输送机传动装置机械课程设计.doc

机械设计课程设计机械设计课程设计 说说 明明 书书 设设 计计 者 者 指导教师 指导教师 20102010 年年 3 3 月月 2424 日日 2 目目 录录 一 设计任务书一 设计任务书 3 二 电动机的选择计算二 电动机的选择计算 3 三 传动装置的运动及动力参数计算三 传动装置的运动及动力参数计算 4 四 传动零件的设计计算四 传动零件的设计计算 8 五 轴的设计计算五 轴的设计计算 17 六 轴的强度校核六 轴的强度校核 18 七 滚动轴承的选择及其寿命验算七 滚动轴承的选择及其寿命验算 26 八 键联接的选择和验算八 键联接的选择和验算 30 九 九 联轴器的选择联轴器的选择 31 十 减速器的润滑及密封形式选择十 减速器的润滑及密封形式选择 31 十一 参考文献十一 参考文献 32 3 一 设计任务书一 设计任务书 1 设计题目 设计胶带输送机的传动装置 2 工作条件 工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量 82 清洁平稳小批 3 技术数据 题号滚筒圆周 力 F N 带速 v m s 滚筒直径 D mm 滚筒长度 L mm ZL 10A160000 24400850 二 电动机的选择计算二 电动机的选择计算 1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件 应选用 Y 系列 三相异步电动机 封闭式结构 电压 380 伏 2 滚筒转动所需要的有效功率 kw FV pw84 3 1000 24 016000 1000 根据表 4 2 9 确定各部分的效率 传动滚筒效率 滚 0 96 联轴器效率 联 0 99 联轴器效率 联 0 99 滚动轴承效率 轴承 0 99 开式齿轮的传动效率 开齿 0 95 脂润滑 闭式齿轮的传动效率 闭齿 0 97 8 级精度 所需的电动机的功率 kw p p w r 8 4 800 0 84 3 3 滚筒的转速为 min 5 11 4 0 24 06060 r D v n 滚筒 4 查表 4 12 1 选电动机 Y132M2 6 型 额定功率 5 5kw 同步转速 1000r min 满载转速 960r min 同时 由表 4 12 2 查得电动机中心高 H 132mm 外伸轴 段 D E 38mm 80mm 三 传动装置的运动及动力参数计算三 传动装置的运动及动力参数计算 一 一 分配传动比分配传动比 1 总传动比 48 83 5 11 960 0 w n n i 2 各级传动比的粗略分配 由表 4 2 9 取 i 开 6 减速器的传动比 913 13 6 48 83 开 减 i i i 减速箱内高速级齿轮传动比 i1 4 334 334 4913 1335 1 35 1 1 减 ii 减速箱内低速级齿轮传动比 i2 3 210 210 3 334 4 913 13 1 2 i i i 减 上面分配的传动比仅为初步值 二 二 各轴功率 转速和转矩的计算各轴功率 转速和转矩的计算 1 0 轴 电动机轴 P0 4 8KW kwpp r 8 4 0 960r minmin 960 0 rn 0 n T0 47 75N m mN n p T 75 47 960 108 4 55 9 55 9 3 0 0 0 2 轴 减速器高速轴 P1 4 75kw kw ppp 75 499 08 4 00101 联 n1 960r min min 960 01 0 1 r i n n 5 T1 47 25N m mN n p T 25 47 960 1075 4 55 9 55 9 3 1 1 1 3 轴 减速器中间轴 P2 4 56kwkwpp56 497 099 075 4 12 齿轮轴承 n2 221 5r minmin 5 221 334 4 960 12 1 2 r i n n T2 196 6N mmN n P T 6 196 5 221 1056 4 55 9 55 9 3 2 2 2 4 轴 减速器低速轴 P3 4 38kwkwpp38 4 99 0 97 0 56 4 23 轴承齿轮 69 0r minmin 0 69 210 3 5 221 23 2 3 r i n n 3 n 606 22N mmN n P T 22 606 0 69 1038 4 55 9 55 9 3 3 3 33 T 5 轴 开式齿轮传动轴 4 29kwkwpP29 4 99 0 99 0 38 4 34 轴承连轴器 4 P 69 0r minmin 0 69 1 0 69 34 3 4 r i n n 4 n 593 76N mmN n P T 76 593 0 69 1029 4 55 9 55 9 3 4 4 44 T 6 轴 滚筒轴 P5 4 03kwkwpp03 4 95 0 99 0 29 4 45 开齿轮滚筒 11 5r minmin 5 11 6 0 69 4 5 r i n n 5 n T5 3346 65N mmN n P T 65 3346 5 11 1003 4 55 9 55 9 3 5 5 5 6 各轴运动及动力参数各轴运动及动力参数 轴序号轴序号功率功率 P kw P kw 转速转速 n r min n r min 转矩转矩 N m N m 传动形式传动形式传动比传动比效率效率 04 8096047 75 弹性联轴 器 1 00 99 4 7596047 25 闭式齿轮 4 3340 97 4 56221 5196 6 闭式齿轮 3 2100 97 4 3869606 22 联轴器 1 00 99 4 2969593 76 4 0311 53346 65 开式齿轮 60 95 三 三 设计开式齿轮设计开式齿轮 1 选择材料 小齿轮 QT600 3 正火处理 齿面硬度 240 270HBS 大齿轮 QT500 7 正火处理 齿面硬度 200 230HBS 传动比 u 6 应力循环次数 7 8 1 8 11 1065 2 6 1059 1 2 1059 1 823008 100 696060 i N N jLnN h 2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取小齿轮齿数 Z 20 5 7 则大齿轮齿数 Z Z u 20 6 120 65 按强度为 240HBS 和 200HBS 查 机械设计 图 5 18 a 知 2 5lim 210mmN F 2 6lim 170mmN F 取4 1 min F S 查 机械设计 图 5 19 知 又由式 5 32 知 0 1 65 NN YY0 1 65 XX YY 取0 2 ST Y 由 XN F STF F YY S Y min lim 考虑磨损影响 将值降低 30 则 F 则 2 5 2107 00 10 1 4 1 0 2210 mmN F 2 6 1707 00 10 1 4 1 0 2170 mmN F 查 机械设计 图 5 14 知20 2 81 2 65 FaFa YY 查图 5 15 知82 1 55 1 65 SaSa YY 02074 0 210 55 1 81 2 5 55 F SaFa YY 02355 0 170 82 1 20 2 6 66 F SaFa YY 取 02355 0 F SaFaY Y 取 2 0 2 1 attY K 则7 0 2 16 2 0 2 1 u ad 9 4 207 0 02355 0 5937602 122 3 2 3 5 3 2 5 5 F SaFa d t YY Z YKT m 由于预取 5mm t m 8 当 m 5mm 时 25 1 02355 0 5937602 1 207 05 2 23 1 12 5 3 SaFa F d YYT ZmKY 1 25 与 1 2 相差不大 不需要修正 m 所以可以选取 m 5mm 此时 轴和 轴的中心距为 mmum Z a350 16 5 2 20 1 2 5 3 齿轮 5 6 的主要参数 Z 20 Z 120 u 6 m 5mm 56 mmmZd mmmZd 6001205 100205 66 55 mmmhdd aa 11040 121002 55 mmmhdd aa 61040 126002 66 mmmchdd af 5 87525 0 0 121002 55 mmmchdd af 5 587525 0 0 126002 66 mm dd a350 2 600100 2 65 mmab a 1053503 0 6 取mmbb1151010510 65 四 传动零件的设计计算四 传动零件的设计计算 一 减速器高速级齿轮的设计计算 一 减速器高速级齿轮的设计计算 1 材料的选择 高速级 小齿轮 45 号钢 调质处理 齿面硬度 217 255HBS 大齿轮 45 号钢 正火处理 齿面硬度 162 217HBS 计算应力循环次数 9 11 1021 2 283008 19606060 h jLnN 9 8 9 1 2 1010 5 334 4 1021 2 i N N 查 机械设计 图 5 17 ZN1 1 0 ZN2 1 06 允许一定点蚀 由式 5 29 ZX1 ZX2 1 0 取 SHmin 1 0 ZW 1 0 ZLVR 0 92 精加工齿轮 按齿面硬度 217HBS 和 162HBS 由图 5 16b 得 2 1lim 580mmN H 2 2lim 520 mm H 由 5 28 式计算许用接触应力 2 11 min 1lim 1 6 53392 0 0 10 1 0 1 580 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 2 22 min 2lim 2 1 50792 0 0 106 1 0 1 520 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因 故取2 12HH 2 2 1 507mmN HH 2 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T1 47250N mm 初定螺旋角 13987 0 13coscos Z 初取 由表 5 5 得0 1 2 ttZ K 2 8 189mmNZE 减速传动 取334 4 iu4 0 a 端面压力角 4829 20 13cos 20 cos tgarctgtgarctg nt t 4829 20 基圆螺旋角 b 12 2035 2035 12 4829 20cos13 cos tgarctgtgarctg tb 44 2 4829 20sin4829 20cos co2 sincos cos2 2035 12s tt b H Z 由式 机械设计 5 39 计算中心距 a mm ZZZZ u KT ua H EH a t 89 118 1 507 987 0 9 18844 2 334 4 4 02 472500 1 1334 4 2 1 3 2 3 2 1 10 由 课程设计 表 4 2 10 取中心距 a 125mm a 125mm 估算模数 mn 0 007 0 02 a 0 875 2 5mm 取标准模数 mn 2mm mn 2mm 小齿轮齿数 83 22 1334 4 2 13cos1252 1 cos2 1 um a z n 大齿轮齿数 z2 uz1 9 9883 22334 4 取 z1 23 z2 99 z1 23 z2 99 实际传动比304 4 23 99 1 2 z z i实 传动比误差 5 69 0 100 334 4 304 4 334 4 100 理 实理 i ii i 在允许范围内 修正螺旋角 12 413412 5781 12 1252 9923 2 arccos 2 arccos zzmn 5781 12 与初选 130相近 ZH Z 可不修正 齿轮分度圆直径 mmzmd n 131 475781 12cos 232cos 11 mmzmd n 869 2025781 12cos 992cos 22 圆周速度sm nd v 37 2 106 960131 47 1060 43 11 由 机械设计 表 5 6 取齿轮精度为 8 级 3 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动 载荷平稳 由 机械设计 表 5 3 取 KA 1 0 由图 5 4b 按 8 级精度和 得 Kv 1 05 smvz 55 0 100 2337 2 100 1 齿宽 mmab a 501254 0 由图 机械设计 5 7a 按 b d1 1 061 考虑轴的刚度较大 和齿轮相对轴承为非对称布置 得 K 1 10 由表 5 4 得 K 1 2 载荷系数386 1 2 110 1 05 1 0 1 K KKKK vA 11 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 131 5120 12131 472 11 mmmhdd naa 869 20620 12869 2022 22 端面压力角 4515 20 5781 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 160 444515 20cos131 47cos 11 mmdd tb 082 1904515 20cos869 202cos 22 端面齿顶压力角 2695 30 131 51 160 44 arccosarccos 1 1 1 a b at d d 2412 23 869 206 082 190 arccosarccos 2 2 2 a b at d d 663 1 4515 202412 23 99 4515 202695 30 23 2 1 2 1 2211 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 73 1 2 5781 12sin50 sin n m b 由式 5 43 得 775 0 663 1 11 Z 由式 5 42 得 988 05781 12coscos Z 4515 20 5781 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 8083 11 4515 20cos5781 12 cos tgarctgtgarctg tb 445 2 4515 20sin4515 20cos 8083 11cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5 39 计算齿面接触应力 12 22 2 2 1 1 1 507 37 428 334 4 1334 4 131 4750 47250386 1 2 988 0 775 0 8 189445 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全 4 验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1 23 Z2 99 由图 机械设计 5 18b 得 2 1lim 280mmN F 2 2lim 200mmN F 由图 5 19 得 Y 1 0 Y 1 0 1N2N 由式 5 32 m 2mm 5mm 故 Y Y 1 0 n1X2X 取 Y 2 0 S 1 4 STminF 由式 5 31 计算许用弯曲应力 2 11 min 1lim 1 4000 10 1 4 1 2280 mmNYY S Y XN F STF F 2 22 min 2lim 2 71 2850 10 1 4 1 2200 mmNYY S Y XN F STF F 48 1065781 12cos 74 245781 12cos 3 22 3 11 ZZ ZZ V V 由图 5 14 得 Y 2 66 Y 2 22 1Fa2Fa 由图 5 15 得 Y 1 58 Y 1 81 1Sa2Sa 由式 5 47 计算 因 Y0 173 1 895 0 120 5781 12 11 120 1 Y 由式 5 48 计算 682 0 663 1 8083 11cos75 0 25 0 cos75 0 25 0 22 b Y 由式 5 44 计算齿根弯曲应力 13 故安全 2 1 2 11 1 1 1 400 3 68 895 0 682 0 58 1 66 2 2131 4750 47250386 12 2 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 安全 2 2 2 11 22 12 71 285 3 65 58 1 66 2 81 1 22 2 3 68 mmNmmN YY YY F SaF SaFa FF 5 齿轮主要几何参数 z1 23 z2 99 u 4 304 mn 2 mm 0 41 3412 mt mn cos 2 cos12 57810 2 049mm d1 47 131 mm d2 202 869 mm da1 51 131mm da2 206 869 mm df1 42 131mm df2 197 869 mm a 125mm mm b1 b2 5 10 60mm 50 2 bb 二 二 减速器低速级齿轮的设计计算减速器低速级齿轮的设计计算 1 材料的选择 根据工作条件及其载荷性质 选择适当的材料 小齿轮 45 钢 调质处理 齿面硬度为 217 255HBS 大齿轮 45 钢 正火处理 齿面硬度为 162 217HBS 8 33 1010 5 283008 1 5 2216060 h jLnN 8 8 23 3 4 1059 1 210 3 1009 5 i N N 查 机械设计 图 5 17 1 06 1 12 允许一定点蚀 3N Z 4N Z 由式 5 29 1 0 3X Z 4X Z 取 SHmin 1 0 ZW 1 0 ZLVR 0 92 精加工齿轮 按齿面硬度 217HBS 和 162HBS 由图 5 16b 得 2 3lim 580mmN H 2 4lim 520 mm H 由 5 28 式计算许用接触应力 14 2 33 min 3lim 3 6 56592 00 106 1 0 1 580 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 2 44 min 4lim 4 8 53592 0 0 112 1 0 1 520 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因 故取2 34HH 2 4 8 535mmN HH 2 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T2 196600N mm 初定螺旋角 13 987 0 13coscos Z 减速传动 取 210 3 iu4 0 a 由式 5 41 计算 ZH 端面压力角 0 00 4829 20 13cos 20arctan tan cos arctan tan nt 基圆螺旋角 0 00 2035 12 4829 20cos13arctan tan cosarctan tan tb 由式 5 39 计算中心距 a mm ZZZ u KT ua H EH a t 80 160 8 535 987 0 8 18944 2 210 3 4 02 1966000 1 1210 3 2 1 3 2 3 2 3 取中心距 a 160mm a 160 mm 估算模数 mn 0 007 0 02 a 1 12 3 2mm 取标准模数 mn 3mm mn 3mm 小齿轮齿数 7 24 1210 3 3 13cos1602 1 13cos2 3 um a z n 大齿轮齿数 2 79 7 24210 3 34 uzz 取 Z 25 Z 79 Z 25 Z 79 3434 15 实际传动比16 3 25 79 3 4 z z i实 传动比误差 在允许范围内 5 56 1 100 理 实理 i ii i 修正螺旋角 34 8386 12 1602 7925 3 arccos 2 arccos zzmn 8386 12 与初选 130相近 Z Z 可不修正 H 齿轮分度圆直径 mmzmd n 92 768386 12cos 253cos 33 mmzmd n 08 2438386 12cos 793cos 44 圆周速度sm nd v 892 0 106 5 22192 76 1060 43 33 由表 5 6 取齿轮精度为 8 级 3 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动 载荷平稳 由 机械设计 表 5 3 取 K 1 0 A 由图 5 4b 按 8 级精度和 smvz 223 0 100 25892 0 100 3 得 K 1 01 v 齿宽 mmab a 641604 0 由图 5 7a 按 b d1 64 76 92 0 832 考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置 得 K 1 07 由表 5 4 得 K 1 2 载荷系数297 1 2 107 1 01 1 0 1 K KKKK vA 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 92 8230 1292 762 33 mmmhdd naa 08 24930 1208 2432 44 16 端面压力角 4707 20 8386 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 06 724707 20cos92 76cos 33 mdd tb 73 2274707 20cos08 243cos 44 端面齿顶压力角 6538 29arccos 3 3 3 a b at d d 5928 26arccos 4 4 4 a b at d d 381 2 4707 205928 26 79 4707 206538 29 25 2 1 2 1 4433 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 51 1 3 8386 12sin74 sin n m b 648 0 381 2 11 Z 987 0 8386 12coscos Z 4707 20 8386 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 0523 12 4707cos8386 12 cos tgarctgtgarctg tb 443 2 4707 20sin4707 20cos 0523 12cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5 39 计算齿面接触应力 22 2 2 3 3 8 535 88 394 16 3 116 3 92 7664 19660029 12 987 0 648 0 8 189443 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全 4 验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1 25 Z2 79 17 由 机械设计 图 5 14 得25 2 63 2 43 FaFa YY 由图 5 15 得78 1 63 1 43 SaSa YY 由图 5 18b 得 2 3lim 280mmN F 2 4lim 200mmN F 由图 5 19 得 Y 1 0 Y 1 0 3N4N 由式 5 48 计算 551 0 cos75 0 25 0 2 b Y 由式 5 47 得0 151 1 893 0 120 8386 12 11 120 1 Y 由式 5 32 m 3mmTC 82 1 N m n 3300r min n 960r min 减速器高速轴外伸段直径为 d 32mm 长度 L 62mm L 62mm 二 中间轴的设计中间轴的设计 轴的材料为选择 45 钢 调质处理 传递功率 4 51W 转速 221 m 由表 查得 118 A0 取 50mm 50mm mm n p Ad25 32 221 51 4 118 33 0 三 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 因轴端处需开一个键mm n P Ad94 46 8 68 33 4 118 33 0 槽 轴径加大 mmd 3 49 51 94 46 取 60 60 因为是小批生产 故轴外伸段采用圆柱形 六 轴的强度校核六 轴的强度校核 1 低速轴校核 低速轴校核 作用在齿轮上的圆周力 Ft 5270 N N d T Ft5270 08 228 04 60122 4 3 径向力 Fr 1971 N NtgtgFF tr 19715029 205270 轴向力 1241NNtgtgFF ta 12412516 135270 a F 绘轴的受力简图 求支座反力 20 垂直面支反力 0 B M 0 221 LFLLR tAy RAY 1716 5N N LL LF R t Ay 5 17165270 57118 57 21 2 RBY 3553 5N 0 YNRFR AytBy 5 3553 5 17165270 b 水平面支反力 得 0 B M 0 2 221 LF d FLLR raAz 166 7N N LL d FLF R ar Az 7 166 57118 2 08 2281241571971 2 21 2 Az R RBX 2137 7N 0 ZNRFR AzrBz 7 2137 7 1661971 2 作弯矩图 a 垂直面弯矩 MY图 21 C 点 MCY 202500Nmm mmNLRM AyCy 5 1 10025 2 118 5 1716 b 水平面弯矩 MZ图 C 点右 M CX 121800N mm mmNLRM BzCz 5 2 10218 1577 2137 C 点左 MCX 19670N mm mmNLRM AzCz 4 1 10967 1 118 7 166 c 合成弯矩图 C 点右 M C 236300N mm mmNMM CzCyC 522 10363 2 C 点左 MC 203500N mm mmNMMM CzCyC 522 10035 2 作转矩 T 图 mmN d FT t 5 1001 6 2 作计算弯矩 Mca图 该轴单向工作 转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑 取 0 6 C 点左边 McaC 414100N mm mmN TMM CCcaC 5 252522 10141 4 1001 6 6 0 10035 2 C 点右边 mmN TMM CCcaC 5 2252 2 10363 2 06 0 10363 2 M caC 236300N mm D 点 McaD 361000N mm mmNTTMM oDcaD 522 1061 3 校核轴的强度 由以上分析可见 C 点弯矩值最大 而 D 点轴径最小 所以该轴危险断面是 C 点和 D 点所在剖面 查表 8 1 得查表 8 3 得 2 650mmN B 2 1 60 mmN b C 点轴径 mm M d b caC C 01 41 601 0 10141 4 1 0 3 5 3 1 因为有一个键槽 该值小于原 dc 43 07mm 62mm mmdC07 43 05 0 1 01 41 设计该点处轴径 62mm 故安全 22 D 点轴径 dD 41 14 S 03 6 03 9 21 0 03 9 76 0 92 0 625 1 138 1 ma k SS 取 所以 1 1 剖面安全 8 1 5 1 S SS b 校核 III IV 剖面的疲劳强度 III 剖面因配合 H7 k6 引起的应力集中系数由附表 1 1 查得 97 1 k51 1 k 23 IV 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表 1 2 3 1 6972 r dD 014 0 69 1 d r 所以 099 2 k845 1 k IV 剖面因键槽引起的应力集中系数由附表 1 1 查得 825 1 k625 1 k 故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核 III 剖面 III 剖面承受 mmN B L L M M c 5 5 1 1 1096 1 2 58118 118 10601 2 2 mmNT 5 1001 6 III 剖面产生正应力及其应力幅 平均应力为 4 65N mm2 2 3 5 max 65 4 751 0 1096 1 mmN W M max 4 65N mm2 2 max 65 4 mmN a 0 m a III 剖面产生的扭剪应力及其应力幅 平均应力为 0 m 7 12N mm2 2 3 5 max 12 7 752 0 1001 6 mmN W T T max 3 56N mm2 2max 56 3 2 mmN ma ma 由附表 1 4 查得 表面质量系数由附表 1 5 81 0 76 0 得 92 0 92 0 表面质量系数同上 III 剖面的安全系数按34 0 21 0 配合引起的应力集中系数计算 83 16 065 4 75 092 0 099 2 238 1 ma k S 12 13 56 321 0 56 3 73 092 0 845 1 138 1 ma k S 24 35 10 12 1383 16 12 1383 16 2222 SS SS S 所以 III 剖面安全 S 10 35 S 8 1 5 1 SS 其它剖面与上述剖面相比 危险性小 不予校核 2 2 中间轴校核 中间轴校核 1 绘轴的受力简图 如图 求支座反力 a 垂直支反力 由得0 D M 3357N0 332321 LFLLFLLLR CtBtAyAy R 由得0 Y mmNRFFR AyBtCtDy 3156 b 水平面支反力 25 由得0 D M 0 22 332 21 321 LFLLF d F d FLLLR CrBrCaBaAz mmNRAz 9 1001 由得 0 Z mmNRFFR AzCrBrDz 9 1996 R1 3503 3N R2 3734 7N 2 作弯矩图 a 垂直面弯矩 My 图 B 点 mmNLRM AyBy 5 1 1038 2 713357 C 点 mmNLRM DyCy 5 3 1093 1 613156 b 水平面弯矩 Mz 图 B 点左边 mmNLRM AzBz 5 1 1071 0 B 点右边 mmNLLRM DzBx 5 32 1062 2 C 点左边mmNLLRM AzCz 5 21 1041 1 C 点右边 mmNLRM DzCz 5 3 1022 1 c 合成弯矩 M 图 B 点左边 mmNMMM BzByB 522 1048 2 B 点右边 mmNMMM BzByB 52 2 1054 3 C 点左边 mmNMMM CzCyC 522 1039 2 C 点右边 mmNMMM CzCyC 52 2 1028 2 3 作转矩 T 图 mmN d F d FT BtCt 512 1095 1 22 4 作计算弯矩 Mca 图 该轴单向工作 转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑 取6 0 B 点左边 mmNTMM BBcaB 522 1074 2 B 点右边 mmNTMM BBcaB 52 2 1054 3 26 C 点左边mmNTMM CCcaC 522 1066 2 C 点右边 mmNTMM CCcaC 52 2 1028 2 D 点 mmNTTMM DcaD 52 0 2 1017 1 A 点 mmNTTMM AcaA 52 0 2 1017 1 5 校核轴的强度 由图知 C 点弯矩值最大 由 45 钢调质处理查表 8 1 得 再由表 8 3 查得 2 650mmN B 2 1 60 mmN b 按式 8 7 计算剖面直径 C 点轴径 mm M d b caC c 15 39 1 0 3 1 该值小于原设计该点处轴径 47mm 安全 B 点轴径 mm M d b caB b 87 32 1 0 3 1 考虑键槽影响 有一个键槽 轴径加大 5 mmdB 5 34 51 87 32 该值小于原设计该点处轴径 50mm 安全 6 精确校核轴的疲劳强度 I 剖分面由附表 1 1 查得 825 1 k625 1 k 剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表 1 2 查得 4 4 6 1 5057 r dD 032 0 50 6 1 d r 813 1 k582 1 k 剖面承受的弯矩和转矩分别为 mmN B L LL MB L L M M CB 5 1 21 1 1 1022 2 2 2 剖面产生的正应力及其应力幅 平均应力为 2 max 38 21mmN W M 2 max 38 21mmN a 剖面产生的扭剪应力及其应力幅 平均应力为 2 max 39 9mmN W T 2max 69 4 2 mmN ma 27 45 钢机械性能查表 8 1 得 2 1 268mmN 2 1 155mmN 绝对尺寸影响系数由附表 1 4 查得 84 0 78 0 表面质量系数由附表 1 5 查得 92 0 92 0 查表 1 5 得 34 0 21 0 剖面的安全系数为 34 5 1 ma K S 69 13 1 ma K S 97 4 22 SS SS S 取 S S 1 5 1 8 所以 剖面安全 其它剖面与上述剖面相比 危险性小 无需校核 七 滚动轴承的选择及其寿命验算七 滚动轴承的选择及其寿命验算 1 1 低速轴轴承低速轴轴承 选择一对 6212 深沟球轴承 低速轴轴承校核 1 确定轴承的承载能力 查表 9 7 轴承 6212 的 27800N c 36800N 0 c 2 计算径向支反力 R1 1725N NRRR AZAY 1725 22 1 R2 4147N NRRR BZBY 4147 22 2 3 求轴承轴向载荷 A1 0 A1 0N A2 1241N A2 1241N 4 计算当量动载荷 A2 C0 1241 27800 0 044 28 插值定 e 0 22 0 044 0 03 0 26 0 22 0 06 0 03 0 239 由 A2 R2 1108 4077 0 27 e 查表 9 10 X2 0 56 Y2 1 99 0 044 0 03 1 71 1 99 0 06 0 03 1 85 查表 9 11 取 fd 1 2 fm 1 0 ft 1 0 P1 fdfm1 X1R1 Y1A1 1 2 1 1 1725 2070N P2 fdfm2 X2R2 Y2A2 1 2 1 0 0 56 4147 1 85 1241 4618 17N 5 校核轴承寿命 预计寿命 hL h 38400300882 10 取 P 4618 17N h P ftC n L h 52843 17 4618 27800 8 6860 10 60 10 3 6 3 10 6 10 故深沟球轴承 6212 适用 2 2 高速轴轴承高速轴轴承 作用在齿轮上的圆周力 Ft 1984 3N N d T Ft3 1984 13 47 467602 1 12 径向力 Fr 741 2N NtgFF tr 2 741 轴向力 442 7NNtgtgFF ta 7 442578 12 3 1984 a