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文档简介

1、例如:设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作,工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作,工作期限为8年。 已知条件:输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带电动机的选择计算项目计算及说明计算结果根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。输送带所需的拉力为 F=2T/d=2&

2、#215;4667N输送带所需动率为Pw=Fv/1000=4667×由表取,v带传动效率带=0.96,一对轴承效率轴承=0.99,斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97,联轴器效率联=0.99,则电动机到工作机间的总效率为总=带轴承4齿轮2联×4×2×PO=PW/总KwKw根据表,选取电动机的额定功率为Ped=4kwF=4667NPw=总POKwPed=4kw输送带带轮的工作转速为 nw=1000×60××300r/ m查表,v带传动的传动比i带=24,两级减速器传动比i=840,则总传动比范围为 i总=i带i齿=(24)

3、15;(840)=16160电动机的转速范围为 no=nw×(16160)r/min=642.16421r/min由表可知,符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min,1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速太高,而1000r/min的电动机的体积大且贵,故选用转速为1500r/min的电动机进行试算,其满载转速为1440r/min,其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4nwNm=1440r/min 各级传动比的计算及分配。计算项目 计算及说明计算结果i总=nmnwi总根据传动比范围,取带传动的传动比i带=2.5,则减速器传动

4、比为 i=i总/i带高速级传动比为i1=(1.31.4)i=(1.31.4)×取i1低速级传动比为 i2=i/i1i1i21.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果 no=nm=1440r/min n1=no/i带=1440/r/min n2=n1/i1r/min n3=n2/i2.15r/min nw=n3no=1440r/minn1=576 r/minn2=130.9 r/minn3nw2各轴功率P1=PO0-1=PO带× P2= P11-2= P1轴承齿×× P3= P22-3= P2轴承齿×× PW=

5、P33-W= P3轴承联××P1P2P3WPW T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68 N·m T1=9550×(P1/n1)= 9550×(3.28/576) N·m=54.38 N·m T2=9550×(P2/n2)= 9550×(3.15/130.9) N·m=229.81 N·m T3=9550×(P3/n3)= 9550×(3.02/40.15) N·m=718.33 N&

6、#183;m TW=9550×(PW/nW)= 9550×(2.96/40.15) N·m=704.06 N·mT0=22.68 N·mT1=54.38 N·mT2=229.81 N·mT3=718.33 N·mTW=704.06 N·m二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计 减速器外传动件只有带传动,故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果 Pd=KA×P0由表8-6,查得工作情况系数KA=1.2,则Pd×Pdn0=1440r/min, Pd=4

7、.1kw,由图选择A型带 选择A型V带根据表8-7,选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为 dd2=i带dd1×100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mmV带=dd1n0/60×1000m/s=/s<vmax=25m/s带速符合要求根据0.7(dd1dd2)<a0<2(dd1dd2×(100250)mm=245mm<a0<2×(100250)mm=700mm为使结构紧凑,取偏低值,a0=350mmV带计算基准长度为 Ld'2a0/2(dd1dd2)(dd1dd2)2/4 a0=2×

8、;350/2(100250)(100250)2/4×350mm=由表8- 8选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为 a= a0(LdLd')/2=350mm(1250-1265.57)/2mm=a0=350mmLd=1250mma= a1=180o(dd1dd2)/a×oo>120oa1=o>120o合格V带根数可用下式计算:Z= Pd/( P0P0)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率 P0=1.3 kw,功率增量P0=Kbn1(1-1/Ki)由表8-10查得Kb×10-3,由表8-11查得Ki=1.137,则×1

9、0-3×1440(1-1/1.137)kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935,由表8-8查得KL=0.93,则带的根数为Z=kd/(p0+P0) KaK=4.1/(1.3+0.134)××取四根Z=4由表8-13查得v带质量m=/m,则初拉力为 F0=500pd/zu带a/Ka)+mvd 2 =500×××2F0Q=2z F0sina/2 =2×4××oo/2=932.72N (1)小带轮结构采用实心式,由表8-14查得电动机轴径D0=28,由表8-15查得 e=15±,f=10

10、21mm轮毂宽:L带轮=(1.52)D0=(1.52)×28mm=4256mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=(z1)e2f=(41)×15mm2×10mm=65mm(2)大带轮结构 采用孔板式结构,轮毂宽可与小带轮相同,轮毂宽可与轴的结构设计同步进行减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW,HBW21-=236HBW,HBW2-=190HB

11、W. HBW1- HBW2-=46 HBW,在3050 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 d12KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T1=54380N·mm(2)因v值未知,Kv值不能确定,可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt(3)由表8-18,取齿宽系数d(4)由表8-19,查得弹性系数ZEMPa(5)初选螺旋角=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH(6)齿数比u=i1(7)初选Z1=23,则Z2=uZ1×2

12、3=101.2,取Z2=101,则端面重合度为a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos12o轴向重合度为d Z1tan××23×tan12o由图8-3查得重合度系数Z(8)由图11-2查得螺旋角系数Z9(9)许用接触应力可用下式计算H= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim1=580MPa, Hlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60×576××2×8×250××109

13、 N2= N1/i1×109×108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0,则小齿轮的许用接触应力Z1=23Z2=101 H1= ZN1Hlim1/SH×580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力 H2= ZN2Hlim2/SH×390MPa/1=445MPa取H=445MPa,初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×××××××0.99/445)

14、1/3mm=H1=580MPaH2=445MPaH=445MPad1t(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0,因v=d1tn1/60×1000=××576/60×1000m/s=/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11,由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2,则载荷系数为 K=KAKVKK×1.13××(2)对d1t进行修正K与Kt有较大差异,故需对由Kt计算出的d1t进行修正,即 d1=d1t(K/Kt)1/3×(1.505/1.4)1/3m

15、m=(3)确定模数mn mn= d1cos/Z1=×cos12o/23=按表8-23,取mn=(4)计算传动尺寸 中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos×(23101)mm/(2×cos12o)=圆整,取a1=160mm,则螺旋角为=arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos×(23101)mm/(2×o因与初选值相差较大,故对与有关的参数进行修正,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43,则端面重合度为a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)coso轴向重合度为d Z1tan××23×o由图8-

16、3查得重合度系数Z=0.775, 由图11-2查得螺旋角系数Z d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×××××××0.985/445)1/3mm=精确计算圆周速度为V=d1tn1/60×1000=××576/60×1000m/s=/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, K值不变 mn= d1cos/Z1=×o/23=按表8-23,取mn=,则高速级的中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos×(23101)m

17、m/(2×o)=160mmd1tmn=a1=160mm则螺旋角修正为=arccos mn(Z1Z2)/2a= arcos×(23101)mm/(2×o修正完毕,故 d1= mnZ1/cos×omm= d2= mnZ2/cos×omm= b=dd1×=,取b2=66mm b1=b(510)mm,取b1=75mmod1=d2=b2=66mmb1=75mm齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KT1/bmnd1×YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b= b2=66mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为

18、ZV1=Z1/(cos)3o)3 ZV2=Z2/(cos)3o)3由图8-8查得YF1=2.61,YF2=2.22,由图8-9查得YS1=1.59,YS2(4)由图8-10查得重合度系数Y(5)由图11-3查得螺旋角系数Y(6)许用弯曲应力【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim1=215MPa, FLim2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1= YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25,故【】F1 =YN1FLim1/SF=1×215/1.25MPa=172MPa【】F2 =YN2FLim2/SF=1×170/1.25M

19、Pa=136MPaF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YY=2××54380/(66××59.355)××××F1F2=F1YF1YS1/YF2YS2×××1.59)MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度端面模数 mt=mn/cosomm=齿顶高 ha= ha*mn=1×=齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×=全齿高 h= ha hf=顶隙 c=c8mn×=齿顶圆直径为 da1=d12ha=2×= da2=d22ha=2&#

20、215;=齿根圆直径为df1=d12hf=2×5mm=df2=d22hf=2×5mm=5mmmt=ha=hf=h=c=da1=da2=df1=df2=低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW,HBW21-=236,HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW,在3050 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d32K

21、T3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm(2)因v值未知,Kv值不能确定,可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt(3)由表8-18,取齿宽系数d(4)由表8-19,查得弹性系数ZEMPa(5)初选螺旋角=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH5(6)齿数比u=i2(7)初选Z3=25,则Z4=uZ3×,取Z4=82,则端面重合度为a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos11o轴向重合度为d Z3tan××23×

22、;tan11o由图8-3查得重合度系数Z(8)由图11-2查得螺旋角系数Z(9)许用接触应力可用下式计算H= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60×××2×8×250××108 N4= N3/i2×108×107由图8-5查得寿命系数ZN3, ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0,则小齿轮的许用接触应力Z3=23Z4=101H3= ZN3Hlim3/SH=1

23、.14×MPa大齿轮的许用接触应力 H3= ZN4Hlim4/SH×390MPa/1=468MPa取H=445MPa,初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2×××××××0.99/445)1/3mm=H3MPaH4=468MPaH=468MPaD3tmm(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0,因v=d3tn2/60×1000=××/(60×1000)m/s=m/s,由图8

24、-6查得动载荷系数KV, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11,由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2,则载荷系数为 K=KAKVKK×××(2) 确定模数mn ,因K与Kt差异不大,不需对由Kt计算出的d3t进行修正,即 mn= d3cos/Z3=mm×cos11o/25=mm按表8-23,取mn=3.5mm(3)计算传动尺寸 中心距为a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×cos11o)=mm圆整,取a2=190mm,则螺旋角为=arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5

25、15;(2582)mm/(2×o因与初选值相差较大,故对与有关的参数进行修正,由图9-2查得节点区域系数ZH,则端面重合度为a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 25o轴向重合度为d Z3tan××25×o由图8-3查得重合度系数Z, 由图11-2查得螺旋角系数Zd3t2KT3/d×(u1)/u×(ZEZHZZ/H)1/3 2××229810××(×××)1/3mm=mm因V=d3tn2/(60×1000)=×&

26、#215;/(60×1000)m/s=m/s,由图8-6查得动载荷系数KV, K值不变 mn= d3cos/Z3=mm×o/25=mm按表8-23,取mn=3.5mm,则中心距为a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5×(2582)mm/(2×o)=190mmK=1.43d1tmmmn=3.5mma1=190mm则螺旋角修正为=arccos mn(Z3Z4)/2a= arcos3.5×(2582)mm/(2×o修正完毕,故d3= mnZ3/cos=3.5×omm=5mm d4= mnZ4/cos=3.5×omm=

27、mm b=dd3×=97.66mm,取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm=od3=mmd4=mmb4=98mmb3=105mm齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KT3/bmnd3×YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5) 齿宽b= b3=98mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos)3o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3o)3由图8-8查得YF3,YF4,由图8-9查得YS3=1.59,YS4(4)由图8-10查得重合度系数Y01(5)由图11-3查得螺旋角系数Y(6)许用弯曲应力【】F=YNFLi

28、m/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim3=215MPa, FLim4=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN3= YN4=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25,故【】F3 =YN3FLim3/SF=1×215/1.25MPa=172MPa【】F4 =YN4FLim4/SF=1×170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3×YF3YS3YY=2××229810/(98×3.5×)××××MPaF3F4=F3YF4YS4/YF3YS3×

29、××1.59)MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度端面模数 mt=mn/cosomm=mm齿顶高 ha= ha*mn=1×=3.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×=5mm全齿高 h= ha hf=3.5mm=5mm顶隙 c=c8mn×=5mm齿顶圆直径为 da3=d32ha=5mm2×=5mm da4=d42ha=5mm2×=5mm齿根圆直径为df3=d32hf=5mm2×=5mmdf4=d42hf=mm2×=5mmmt=mmha=3.5mmhf=mmh=mmc=mmda3=5mmda4

30、=mmdf3=5mmdf4=5mm三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据,其计算见表。计算项目计算及说明计算结果(1)已知条件 高速轴传递的转矩T1=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角o,小齿轮左旋,大齿轮右旋,小齿轮分度圆直径d1=(2)齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2×其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=×tan20ooN=其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 Fa1= Ft1tan

31、5;o其方向可用左手法则确定,即用左手握住轮1的轴线,并使四Ft1Fr1Fa1指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力方向法向力为Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×o)N=(3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等,作用方向相反Fn1=2012.9N (1)已知条件 中间轴传递的转矩T2=229810N·mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角o。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分,低速级的小齿轮右旋,大齿轮左旋,小齿轮分度圆直径d3=(2)齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2

32、/d3=2×其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos×tan20ooN=1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 Fa3= Ft3tan×oN其方向可用右手法则确定,即用右手握住轮1的轴线,并使四指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn3=Ft3/cosancos/(cos20o×o)N=5589.9N(3)齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等,作用方向相反Ft3Fr3=1911。9 NFa3Fn3=四、轴的设计计算中间轴的设计计算中间轴的设计计算见

33、下表计算项目计算及说明中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=,d3=,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选用的材料45钢,调质处理45钢,调质处理查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩,只承受少量的弯矩,故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=dmin=轴的结构构想如下图4-1(1) 轴承部件的结构设计 轴不长,故轴承采用两端固定方式,然后,按轴上零件的安装顺序,从dmin开始设计(2) 轴承的

34、选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承,其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承,其直径既应便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算,轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求,则改变直径系列,取7210C进行设计计算,由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号,则d5=50mm(3) 轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3,轴段上安装齿轮2,为便

35、于齿轮的安装,d2和d4应分别略大于d1和d5,可初定d2=d4=52mm齿轮2轮毂宽度范围为(1.21.5)d2=62.478mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等,左端采用轴肩定位,右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=105mm相等,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短,故L2=102mm,L4=64mm(4)轴端 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为(0.070.1)d2=3.64,取其高度为h=5mm,故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速

36、轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=213b3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=,取3=,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1(b1b2)/2=10(7566)/2mm=,则轴段的长度为L3=3=(5)轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑,需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座,轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成,则轴段的长度为 L1=B13mm=(2012103)mm

37、=45mm轴段的长度为 L5=B22mm=(201214.52)mm=(6)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm= l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2/2a33mm=(48.566/219.42)mm=d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=206mmL3=L1=45mmL5=l1=l2=96mml3=齿轮与轴间采用A型普通平键连接,查表8-31得键的型号分别为

38、键16×100GB/T1096-1990和键16×63GB/T1096-1990(1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图4-2b所示(2)计算支撑反力 在水平面上为R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/( l1l2l3) R1H××××R2H= Fr2R1HFr3式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/( l1l2l3)××R2V= Ft3Ft2R1VNNN轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=22轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V

39、2=22(3)画弯矩图 弯矩图如图4-2c、d和e所示在水平面上,a-a剖面图左侧为MaH=R1Hl1×··mma-a剖面图右侧为MaH= MaHFa3d3·×·mm·mmb-b剖面图右侧为MbH=R2Hl3×·mm=19466N·mmMbH= MbhFa2d2·×·mm·mm在垂直平面上为MaV=R1Vl1×··mmMbV=R2Vl3×··mm合成弯矩,在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=

40、22N··mma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=22N··mmb-b剖面左侧为Mb=M2bHM2bv=22N··mmb-b剖面右侧为Mb=M2bHM2bv=22N··mm(4)画转矩图 转矩图如图4-2f所示,T2=229810 N·mmR2HR1VR2VR1R2Ma·mmMa·mmMb·mmMb·mmT2=229810 N·mm虽然a-a剖面左侧弯矩大,但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩,故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面,故分别计算a-

41、a剖面的抗弯截面系数为W=d32/32bt(d2t)2/2d2=×523/32mm316×6(526)2/2×52mm3=3抗扭截面系数为WT=d32/16bt(d2t)2/2d2=×523/16mm316×6(526)2/2×52mm3=3a-a剖面左侧弯曲应力为b=Ma/W=a-a剖面右侧弯曲应力为b=Ma扭剪应力为=T2/WT按弯矩合成强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数=0.6,则当量应力为e=b 24()2=24××9.0)2 eb,故a-a剖面右侧为危险截面由表8-26

42、查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,由表8-32查得轴的许用弯曲应力【-1b】=60MPa, e-1b,强度满足要求轴的强度满足要求齿轮2处键连接的挤压应力为p=4T2/d4hl=4×229810/52×10×取键、轴及齿轮的材料都为钢,由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键,故其强度要求也足够键连接的强度要求也足够(1)计算轴承的轴向力 由表11-9查7210C=42800N,CO7210C轴承内部轴向力计算公式,则轴承1、2的内部轴向力分别为 S11× S22×外部轴向力A=

43、Fa3Fa2=890.5N469.2N=421.3N,各轴向力方向如图4-3所示 S2S1则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1Fa2=S1因R1R2,Fa1Fa2,故只需校核轴承1的寿命(2)计算轴承1的当量动载荷 由Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053,查得11-9得e=0.43,因Fa1/ R1e,故X=1,Y=0,则当量动载荷为 P=XR1YRA1=1×4262.4N0×(3)校核轴承寿命 轴承在100oC以下工作,查表8-34得fT=1.对于减速器,查得8-35得载荷系数fP轴承1的寿命为 Lh=106/(60n2)fTC/(fPP)3=106/(6

44、0×130.9)1××4262.4)3h=38195h减速器预期寿命为 Lh=2×8×250×8h=32000hLhLh,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求高速轴的设计计算见下表计算项目计算及说明高速轴传递的功率P1=3.28KW,转速n1=576r/min,小齿轮分度圆直径d1=,齿轮宽度b1=75mm,因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选用的材料45钢,调质处理45钢,调质处理查表9-8得c=106135,考虑轴端即承受转矩,又承受弯矩,故取较小值c=120,则 dmin=c(P1/n1)1/3=120&#

45、215;)1/3mm=mm轴与带轮连接,有一个键槽,轴径应增大3%5%,轴端最细处直径为 d1×(0.030.05)mm=22.07,取dmin=23mmdmin=23mm轴的结构构想如图4-4(1)轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构,该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式,按轴上零件的安装顺序,从轴的最细处开始设计(2)轴段轴段上安装带轮,此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计同步进行。根据第三步初算的结果,考虑到如该段轴径取得太小,轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求,初定轴段的轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为(1.52.0)d1=

46、(1.52.0)×30mm=45mm60mm,结合带轮结构L带轮=4256mm,取带轮轮毂的宽度L带轮=50mm,轴段的长度略小于毂孔宽度,取L1=48mm(3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时,应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位,轴肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1)×30mm=2.13mm.轴段的轴径d2=d12×(2.13)mm=34.136mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封,查表8-27选毡圈35 JB/ZQ4606-1997,则d2=35mm(4)轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在,

47、选用角接触球轴承。轴段上安装轴承,其直径应符合轴承内径系列。暂取轴承为7208C,经过验算,由表11-9得轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm,内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=17mm,故轴段的直径d3=40mm。轴承采用脂润滑,需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取,挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm,则L3=BB1=(1815)mm=33mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号,则d7=40

48、mm,L7=BB1=1815=33mm(5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d5应略小于d3,可初定d5=42mm,则由表8-31知该处的键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm,轮毂键槽深度为t1=,则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为e=df1/2d5/2t1=(53.105/2-42/2-3.3)mm=n×=,故轴设计成齿轮轴,则有d5= df1,L5=b1=75mm. (6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径,则d4=d6=48mm,齿轮右端距箱体内壁距离为1,则轴段的长度L6=1B1=(121015)mm=7mm.轴

49、段的长度为L4=BX1b1B1=(20612107515)mm=118mm(7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为L=C1C2(58)mm,由表4-1可知,下箱座壁厚=23mm×1903)mm=8mm,取=8mm,a1a2=(160190)mm=350mm400mm,取轴承旁连接螺栓为M16,则c1=24mm,c2=20mm,箱体轴承座宽度L=82420(58)mm=5760mm,取L=58mm;可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为d=M20,则有轴承端盖连接螺钉为0.4 d×20mm=8mm,由表8-30得

50、轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为1=2mm;端盖连接螺钉查表8-29采用螺钉GB/T5781M8×25;为方便不拆缷带轮的条件下,可以装拆轴承端盖连接螺钉,取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式,螺钉的拆装空间足够。则 L2=LBdK1(B带轮L带轮)/2B=5810282(65-50)/2-12-18mm=75.5mm(8)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=17mm,则由图4-4可得轴的支点及受力点距离为 l1=L带轮/2L2a3=(50/275.517)mm=mm l2=L3L4L5/2a3=

51、3311875/2-17mm=mm l3=L5/2L6L7-a3=(75/273317)mm=mmd1=30mmL1=48mmd2=35mmd3=40mmL3=33mmd7=40mm, L7=33mmb=12mmh=8mm齿轮轴d5= df1L5=75mmd4=d6=48mmL6=7mmL4=118mm=8mmL=58mmL2=l1=l2=l3=带轮与轴段采用A型普通平键连接,查表8-31得键的型号分别为键8×45GB/T1096-1990(1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图4-5b所示(2)计算轴承支撑反力 在水平面上为R1H=Q(l1l2l3)Fr1l3Fa1d1/2/( l1

52、l2l3)=×××/R2H= QR1HFr1式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft1l3/( l2l3)×R2V= Ft1-R1V轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=22轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=22N(3)画弯矩图 弯矩图如图4-5c、d和e所示在水平面上,a-a剖面图右侧为MaH=R2Hl3=-×N·N·mma-a剖面图左侧为MaH= MaH-Fa1d1N·mm×/2N·mmN·mmb-b剖面为MbH=-Ql1=×N

53、3;mm=N·mm在垂直平面上为MaV=-R1Vl2=×N·mmN·mmMbV=0N·mm合成弯矩,在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=(-70887.4)2(-81942.7)2N·N·mma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=(-56961.4)2(-81942.7)2N·N·mmb-b剖面为Mb=M2bHM2bv=202N·N·mm(4)画转矩图 转矩图如图4-5f所示,T1=54380 N·mmR1HNR2H=R1VR2VR1R2Ma·mmMa

54、83;mmMb·mmT1=54380 N·mm因b-b剖面弯矩大,且作用有转矩,其轴颈较小,故b-b剖面为危险剖面其抗弯截面系数为W=d33/32=×403/32mm3=6280mm3抗扭截面系数为WT=d33/16=×403/16mm3=12560mm3弯曲应力为b=MbMPa扭剪应力为=T1/WT=54380/MPa按弯矩合成强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数=0.6,则当量应力为e=b24()2=24××)2 MPa=1由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,由表8-32查

55、得轴的许用弯曲应力【-1b】=60MPa, e-1b,强度满足要求轴的强度满足要求带轮处键连接的挤压应力为p=4T1/d1hl=4×54380/30×7×(45MPa键、轴及带轮的材料都选为钢,由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,强度足够键连接的强度足够(1)计算轴承的轴向力 由表11-9查7208C轴承得C=36800N,Co=2587208C轴承内部轴向力计算公式,则轴承1、2的内部轴向力分别为 S11×N S22×N外部轴向力N,各轴向力方向如图4-6所示 S2NNS1则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S2A =N Fa2=S2=N(2)计算当量动载荷 由Fa1/ Co,查表得11-9得,因Fa1/ R1=0.86e,故,则轴承1的当量动载荷为 P1=XR1YFa1=×N×N由Fa2/ Co=659.8/25800=0.026,查表得11-9得e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故X=1,Y=0,则轴承2的当量动载荷为 P2=XR2YFa2=1×1649.6N0×(3)

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