毕业设计 胶带输送机传动装置的设计.doc

1 机械设计课程设计机械设计课程设计 说说 明明 书书 东北大学东北大学 机械工程及自动化专业业 20032003 级级 3 3 班班 设设 计计 者 杜连文者 杜连文 指导教师 陈良玉指导教师 陈良玉 20062006 年年 3 3 月月 2 目目 录录 1 设计任务书设计任务书 3 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 3 3 传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 7 5 轴的设计计算轴的设计计算 14 6 低速轴的强度校核低速轴的强度校核 16 7 滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算 20 8 键联接的选择和验算键联接的选择和验算 21 9 联轴器的选择联轴器的选择 22 10 减速器的润滑及密封形式选择减速器的润滑及密封形式选择 22 11 参考文献参考文献 22 3 1 设计任务书设计任务书 1 11 1 设计题目设计题目 设计胶带输送机的传动装置 1 21 2 工作条件 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 1 31 3 技术数据 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 3130000 26450800 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2 12 1 选择电动机系列选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机 封闭式 结构 电压 380 伏 Y 系列 2 2 传动装置的有效功率传动装置的有效功率 传动装置总效率 7243 开齿轮链轮轴承 皮带轮 根据表 4 2 9 确定各部分的效率 开式齿轮的啮合效率 95 0 开齿轮 滚动轴承的效率 99 0 轴承 皮带轮的效率 95 0 批代轮 链轮的传动效率 96 0 链轮 则传动装置的总效率 7243 开齿轮链轮轴承 皮带轮 7243 95 0 96 0 99 0 95 0 530 0 530 0 2 32 3 确定电动机的转速确定电动机的转速 滚筒轴转速 min 0 11 45 0 26 06060 r D v nW 所需的电动机的功率 3 38 4 21 0 802 W r P PkW 4 查表 4 12 1 可选 Y 系列三相异步电动机 Y132M2 6 型 额定功率 5 5kW 同步转速 1000r min 满载转速 960 r min 同时 查表 4 12 2 得电动机中心高 H 132mm 外伸 轴段 D E 38mm 80mm 3 传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算 3 13 1 分配传动比分配传动比 3 1 13 1 1 总传动比总传动比 27 87 0 11 960 0 W n n i 3 1 23 1 2 各级传动比的粗略分配各级传动比的粗略分配 查表 4 2 9 取 6 开 i 减速器的传动比 545 14 6 27 87 开 减 i i i 减速器箱内高速级齿轮传动比 431 4 545 1435 1 35 1 1 减 ii431 4 1 i 减速器箱内低速级齿轮传动比 283 3 431 4 545 14 1 2 i i i 减 283 3 2 i 3 23 2 各轴功率 转速和转矩的计算各轴功率 转速和转矩的计算 3 2 13 2 1 0 0 轴 电动机轴 轴 电动机轴 0 4 21 r PPkW 0 4 21PkW min 960 0 rn min 960 0 rn 3 0 0 0 4 21 10 9 559 5541 88 960 P TN m n 0 41 88TN m 3 2 23 2 2 轴 减速器高速轴 轴 减速器高速轴 1001 4 210 9934 18PPkW 1 4 18PkW min 960 01 0 1 r i n n min 960 1 rn 3 1 1 1 4 18 10 9 559 5541 58 960 P TN m n 1 41 58TN m 3 2 33 2 3 轴 减速器中间轴 轴 减速器中间轴 21 4 180 970 994 01PPkW 轴承闭齿轮2 4 01PkW min 7 216 431 4 960 12 1 2 r i n n min 7 216 2 rn 3 2 2 2 4 01 10 9 559 55176 72 216 7 P TN m n 2 176 72TN m 3 2 43 2 4 轴 减速器低速轴 轴 减速器低速轴 32 4 01 0 97 0 993 85PPkW 闭齿轮轴承3 3 85PkW 5 min 66 283 3 7 216 23 2 3 r i n n min 66 3 rn 3 3 3 3 3 85 10 9 559 55557 08 66 P TN m n 3 557 08TN m 3 2 53 2 5 轴 传动轴 轴 传动轴 43 3 85 0 99 0 9933 78PPkW 轴承联轴4 3 78PkW min 66 1 66 34 3 4 r i n n min 66 4 rn 3 4 4 4 3 78 10 9 559 55546 95 66 P TN m n 4 546 95TN m 3 2 63 2 6 轴 卷筒轴 轴 卷筒轴 54 3 78 0 99 0 953 56PPkW 轴承开齿轮5 3 56PkW min 11 6 66 4 5 r i n n 开 min 11 5 rn 3 5 5 5 3 56 10 9 559 553090 73 11 P TN m n 5 3090 73TN m 各轴运动及动力参数见下表各轴运动及动力参数见下表 表 1 各轴运动及动力参数表 轴序号 功 率 P kW 转 速 n r min 转 矩 T N m 传动形式传动比效率 04 2196041 88 弹性联轴器 10 99 4 1896041 58 闭式齿轮 4 4310 96 4 01216 7176 72 闭式齿轮 3 2830 96 3 8566 0557 08 刚性联轴器 1 00 98 3 7866 0546 95 3 5611 03090 73 开式齿轮 6 00 94 3 33 3 开式齿轮的设计开式齿轮的设计 3 3 13 3 1 选择材料选择材料 小齿轮 QT500 3 调质处理 齿面硬度 230 270HBS 大齿轮 QT500 7 正火处理 齿面硬度 180 200HBS 3 3 23 3 2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数根据齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取小齿轮齿数 20 5 Z 则大齿轮齿数120620 56 开 iZZ 查图 5 18 得 2 5lim 210mmN F 2 6lim 205mmN F 6 取4 1 min F S 计算应力循环次数 8 45 1052064 1 283008 0 1666060 h jLnN 7 8 5 6 1096 3 6 1052064 1 开 i N N 查图 5 19 得 0 1 65 NN YY 又 取0 1 65 XX YY0 2 ST Y 由得 XN F STF F YY S Y min lim 2 5 3000 10 1 4 1 0 2210 mmN F 2 6 2710 10 1 4 1 0 2190 mmN F 查图 5 14 得 20 2 8 2 65 FaFa YY 查图 5 15 得 81 1 55 1 65 SaSa YY 则 0206667 0 7 0300 55 1 8 2 5 55 F SaFa YY 02095789 0 7 0271 81 1 20 2 6 66 F SaFa YY 取 02095789 0 max 6 66 5 55 F SaFa F SaFa F SaFa YYYYYY 取2 0 1 1 attY K 则 mm YY Y Zu KT m F SaFa a 59 4 20 16 2 0 02095789 0 5889201 14 1 4 3 2 3 2 5 4 所以取 m 5mm 3 3 33 3 3 齿轮齿轮 5 5 6 6 的主要参数的主要参数 Z 20 Z 120 u 6 m 5mm 56 mmmZd100205 55 mmmZd6001205 66 mmmhdd aa 11050 121002 55 mmmhdd aa 61050 126002 66 mmmchddf 5 87525 0 0 12100 2 55 mmmchddf 5 587525 0 0 12600 2 66 mm dd a350 2 600100 2 65 mmab a 703502 0 6 取mmbb788706 65 967 9320cos 55 ddb 7 816 56320cos 66 ddb 则小齿轮转速为35 0 1060 6610014 3 1060 33 45 nd v 由图 5 4a 得07 0 100 2035 0 100 5 vz 由表 5 3 取0 1 v k185 1 A k 由图 5 7a 按 b d5 70 100 0 7 考虑齿轮悬臂布置 20 1 k 由图 5 4 得 2 1 k 计算载荷系数 678 1 2 118 1 0 1185 1 k kkkk vA 5 5 5 3215 31 110 969 93 arccosarccos a b d d 6 6 6 4387 22 610 816 563 arccosarccos a b d d 175 1 204387 22 120 203215 31 20 2 1 2 1 6655 tgtgtgtg tgtgztgtgz aa 687 0 715 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 15 1 687 0 678 1 kY 与相近 无须修正 1 1 ttY k 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4 14 1 减速器高速级齿轮的设计计算减速器高速级齿轮的设计计算 4 1 14 1 1 材料选择材料选择 小齿轮 40cr 锻钢 调质处理 齿面硬度 250 280HBS 表 5 1 大齿轮 45 锻钢 正火处理 齿面硬度 180 202HBS 表 5 1 计算应力循环次数 9 11 1021184 2 283008 19606060 h jLnN 8 9 1 1 2 10992 64 431 4 1021184 2 i N N 查图 5 17 允许一定点蚀 03 1 0 1 21 NN ZZ 由式 5 29 0 1 21 XX ZZ 取92 0 0 1 0 1 lim LVRWH ZZS 由图 5 16b 得 2 1lim 690mmN H 2 2lim 535mmN H 由 5 28 式计算许用接触应力 8 2 11 min 1lim 1 8 63492 0 0 10 10 1 0 1 690 mmN ZZZZ S LVRWXN H H H 2 22 min 2lim 2 0 50792 0 0 10 103 1 0 1 536 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因 故取 12HH 2 2 0 507mmN HH 4 1 24 1 2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mmNT 44670 1 初定螺旋角 13 987 0 13coscos Z 初取 由表 5 5 得0 1 2 ttZ K 2 8 189mmNZE 减速传动 取431 4 iu4 0 a 端面压力角 4829 20 13cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 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 5 39 计算中心距 a mm ZZZZ u KT ua H EH a t 9 117 0 507 987 08 18944 2 431 44 02 446700 1 1431 4 2 1 3 2 3 2 1 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 43 22 1431 4 2 13cos1252 1 cos2 1 um a z n 大齿轮齿数 z2 uz1 39 9943 22431 4 取 z1 22 z2 100 z1 22 z2 100 实际传动比545 4 22 100 1 2 z z i实 传动比误差 5 6 2 100 431 4 545 4 431 4 100 理 实理 i ii i 在允许范围内 修正螺旋角 41 3412 5781 12 1252 10022 2 arccos 2 arccos 12 zzmn 5781 12 9 与初选 130相近 ZH Z 可不修正 齿轮分度圆直径 mmzmd n 082 455781 12cos 222cos 11 mmzmd n 918 2045781 12cos 1002cos 22 圆周速度sm nd v 26 2 1060 960082 45 1060 33 11 由表 5 6 取齿轮精度为 8 级 4 1 34 1 3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动 稍有波动 由表 5 2 取 KA 1 185 由图 5 4b 按 8 级精度和 sm vz 497 0 100 2226 2 100 1 取 Kv 1 035 齿宽 mmab a 501254 0 由图 5 7a 按 b d1 50 45 082 1 11 考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置 得 16 1 K 查表 5 4 得2 1 K 载荷系数708 1 2 110 1 035 1 185 1 K KKKK vA 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 082 4920 12082 452 11 mmmhdd naa 918 20820 12918 2042 22 端面压力角 4515 20 5781 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 240 424515 20cos082 45cos 11 mmdd tb 002 1924515 20cos918 204cos 22 端面齿顶压力角 6159 30 082 49 240 42 arccosarccos 1 1 1 a b at d d 2152 23 918 208 002 192 arccosarccos 2 2 2 a b at d d 691 1 4515 203152 23 100 4515 206159 30 22 2 1 2 1 2211 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 734 1 2 5781 12sin50 sin n m b 由式 5 43 得 769 0 691 1 11 Z 由式 5 42 得988 0 5781 12coscos Z 由式 5 41 得 8083 11 4515 20cos5781 12 cos tgarctgtgarctg tb 10 445 2 4515 20sin4515 20cos 8083 11cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5 39 计算齿面接触应力 22 2 2 1 1 0 507 2 477 545 4 1545 4 082 4550 44670708 12 988 0769 0 8 189445 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全 4 1 44 1 4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1 22 Z2 100 由图 5 18b 得 2 1lim 290mmN F 2 2lim 202mmN 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 4140 10 1 4 1 2290 mmNYY S Y XN F STF F 2 22 min 2lim 2 2890 10 1 4 1 202 mmNYY S Y XN F STF F 56 1075781 12cos 100cos 66 235781 12cos 22cos 33 22 33 11 ZZ ZZ V V 由图 5 14 得 Y 2 70 Y 2 20 1Fa2Fa Y 1 58 Y 1 82 1Sa2Sa 由式 5 47 计算 Y 因 取0 1734 1 0 1 895 0 120 5781 12 11 120 1 Y 由式 5 48 得 675 0 691 1 8083 11cos75 0 25 0 cos75 0 25 0 22 b Y 由式 5 44 得 故安全 2 1 2 11 1 1 1 414 2 87 895 0 675 0 58 1 70 2 2082 4550 44670708 1 22 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 也安全 22 11 22 12 289 9 80 58 1 70 2 82 1 20 2 2 87 mmNmmN YY YY SaF SaFa FF 4 1 54 1 5 齿轮主要几何参数齿轮主要几何参数 11 z1 22 z2 100 u 4 545 mn 2 mm 0 41 3412 mt mn cos 2 cos12 57810 2 049mm d1 45 082mm d2 204 918 mm da1 49 082mm da2 208 918 mm df1 40 082mm df2 199 918 mm a 125mm mm b1 b2 5 10 58mm 50 2 bb 4 24 2 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 4 2 14 2 1 材料的选择 材料的选择 小齿轮 40cr 锻钢 调质处理 齿面硬度 250 280HBS 大齿轮 45 锻钢 正火处理 齿面硬度 180 210HBS 计算应力循环次数 8 13 10992 4 283008 1 7 2166060 h jLnN 8 8 23 3 4 1052 1 283 3 10992 4 i N N 查图 5 17 Z 1 05 Z 1 12 允许一定点蚀 3N4N 由式 5 29 Z 3X Z 4X 1 0 取 S minH 1 0 Z 1 0 w Z 0 92 LVR 按齿面硬度 250HBS 180HBS 计算 由图 5 16b 得 2 3lim 690mmN H 2 4lim 535mmN H 由式 5 28 计算许用接触应力 2 33 min 3lim 3 5 66692 0 0 105 1 0 1 690 mmNZZZ S LVRXN H H H 2 44 min 4lim 4 3 551 92 0 0 10 112 1 0 1 535 mmN ZZZZ S LVRWXN H H H 因 故取 34HH 2 4 3 551mmN HH 4 2 24 2 2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T 189940N mm 3 初定螺旋角 13 987 0 13coscos Z 初取 由表 5 5 得0 1 2 ttZ K 2 8 189mmNZE 减速传动 283 3 23 iu 取 4 0 a 由式 5 41 计算 ZH 端面压力角 000 4829 20 13cos 20arctan tan cos arctan tan nt 基圆螺旋角 000 2035 12 4829 20cos13arctan tan cosarctan tan tb 12 44 2 4829 20sin4829 20cos 2035 12cos2 sincos cos2 o tt b H Z 由式 5 39 计算中心距 a mm ZZZ u KT ua H EH a t 5 157 3 551 987 0 8 18944 2 283 3 4 02 1899400 1 1283 3 2 1 3 2 3 2 3 取中心距 a 160 mm 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 27 24 1283 3 3 13cos1602 1 cos2 3 um a z n 大齿轮齿数 6 7927 24283 3 34 uzz 取 Z 24 Z 80 Z 24 Z 80 3434 实际传动比 333 3 24 80 3 4 z z i实 传动比误差 5 5 1 100 283 3 333 3 283 3 100 理 实理 i ii i 在允许范围内 修正螺旋角 0 34 1950128386 12 1602 8024 3 arccos 2 arccos zzmn 与初选 130相近 Z Z 可不修正 H 齿轮分度圆直径 mmzmd n 846 738386 12cos 243cos 33 mmzmd n 154 2468386 12cos 802cos 44 圆周速度sm nd v 84 0 106 7 216846 73 1060 33 33 圆周速度sm nd v 942 0 1060 234859 76 1060 33 23 由表 5 6 取齿轮精度为 8 级 4 2 34 2 3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动 载荷平稳 由表 5 3 取 K 1 25 A 由图 5 4b 按 8 级精度和 smvz 20 0 100 2484 0 100 1 得 K 1 02 v 齿宽 mmab a 641604 0 由图 5 7a 按 b d1 64 73 846 0 867 考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置 得 K 1 08 由表 5 4 得 K 1 2 13 载荷系数652 1 2 108 1 02 1 25 1 K KKKK vA 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 846 7930 12846 732 33 mmmhdd naa 154 25230 12154 2462 44 端面压力角 4707 20 8386 12cos 20 cos tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 183 694707 20cos846 73cos 33 mdd tb 610 2304707 20cos154 246cos 44 端面齿顶压力角 9507 29 846 79 183 69 arccosarccos 3 3 3 a b at d d 8567 23 154 252 610 230 arccosarccos 4 4 4 a b at d d 654 1 4707 208567 23 80 4707 209507 29 24 2 1 2 1 4433 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 51 1 3 8386 12sin64 sin n m b 由式 5 43 计算777 0 654 1 11 Z 由式 5 42 计算987 0 8386 12coscos Z 由式 5 41 就算 H Z 0523 12 4707 20cos8386 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 1 546 6 544 283 3 1283 3 846 7364 189940652 1 2 987 0 777 0 8 189443 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全 4 2 44 2 4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1 24 Z2 80 由图 5 18b 得 2 4lim 2 3lim 202 290mmNmmN FF 由图 5 19 得 Y 1 0 Y 1 0 3N4N 由式 5 32 m 3mm 5mm 故 Y Y 1 0 n3X4X 取 Y 2 0 S 1 4 STminF 由式 5 31 计算许用弯曲应力 14 2 33 min 3lim 3 4140 10 1 4 1 0 2290 mmNYY S Y XN F STF F 2 44 min 4lim 4 2890 10 1 4 1 0 2202 mmNYY S Y XN F STF F 31 868386 12cos 80cos 89 258386 12cos 24cos 033 44 033 33 ZZ ZZ V V 由图 5 14 得23 2 70 2 43 FaFa YY 由图 5 15 得78 1 60 1 43 SaSa YY 由式 5 47 得计算 因为 取 Y0 151 1 0 1 b 893 0 120 8386 12 0 11 120 1 Y 由式 5 48 计算 684 0 654 1 0523 12cos75 0 25 0 cos75 0 25 0 2 2 b Y 由式 5 44 计算尺跟弯曲应力 2 3 2 33 3 3 3 414 8 116 893 0 684 0 60 1 70 2 3846 7364 189940652 1 22 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 故安全 2 4 2 33 44 34 289 3 107 60 1 70 2 78 1 23 2 8 116 mmNmmN YY YY F SaF SaFa FF 也安全 4 2 64 2 6 低速级齿轮主要参数低速级齿轮主要参数 Z 24 Z 80 u 3 333 m 3mm 34 19 5012 077 3 8386 12cos 3cos 0 mmt mmd846 73 3 mmd154 246 4 mmda846 79 3 mmda154 252 4 mmmchdd naf 346 66325 0 12846 732 33 mmmchdd naf 654 238325 0 12154 2462 44 mmdda160154 246846 73 2 1 2 1 43 取mmbb64 3 mmbb7086210 5 43 5 轴的设计计算轴的设计计算 5 15 1 高速轴的设计高速轴的设计 5 1 15 1 1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径初步估定减速器高速轴外伸段轴径 15 根据所选电机查表 4 12 2 选电机轴径 38mmd 电机 轴伸长mmE80 则 mmdd38 4 30380 1 8 00 1 8 0 电机 取 d 32mm d 32mm 5 1 25 1 2 选择联轴器 确定高速轴外伸段轴径选择联轴器 确定高速轴外伸段轴径 根据传动装置的工作条件选用 HL 型弹性柱销联轴器 国标 GB5014 1985 计算转矩mNKTTc 1 82 7 545 1 式中 T 联轴器所传递的名义转矩 mN n P T 7 54 960 105 5 55 9 55 9 3 K 工作情况系数 由表 11 1 中查得 5 1 5 1 25 1 KK取 查 HL 联轴器 表 4 7 1 公称转矩mNTmNT cn 1 82630 许用转速min 960min 5000 1 rnrn 轴孔直径mmdmmd38 30 maxmin 若取减速器高速轴外伸段轴径 d 30mm 可选联轴器轴孔 mmmdmmdd30 38 21 电机 所以 HL3 联轴器能满足要求 联结电机的轴伸长 E 80mm 联接减速器高速轴外伸段的轴伸长 L 82mm 5 25 2 中间轴的设计中间轴的设计 轴的材料为选择 45 号钢 调质处理 传递功率 kWP31 4 转速 由表 8 2 查得min 7 216 rn 130 0 A mm n P Ad2 43 7 216 31 4 110 33 0 由于轴上有一个键槽 则96 45 5 44 1 5 3 2 43 d 取 45mm 45mm 5 35 3 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 Ad70 43 66 14 4 110 33 0 槽 轴径加大 mmd88 45 51 70 43 取 48 48 因为是小批生产 故轴外伸段采用圆柱形 mNT 05 599 3 mNKTTc 6 89805 5995 1 3 查表 4 7 1 选联轴器 HL4 公称直径mNTmNT cn 6 8981800 许用转速min 66min 4000 1 rnrn 16 减速器低速轴外伸段mmLmmd112 48 1 从动端mmLmmd112 48 2 6 低速轴的强度校核低速轴的强度校核 作用在齿轮上的圆周力 Ft 5170 9N N d T Ft 9 5170 140 233 60277022 4 3 径向力 Fr 1928 7N NtgtgFF tr 7 19284552 20 9 5170 轴向力 NtgtgFF ta 6 11586289 12 9 5170 6 16 1 绘制轴的受力简图 求支座反力绘制轴的受力简图 求支座反力 6 1 16 1 1 垂直面支反力垂直面支反力 0 B M 0 221 LFLLR tAy RAY 1647 306N N LL LF R t Ay 306 1647219 5144 57121 57 21 2 RBY 3496 913N 0 YNRFR AytBy 913 3496306 1647219 5144 6 1 26 1 2水平面支反力水平面支反力 得 0 B M 0 2 221 LF d FLLR raAz RAX 211 067N N LL d FLF R ar Az 067 211 2 21 2 RBX 2083 407N 0 ZNRFR AzrBz 407 2083 6 2 作弯矩图作弯矩图 6 2 16 2 1 垂直面弯矩垂直面弯矩 M MY Y图图 C 点 MCY 199000Nmm mmNLRM AyCy 5 1 1099 1 121306 1647 6 2 26 2 2 水平面弯矩水平面弯矩 M MZ Z图图 C 点右 M CX 1187000N mm mmNLRM BzCz 5 2 1087 1157407 2083 C 点左 MCX 25500N mm mmNLRM AzCz 4 1 1055 2 121067 211 17 6 2 36 2 3 合成弯矩图合成弯矩图 C 点右 M C 201000N mm mmNMM CZCyC 52 1001 2 C 点左 MC 232000N mm mmNMMM CzCyC 52 1032 2 6 3 作转矩作转矩 T 图图 mmN d FT t 5 1033 6 2 6 46 4 作计算弯矩作计算弯矩 M Mca ca图 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 429700N mm mmN TMM CCcaC 5 252522 10297 4 1033 6 6 0 1001 2 C 点右边 M caC 232000N mm mmN TMM CCcaC 5 2252 2 1032 2 06 0 1032 2 18 D 点 McaD 379800N mm mmNTTMM oDcaD 522 10798 3 6 5 校核轴的强度校核轴的强度 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 5 41 601 0 10297 4 1 0 3 5 3 1 因为有一个键槽 该值小于原 dc 43 57mm S 27 4 31 1421 0 31 14 76 0 92 0 625 1 155 1 ma k SS 取 所以 2 2 剖面安全 8 1 5 1 S SS 6 6 26 6 2 校核校核 剖面的疲劳强度剖面的疲劳强度 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 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表 1 2 8 5 1 6476 r dD 023 0 64 5 1 d r 所以 157 2 k915 1 k 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 剖面 剖面承受的弯矩和转矩分别为 mmN B L L M M c 5 5 1 1 10478 1 2 64121 121 1001 2 2 mmNT 5 1033 6 剖面产生正应力及其应力幅 平均应力为 5 64N mm2 2 3 5 max 64 5 641 0 10478 1 mmN W M max 5 64N mm2 2 max 64 5 mmN a 0 m a 剖面产生的扭剪应力及其应力幅 平均应力为 0 m 12 073N mm2 2 3 5 max 073 12 642 0 1033 6 mmN W T T max 6 04N mm2 2 max 04 6 2 mmN ma ma 由附表 1 4 查得 表面质量系数由附表 1 5 78 0 74 0 得 92 0 92 0 表面质量系数同上 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 8 15 064 5 78 0 92 0 157 2 268 1 ma k S 49 8 04 6 21 0 04 6 74 092 0 915 1 155 1 ma k S 48 7 49 8 8 15 49 8 8 15 2222 SS SS S 所以 8 8 剖面安全 S 7 48 S 8 1 5 1 SS 20 其它剖面与上述剖面相比 危险性小 不予校核 7 滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算 低速轴轴承选择一对 30212 圆锥磙子轴承 低速轴轴承校核 条件 d 60mm 转速 n 66r min 工作环境清洁 载荷 平稳 工作温度低于 1000 预计寿命 hL h 38400300882 10 7 17 1 确定轴承的承载能力确定轴承的承载能力 查表 9 7 轴承 30212 的 74500N 0 c 7 27 2 计算轴承的径向支反力计算轴承的径向支反力 R1 1661N NRRR AZAY 1661 22 1 R2 4070N NRRR BZBY 4070 22 2 7 37 3 作弯矩图作弯矩图 如前 如前 7 47 4 计算派生轴向力计算派生轴向力 S S 查表 9 12 S R 2Y 查表 9 7 得 30310 轴承 Y 1 7 C 16200 e 0 35 则有 S1 R1 2Y 1661 2 1 7 488N S1 488N S2 R2 2Y 4070 2 1 7 1197N S2 1197N S1 S2 的方向如图 7 57 5 求轴承轴向载荷求轴承轴向载荷 NSNSFa119716