 型为丫132S 6。额定功率为3.0kW;同步转速为 1000r/min ;满载转速为 960r/min。由表4.12 2查得电动机中 心距离H=132轴外伸段 DX Z=38X 80计算结果：PW=2.45kW nw=44.6 r/min ;n 总=0.816 ； Pr= Pv/ n 总=3.0kW电动机类型为丫132S-6;额定功率为3.0kW; 同步转速为1000r/min ;满载转速为960r/min 电动机中心距离 H=132轴外伸段DX

5、Z=38X 80第三章运动与动力参数的选择与计算3.1传动比的分配总传动比：i=n 电机/n w=960/44.6=21.525i带=2 4;取为2.5减速器传动比i减=i/i带=21.525/2.5=8.610取两极齿轮圆柱减速器高速级传动比：i 1=1.35i减1.3 8.610=3.409则低速级传动比：i2=i 减/ i 1=8.610/3.409=2.526设计结果：i 总=21.525 ； i 带=2.5 ； i 减=8.610 ； i 1= 3.409 ； i 2= 2.526。3.2各级功率P 输入=F0=3.0kW轴 I 输入功率：P1= P0. n 带 01= Po. n

6、带=3.0 x 0.95=2.85 kW轴 U 输入功率：P2= P0. n 01. n 12= 3.0 x 0.95 x 0.97 x 0.99=2.737 kW轴川输入功率：P3= P2. n 23= P2. n 齿.n 轴承= 2.737 x 0.97 x0.99=2.628 kW轴W输入功率：Pi= P3. n 34= P3. n轴承.n联轴器=2.628 x 0.99 x0.99=2.576 kW设计结果：P 0=3.0kW; P1= 2.85 kW P2= 2.737 kW Pa= 2.628 kW P4=2.576 kW注: n v带、n齿轮、n轴承、n联轴器 均由机械设计、课程

7、设计表4.2 9查得。3.3各级转速电机转速：no=96O r/mi n （满载状态下）轴I转速：ni= n 0/ i 带=960/2.5=384 r/mi n轴U转速：n2= ni/i 1=384/3.409=112.6 r/min轴川转速：n3= nJ i 23= n2/ i 2=112.6/2.526=44.6 r/min轴W与轴川通过联轴器联接， n 4= n3= 44.6 r/min设计结果：no=96O r/min ； n1 = 384 r/min ； n2=112.6 r/min ； n3=n4= 44.6 r/min。3.4各轴所受扭矩电机主轴：To=9.55 P o/n o=

8、9.55 X 3.0 X 10 /960=29.84N.m ;轴 I（高速轴）:=9.55 P 1/n 1=9.55 X 2.85 X 103/384=70.88N.m ;轴U（中间轴）：T2=9.55R/n 2=9.55 X 2.737 X 103/112.6=232.13N.m ;轴川（低速轴）：Ta=9.55Pa/n 3=9.55 X 2.628 X 103/44.6=562.72N.m ;轴 W （鼓轮的支撑轴）:T4=9.55 X 2.576 X 103。 设计结果：T0=29.84N.m ;=70.88N.m ; T2=232.13N.m ; Ts=562.72N.m ;第四章传动

9、零件的设计计算4.1带的设计及带轮的设计一、带的设计1 确定带型:Pc=K.Po K a=1.2 (因为在该装置中载荷变动不大，电机为交流 电机，r >600 r/min。查标准得 Ka=1.2 )Pc= 1.2 x 3.0kW=3.6kW 又 ni=960 r/min 查图 312 选取带为 A 型V带2. 选取小带轮直径为100mm则大带轮直径dd2= i带 ddi=2.5 x 100=250mm与标准系列相吻合，传动比偏差率为0.0%。3. 确定中心距a及带基准长度Ld。a. 初选中心距 ； 0.7 x( ddi + d d2)< a°w 2x( ddi + d d

10、2)。即 245 < a°w 700,取 ao=500mm二 2b. 带长 Lc = 2a ddi ' dd2 厂ddi _dd2 /4a02兀“2Lc =2 500100250250 -100 /4 X 5002=1561.029mm取标准带长Ld=1600mmc. 确定中心距a：d.Ld Lca =a°2中心距调整范围：= 5001600 -1561.029=519.5mmamax 二 a 0.03Ld =500 0.03 1600 = 567.5mm amin 二 a-0.015Ld =500-0.015 1600 = 495.5mm即 567.5mn&

11、gt;a>457.5mm(250 100) /500 Xe.验算包角a ,使a > 120°180 - ( ddi dd2) /a=18060=162.68 ° =162° 40z> 120° 满足使用要求。 f .确定带根数Z> Pc/ P单根V带传动功率 P。/ =Ka ( F0+ Pl + P2) kWa162.68 sKa =1.25 (1-5-莎)=1.25 (1-5- 180) =0.958对 A型 V带 C 1=3.78 X 10-4; C=9.81 X 10-3; C3=9.6 X 10-15; C4=4.65 X

12、 10- ; L°=1700 mmW=2n n/60=2 n X 960/60=100.53 rad/min P 0= dd1 W C C2/ d d1-G (dd1 W) 2- Gig (dd1 W)=100X 100.53 3.78 X 10-5 9.81 X 10-3/ 100 9.6 X 10-15 ( 100 X100.53) 2 4.65 X 10-5lg (100X 100.53 )=0.968kW2 Pi= C4dd1 W igkWC211 10 2 ( -1)Cdd1 S5=4.65 X 10- X 100X 100.53lg110 9&厂(丄4.65心0

13、心00 2.5-1)=0.13 P>= C4dd1 Wig 旦=4.65 X 10-5 X 100X 100.53 X ig 00 =- 0.012L。1700P°/=Ka (P0+ P* P2) =0.958 X (0.968+ 0.13 0.012 )=1.04kWZ=P/ P=3.6/1.04=3.46 取 Z= 44. 初拉力F°P 2 5F°=500 亠(1)；V2(N)( ； =0.1kg/m2)VZ K=500 Pc(-215 -1)；V2Z兀Dn。/60沢1000 K«=500 3.6( 2.54 二 100 960/60 1000

14、(9.58-1) 0.1(二 100 96060 1000=146.6NGt125 .压轴力 Q=2 Fd Z sin 二 =2 X 146.6 X 4sin 一 =1160 N 2 26.张紧装置为定期张紧装置计算结果：Pc= 3.6kW;小带轮 ddi=100；大带轮 dd2=250;传动比 i 带=2.5; 带型为A型V带；带长为1600mm中心距为519.5 mm中心距调 整范围：567.5 mm； a>495.5 mm；包角 a =162° 40'单根 V 带传递功率Pc=1.04 kW带的根数为4;初拉力F°=146.6N;压轴 力Q=1160 N

15、张紧装置为定期张紧式。二、带轮设计及结构小带轮ddi=100;大带轮dd2=250带轮宽度B=3e+2f对 A型 V带；e=15± 0.3 ; f=10-1+2所以可取 B=3X 15+2X 10=65 mm结构：小带轮，实体式大带轮，孔板式中心孔：小带轮© 38大带轮© 30材料都为铸钢计算结果：小带轮：材料铸钢，直径为100,中心孔径为© 38,槽数为4, A 型，实体式。大带轮：材料铸钢，直径为250,中心孔径为© 30,槽数为4, A 型，孔板式。4.2高速级齿轮的设计计算设计参数P=R=2.85 kW一、选材、齿数、精度及螺旋角Ba.

16、 材料：大齿轮 45#，常况，170210MPa小齿轮45#,调质，230250MPab. 精度等级8级c. 乙=28; Z2=uZ1 =3.409 X 28=95.45 ;取 乙=95i ' =95/28=3.393 ; (i ' - i/ i= (3.409-3.393 ) /3.409=0.47%允许d. 初选为B =11°二、设计因为软齿面，按接触强度设计：d1 A J2KT1/帕冒(ZhZeZZr/叭2a. 初选 K=1.4; © d=1Rb. Ti=9.55 X 106斤=9.55 X 106x 2.85/384=70.88 X 103N. mm

17、c. u=3.393d. Zh= 2cos*/sin： t cos ta t=arctg (tg a u/cos a t) = arctg (tg20 ° /cos11 ° ) =20.344 °B t= arctg (tg B .cos a t) = arctg (tg11 ° /cos20.344 ° ) =10.329 °Zh= 2cos10.329 /sin20.344 cos20.344=2.457 e . Ze=189.8 . MPa f . Zb = cos： = cosll =0.99g . Ze=£B =0

18、.318 x © dZitg B =0.318 x 1 x28x tg11=1.73 > 111ii& Q= 1.88-3.2 ( +)x cos B = 1.88-3.2 (一十一) 乙 Z228 95x cos11° =1.700T £ B > 1 Z £ = 1厂7= .1/1.700=0.767C h =C HLm/ SlMI.Z N.Zx.Z wZ LvRMPaa. c HLM=580MPa SHlm=1.0c HLM=520MPa SHlm2=1.0b. N=6x 365x 24x 60x 384=1.21 x 109N=

19、 Ni/i 12=1.21/3.393=3.55 x 108查图 517 得 Zni=1.0 ; Zn2=1.0c . ZX=1.0d. Zw=1.0e. ZLvr=0.92 (精加齿轮)580C h hi=x 1.0 x 1.0 x 1.0 x 0.92=533.6 MPa1.0520c h h2=X 1.0 X 1.0 X 1.0 X 0.92=478.4 MPa1.0取ch =min c h h1. ch h2) =478.4 MPa带入第一式得d1>2 1.4 70.88 103/13.393 13.393(2.457 189.8 0.767 0.99/478.4)2=52.02

20、 mm三、验算 K (K=K.Kv.Ka .K b)K=1.0 (匀速皮带机D)V=n Dn /60 X 1000= n X 52.02 X 384/60 X 1000=1.0456m/sZv=乙/cos K=1.4076; © d=1; B =11°； T1=70.88 X 10 N. mm P11 ° £ b=1.73 > 1 所以 Yb =1-=1-=0.908 120120 B =28/ cos 11° =29.6 ; ZVX V=29.6X 1.0456=30.952 查图 54 得 Kv=1.02查表54得匕=1.2查图 57

21、 得 Kb =1.15K=KA.Kv.K a .K B =1.0 X 1.02 X 1.2 X 1.15=1.4076修正 ddt=y1'52.02=52.11m=m.cos.cos11=1.9，接近 2,取 m =2四、特变曲强度校核a. mn=32Kc叭 帕乙YFaYaY：Y£ =0.25+0.75cos2 :邛=0.25+0.750.75 cos2111.70=0.675© d=1.0Zv1=29.6 ;查图 514、515得 YFa1=2.55 ; Y. =1.63 ;Zv2= Z2/cos 3 B =95/ cos 311° =100.4 ;查图

22、 514、515 得YFa2=2.23 ； Ya2=1.83(7 F=FiM1 YStYNYX/S FLM1(T flm=220 MPa Sflm=1.07 flm=190 MPa Sflm=1.0Yst=2N=121X 109； 2=3.35 X 10V13 282=1.30 v 2m n=2合适五、参数尺寸确定中心距 a=(乙+乙)m/2cosB = (28+95)x 2/2cos11 ° =125.31 取 为125修正 B =arccos (乙+Z2) m/2cos B =10.26 ° =10° 15' 3611° -10 °

23、 15' 36 =44' 24v 1° 允许分度圆直径：d1=Zm/cos B =28X 2/ cos26 ° =56.910 mmd2=乙m/cos B =95X 2/ cos10.26 ° =193.090 mm齿轮宽度：b=Od.d=56.91 取为 57 mm小齿轮宽度：b1= b+5=57+5=62 mm大齿轮宽度：；查得 Yni=1.0 ; Yn2=1.0Yf9 YsaYx1=Yx2=1.07 F1=220 2X 1.0 X 1.0=440 MPa1.07 F2】=190 2X 1.0 X 1.0=380 MPa1.0YFa1 YSa1

24、 :2.55 1.63 i=0.00945!：F1 440YFa2 YSa22.23 1.83 ,=0.010740 380=0.01074mn=0.1074 0.675 0.9083 2K 1.4076 70.88 103cos211b2= b=57 mm齿顶直径：d a! =d! +2 mn=56.97+4=60.910 mmda2=cb+2 mn=193.09+4=197.090 mm六、计算结果：小齿轮：材料45#,调质，（T s170210MPa，齿数 乙=28;模 数m=2,齿宽bi= 62 mm,分度圆直径56.910 mm,齿顶圆直径： 60.910 mm,螺旋角 10

25、6; 15' 36。大齿轮：材料45#,常况，（T s230250MPa齿数乙=95;模数 m=2，齿宽b2= 57 mm,分度圆直径193.090 mm,齿顶圆直径： 197.090mm螺旋角10° 15' 36。中心距为125 mm精度都为 8级,传动比i=3.393 。4.3低速级齿轮的设计计算设计参数 P=P=2.737 kW n 2=112.6r/min一、选材、齿数、精度及螺旋角Ba. 材料：大齿轮 45,常况，(T s =170210MPa大齿轮45#,调质，(T s =230250MPab. 精度等级8级c. 齿数Z2取32i=i 总/i 带 i 1=

26、21525/2 X 3.393=2.538Z2=i X 32=2.532 X 2.538=81.216 取 乙=81i ' =2.531i- i ' / i= (2.538-2.531 ) /2.538= 0.3% 允许二、设计软齿面，按接触强度设计：d1 =寸2口/帕 罟(ZhZeZZp/B)2a. 初选 K=1.4; © d=1.0 ; B =14°Plb. =9.55 X 106 n =9.55 X 106X 2.737/112.6=2.32 X 105N. mmc. u=3.531d. Zh= 2cos：t/sin: t cos ta t=arctg

27、 (tg a u/cos a t) = arctg (tg20 ° /cos14 ° ) =20.56 °B t= arctg(tg B .cos a t) = arctg (tg14 ° /cos20.56 ° )=13.14 °Zh= . 2cos10.329 /sin20.344 cos20.344=2.457 e . Ze=189.8 .MPa f . Zb= fcos ： = cos14 =0.985g . e a = 1.88-3.2 (丄 丄 门 xcos B = 1.88-3.2 (丄 丄)乙Z232 81x cos1

28、4° =1.689eb =0.318 x 1.0 x 32 x tg14 ° =2.537 > 1二 Z e=/二二-1/1.689=0.769C h =C HLm/ ShLM1 .Z N.Zx.Z wZ LvRMPaa. c hlm=580 MPc； Shlm=1.0C hlm=520 MPc； Shlm=1.0b. Ni=6x 365x 24x 60x 112.6=3.55 x 108QQN= N1/i=3.55 x 10/2.53仁1.4 x 10查图 517 得 Zn1=1.0 ; Zn2=1.0c. Zx=1.0d. Zw=1.0e. ZLvr=0.92 (

29、精加齿轮)580c h 1=x 1.0 x 1.0 x 1.0 x 0.92=586.96 MPa1.0520c h 2=x 1.0 x 1.0 x 1.0 x 0.92=478.4 MPa1.0取c h =478.4 MPa带入第一式得d1>3 2 1.4 2.32 105/12.531 12.531(2.434 189.8 0.769 0.985/478.4)2=78.55 mm三、验算 K （K=&Kv.Ka .K 小Ka=1.0 （匀速皮带机）V=n Dn /60 X 1000= n X 78.55 X 112.6/60 X 1000=0.463 m/s33Zv=乙/co

30、s B =32/ cos 14° =35.03 ; ZvX V=35.03X 0.463=16.21 m/s查图 54 得 Kv=1.005查表54得匕=1.2查图 57 得 Kb =1.15K=KA.Kv.Ka .Kb =1.0 X 1.005 X 1.2 X 1.15=1.4076修正 d1=3 K dt=3 1.4076 78.55=78.69 mm Kt 1.4m=d1.cos B /Z1=78.69 .cos14 ° =2.39 接近 2.5 取 m =2.532四、按弯曲强度校核_ ：2KT1COS20 YFaYYYpa. 口严dZ12Fj5K=1.4076;

31、© d=1; B =14° T1=2.32 X 10 N. mmP14。b =2.537 > 1 所以 Yb =1- 120 =1- 120 =0.883Y£ =0.25+ 0.75cos=0.25+0.75 °.75cos 14 =0.668邛1.68933Zv1=35.03 ;乙2= Z2/COS B =95/ cos 14° =86.04 ;查图 514、515得 YFa1=2.5 ; Y =1.65 ; YFa2=2.25 ; Ysa2=1.77b. c =血 WtYnYVS FLM1c flm=220 MPa Sflm=1.0c

32、 flm2=190 MPa Sflm=1.0Yst=2QQN=3.55 X 10； N=1.4 X 10；查得 Yn1=1.0 ; Yn2=1.0Yx1=Y<2=1.0220 況 2c F1 =X 1.0 X 1.0=440 MPa1.0190 汉 2c F2 =X 1.0 X 1.0=380 MPa1.01 YSa1 -Z565=0.01031!:F1 440YFa2 Ysa2_2.25 1.77380=0.01048取 YFa Ysa =0.01048mn=0.1048 0.668 0.8833 2K 1.4076 2.32 105cos214耳1.0汉322=1.93 v 2.5

33、m=2.5 合适五、参数尺寸确定中心距 a=（乙+乙）m/2cosB = （32+81）x 2.5/2cos14 ° =145.57 取为145修正 B =arccos （乙+乙）m/2cos B = arccos （32+81）x 2.5/2 x 145=13.06 ° =13° 3' 36； B变化与初选B值相差 1°,合适。 分度圆直径：d1=Z1m/cos B =32x 2.5/ cos13.06° =82.124 mmd2=乙m/cos B =81 x 2.5/ cos13.06° =207.876 mm齿轮宽度：b

34、=O d.d=1.0 x 82.124=82.124 取为 82 mm小齿轮宽度：b1= b+5=82+5=87mm大齿轮宽度：b2= b=82 mm齿顶圆直径：d a! =d- +2 mn=82.124+2 x 2.5=87.124 mmda2=cb+2 mn=207.876+2 x 2.5=212.876 mm六、计算结果：小齿轮：材料45#,调质，（T s230250MPa精度为8级，齿 数乙=32;模数 m=2,齿宽b1= 82 mm,分度圆直径207.876 mm, 齿顶圆直径：87.124 mm,螺旋角13° 3' 36。大齿轮：材料45#,常况，（T s 170

35、210MPa，精度为8级， 齿数 乙=81;模数m=2.5 ,齿宽b2= 82 mm分度圆直径207.876 mm齿顶圆直径：212.876mm螺旋角13° 3' 36。中心距为145 mm 传动比i=2.531。第五章轴的设计5.1轴颈的设计计算一、高速轴轴颈的设计计算a. 初选材料为45优质碳素结构钢，并作调质处理，其机械性能查表 8 1 得 c b= 637MPa （T 尸353MPab. 确定外伸段轴颈d > Ao Up* T外伸轴上装有带轮且具有较大的压轴力。A取为140, P=P=2.85kWn=ni=384r/min ；d> 1403 2.85384

36、=27.31 N 取为 30 mmc. 考虑到轴肩等加大因素，轴颈取 © 40二、中间轴轴颈的设计计算a. 材料与上相同b. 初步确定轴颈d=A0P/ A0=110 （无外伸）P=P=2.737kWn=rb=112.6r/min ；d=1103 2.737=31.86 mmV /112.6考虑到开键槽对轴的削弱，将其放大1.04倍，d=1.04 X31.86=33.14 mmc. 分析结构取轴颈为© 40三、低速轴轴颈的设计计算a. 材料与上相同b. 根据扭矩初步确定轴颈d=A0Pn A0=110; P=P=2.628kWn=na=44.6r/min ；d=1103 2.6

37、28=42.8 mmV Z44.6考虑到开两个键槽对轴的削弱，将其放大为 45 mmc. 为保证轴上零件的可靠定位，以及密封圈为标准件，轴泵安装、 拆卸方便，外伸处应作成阶梯轴，因而，轴颈应大些，取为 60。四、计算结果高速轴轴颈为40 mm中间轴轴颈为40 mm低速轴轴颈为60 mm5.2轴承的初步选择一、高速轴轴承的选择高速轴外伸较长，带装置压轴力较大，且因吻合而产生一定轴向 力，故选择7308二、中间轴轴承的选择中间轴受力较大故选择7308三、低速轴轴承的选择低速轴由转速最低，因而受力最大，派生轴向力也最大，选择7212四、计算结果高速轴轴承为7308中间轴轴承为7308低速轴轴承为72

38、125.3轴的结构设计及校核计算一、高速轴二、中间轴三、低速轴注：下列轴的结构图只能用于轴的校核计算，不能用于制造加工 时用，制造加工时必须采用零件图。5.4轴的校核一、高速轴的校核计算 a.受力图2 70.88di56.91 10”=2491NFai= Fti.tg B = 2491.tg10.26 ° =451NFri= Ft1.tg20 ° /cos10.26 ° = 921.4NT=70.88M= Fa1. 6=451. 5691 X 10-32 2RxX( 169.5+51+19)/1000-921.4 X 169.5/1000+1160 X(64+32

39、.5)/1000-12.83=0Rx =238.3 NR2x= Fr1- R 1X +1160=921.4-238.3+1160=1843.1NRy X( 169.5+51+19) /1000-2491 X 169.5=0Ry =1762.9 NR2y= Ft1- R 1y=2491-1762.9=728.1 N根据已求得的各力和力矩，作出水平弯矩图，垂直方向弯矩图和 扭矩图如下：水平面弯矩竖直向组内弯矩 M, R扭矩T作于图上得2 2W>= 123429.511 =126.88 N.mMamax= M max +(c(t)2 =J126.882 +(O.3X7O.88)2 =128.6

40、5 N.md®叽W>b1128.65 1000=28.600.1 55而轴段最小轴颈为dmin=30；考虑到开两个键槽对轴的削弱，将dcr ' =29.7 V dmin 在整个轴段上都能满足使用要求。计算结果：MCamax=128.65 N.m与最大弯矩对应的临界轴颈 dcr=28.60mm考虑到开两个键槽对轴 的削弱，将dcr ' =1.4dcr=29.7 Vdmin=30,高速轴I满足使用要求。二、中间轴的校核计算a.受力图209.54工5163.5>4F ' a1Ea2M2zR1yF ' t1F ' r2Ft2F t1F

41、9;F'F'Mti = F ti =2491 N al = F a1=451 Nr1 = F r1 = 921.4 N i = Mi=12.83 N.mF t2= 2Td20.08575F a2= F t2 .tg B =1256 NF r2 = F t2 .tg a /cos B =2023 N-JM= Fa2.=51.52 N.m2Rx X 209.5/1000+921.4 X 154.5/1000-43.54-51.58-2023 X (63.5+4) =0Rx =238.3 NR2X= Fr2- R 1X - F r1 =2023-4263921.4=675.3 NRy

42、 X 2095/1000=2491 X 154.5/1000+5414 X 67.5/1000R1y =3582 NR2y= Ft1+ Ft2 - R 1y=2491+5414-3582=4323 N根据上述各力和力矩，作出水平弯矩图，垂直方向弯矩图和扭矩图如下：注：7308压力中心由GB/T292查得a=19,确定的圆各尺寸是根据 零件图及装配图确定的。由上图知：Mma= 291.802 91.1632 =305.7 N.m （发生在大齿轮轴的中心处）Mamax= M max (: t)2 = . 305.72(0.3 232.13)2 =313.5 N.m与此最大当量弯矩相对的临界轴颈为d

43、crJ313.5X0000.1 55=38.48考虑到轴上开有键槽（1个），将dcr放大3%得d，=38.48 X 1.03=39.6mm< dmin=40 mm中间轴强度足够，能够满足使用要求。 计算结果：Mkax=305.7 N.mMCamax=313.5 N.m与Mamax对应的临界轴颈dcr=38.48mm有一个键槽对dcr' =39.6mn， dmin> dcr '中间轴合格。三、低速轴的校核计算轴承7212, a=22,将各力向轴线上消化得T=262.72 N.mFt2' = Ft2=5414 NFa2 = Fa2=1256 NFr2 '

44、 = Fr2= 2023 NM' = Fa2 . d=1256. 207.876 X 10-3=130.55 N.m2 2-RixX( 22+138+63.5+22) /1000-130.55+2023 X 85.5/1000=0Rx =1236.3 NRx= Fr- R 1X =2023-1236.3=786.7 NRy=5414/(22+138+63.5+22) X( 63.5+22) =1885.53 NRy= Ft- R 1y=5414-1885.53=3528.47 N利用以上求得各力和力矩，作出低速轴U的水平弯矩图和垂直方 向弯矩图：由上图知最大弯矩发生在与齿轮配合轴段的中

45、心处:其值 MLa=、301.72 197.82 =360.6 N.mMamax= M max Gt)2 = 360.62(0.3 562.72)2 =398.2 N.m与此最大当量弯矩相对的发生破坏时的临界轴颈为dcr=3：398.2"000=0.1 55=41.68 mm考虑到轴上开有键槽(2个)，将dcr放大7%得dcr' =41.68 X 1.07=44.60mm< dmin=45 mm故该轴足够安全。计算结果：Ft2' = Ft2=5414 NFa2 = Fa2=1256 NFr2 ' = Fr2=2023 NM' = 130.55 N

46、.mRx =1236.3 NRx= 786.7 NRy=1885.53 N忠=3528.47 N最大弯矩发生在与齿轮配合轴段的中心处：其值 Mna=360.6 N.mMCamax= . M ax (： t)2 = . 360.6? (0.3 562.72)2 =398.2 N.m当量弯矩最大值 Mamax=398.2 N.m，其对应的失效临界直径dcr为41.68mm当开两个键槽对 d, =44.60mm dmin> dcr'轴安全。第六章滚动轴承的选择及寿命计算6.1轴承选择低速轴：一对7212C背对背安装中间轴：一对7308C面对面安装高速轴：一对7308C背对背安装注：此处

47、轴承的选择结果是根据上章轴的结构及受力情况而确定 的。6.2轴承寿命验算一、高速轴寿命验算1. 条件轴承内侧面间距为201.5 （由装配图上得）：7308CC 40X 90 X 23, a=19, cr=40.2 , cr o=32.8R1x =238.3 N , R1y =1762.9 NR2x=1843.1 N , Ry=728.1 NFa1=451N,轴承2处有较大弯矩作用。（以上各力计算祥见第五章第三节）2. 受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）A=si=711.56 NA=Si+ Fa =1162.56 N验算：b. A/Co=711.56/32.8 X 103=0.0217

48、查表 e! =0.38+0.17 X 0.02=0.3834 (内差法)35 4A/Co=1162.56/32.8 X 10=0.0354 查 表 e2=0.4+' X300.03=0.4054 (内差法)S1= e ! R=0.3834 X 1778.9=682.7 NS2= e 2F2=0.4054 X 1981.7=803.4NS1+ Fa =682.7+45仁 1133 N >S2=803.4 N轴承2被压：A=S1=682 NA=S1+ Fa =1133 N与初算时数值相差不大，无需重设e计算。c. A 1/R1=682/1778.9=0.3834 = e ! X=1;

49、 Y=0A/R2=1133/1981.7=0.572> e 2=0.405421 9 X2=0.44 ; Y2=1.4-X 0.1= 1.382 (查表，内差)30d. P 1=fdfm (XR+YA)对轴时无集中弯矩斥用fm=1.0 ; fd为1.1P1=1.1 X 1.0 X( 1X 1778.9+0) =1957 NP2=f df m ()对轴承2有弯矩斥用具很大，fm取为2； fd取为1.1P2=1.1 X2X(0.44 X 1981.7+1.382 X 1133) =5363 N取 P=max R, R =5363 NLeh=10660.n63“Cr、31040.2 10()=

50、 (P 60 3845363)3 =18278 h即2.086年，.寿命足够，且超过两年不多，经济适用。 计算结果：轴承 2 被压，A= 682 N，A= 1133 N，X=1; Y=0, %=0.44 ; Y2=1.382 ; P1=1957 N; P=P=5363 N; L1oh=18278 h,即卩 2.086 年, 高速轴选用7308C合适。二、中间轴寿命验算1. 轴承内侧面间距为201.5 （由装配图上得）：7308CC 40X 90 X 23, a=19, cr=40.2 , cro=32.8Rx =426.3 N , Riy =3582 NR2x=675.3 N , R2y=43

51、23 NFai=451N, Fa2=1256N,弯矩作用（以上各力计算祥见第五章第三 节）2. 受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）R= . R2ix R2iy = 426.32 35822 =3607 NR2= . R22x R22iy = .、43232 675.32 =4376 N3. 寿命验算a. 初选 e=0.43Si=eR=0.43 X 3607=1540.3 NS2=eR=0.43 X 4376=1881.7 NS2+ F a =1881.7+125.6-451=2686.7 N >si=792.68 N轴承1被压紧：A= S2+ F a =2686.7 NA2= s

52、 2=1881.7 N21 9Ai/Co=2.6867/32.8=0.0819 查表 e =0.43+ X 0.03=0.4523027 4A/C°=1881.7 X 10-3/32.8=0.0514查 表 氏=0.4+ 三竺300.03=0.4274 (内差法)Si= e ! R=0.452 X 3607=1619.1 NS2= e 2F2=0.4274 X 4376=1870.3N轴承1被压：A= S2+ F a =1870.3+1256-451=267.53 NA= s 2=11870.3 N无需重算。c. A i/Ri=2675.3/3607=0.747> e ! =0

53、.45221 9x i=0.44 ; Yi=1.3- 219 X 0.07=1.248930A/R2=1870.3/4376=0.4274 = e 2x 2=1.0 ; Y>=0d. P i=fdf m (XR+YAi)f m=1.0 (无力矩作用);fd=1.2Pi=1.2 X 1.0 X( 0.44 X 3582+1.2489 X 2675.3) =5901 NP2=f df m (XR+Y2A)R=1.2 X 1.0 X 4376=5251.2 N取 P=max R, F2 =5251.2 NLeh=10660.n63“Cr、31040.2 10()= (P 60 3845901)

54、3 =46796 h即5.36年2年分析验算结果知，该组轴承寿命远大于 2年，在大修时拆下 后，仍具有一定的寿命，可以用于一些不重要的部位或便于更换 的部位。计算结果：A 1=267.53 N，1870.3 N，P=P=590 N; fm=1.0 ； fd=1.2 ; P2=5251.2 N ; L10h=46796 h，即5年，该组轴承寿命满足大修需 要。三、低速轴的寿命验算1. 条件轴承内侧面间距为201.5 （由装配图上得）：7212C 60X 110X 22，a=22，cr=44.8，cr 0=37.8Rx =1236.3 N ，Riy =1885.53 NRx=786.7 N，Ry=

55、3528.47 NFa=1256 N（注：以上各数据均由第五章第三节轴的校核中得到的）2. 受力简化图（只列出对轴承寿命有影响的各力）R= R21x R21y = . 1236.32 1885.532 =2255 NR= R22x R221y = , 786.72 3528.472 =3615 N3. 寿命验算a.初选 e=0.4S1=0.4R1=0.4 X 2255=902 NS2=0.4R2=0.4 X 3615=1446 NS1+ F a =902+1256=2158N> S2=1446 N轴承2被压紧：A=si=902 NA=Si+ F a =2158 N验算：339b. A/Co=92O/37.8 X 10=0.0239