JX02-105@带式输送机的转动装置设计毕业设计
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JX02-105@带式输送机的转动装置设计毕业设计,机械毕业设计全套
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河南科技大学 机械设计课程设计计算说明书 设计题目 带式输送机的转动装置 学 院 机电学院 专业班级 机设 041 班 学生姓名 白俊江 完成日期 2007-7-16 指导教师 机械原理及机械设计教研室 nts 1 设计计算与说明 主要结果 nts 2 1. 传动方案的分析 传 动 方 案 如 下 ：为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮，总传动比大，结构简单，应用广。斜齿轮传动时，传动平稳。链传动运动不平稳，为减小冲击和振动，将其布置在低速级。 2. 电动机的选择 1.工作机的输出功率： 3 2 0 0 0 . 9 5 3 0 4 0wP F V w 滚筒的转速： 6 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 9 5 4 6 . 5 2 23 9 0 m i nwwDnVv rn D 2.工作机的有效功率 联轴器功率1 0.993 齿轮功率2 0.97 链轮功率3 0.92 轴承功率4 0.99 输送带功率5 0.955 总效率为 241 2 3 4 5 78.85% 工作机输出 功率 3040w 滚筒转速46.522r/min 总效率78.85% 设计与计算说明 主要结nts 3 果 3.电动机 的选择： 所 需电机功率wd PP =3040/78.85%=3855.22w。 参考文献 查表 20-1，可取 Y112M-4型号。 额定功率 4KW 满载转速 1440r/min 额定转矩 2.2 最大转矩 2.3 质量 43Kg中心高 H=112mm。外伸轴段 D与 E为 28mm和 60mm。 3. 转动装置的设计 1. 计算总转动比： mwni n =1440/46.522=30.953。 2. 分配各级转动比 为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速转动比1i和 低速转动比2i为 1i/2i=1.1-1.5。取 1.3链转动比为 2-4。取 2.4。 1 2 3i i i=30.953可求出1i=4.095，2i=3.150，3i=2.4。 3. 各轴转速 1 mnn=1440r/min 121nn i =1440/4.095=351.65r/min 232nn i =351.65/3.15=113.95r/min 4. 各轴输入功率 0 3 .8 5 5dp p kw1 0 1 3 . 8 5 5 0 . 9 9 3 3 . 8 2 8p p k w 2 1 2 3 . 8 2 8 0 . 9 6 0 3 3 . 6 7 6p p k w 3 2 3 3 . 6 7 6 0 . 9 6 0 3 3 . 5 3 0p p k w 4 3 4 3 . 6 7 6 0 . 9 1 0 8 3 . 2 1 5p p k w 5. 各轴输入转矩 0009550PT n 9550 3.855/1440=25.57N.m 电动机型号Y112M-4 各级转动比依次为4.095 3.150.2.4 转速为 1440r/m 351.65r/m 113.95r/m 各轴输入功率为 3.855kw 3.828kw 3.676kw 3.530kw 3.215kw 各轴输入扭矩 25.57N.m nts 4 设计计算与说明 主要结果 nts 5 1119550PT n 9550 3.828/1440=25.39N.m 2229550PT n 9550 3.676/351.65=99.83N.m 3339550PT n 9550 3.530/113.95=295.84N.m 4449550PT n 9550 3.215/46.522=660.28N.m 以上数据整理如下： 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷轴 转速（ r/min） 1440 1440 351.65 113.95 46.522 功率（ KW） 3.855 3.828 3.676 3.530 3.215 转矩（ N.m） 25.57 25.39 99.83 295.84 660.28 转动比 1 4.095 3.15 2.4 效率 0.993 0.9603 0.9603 0.9108 4.转动件的设计 （ 一 ）高速级齿轮的设计 1.选择精度，材料，齿数。 参考文献（ 2）第十章 一般工作机，速度不高，选 7级。 小齿轮为 40Cr，调质处理，硬度 280HBS，大齿轮为 45钢，调质处理，硬度 240HBS。小齿轮齿数选 21，大齿轮选 85。 初选螺旋角 14度 2.按齿面接触强度计算： 即 231 21ttHEtHdK T uZZdu 1） 确定各 计算值 1，试选tK=1.6， 2.由图 10-30选取区域系数HZ=2.433。 3.由图 10-26查得1=0.77，2=0.93。1+2=1.7。 4.由表 10-7选取齿宽系数d=1。 5.由 10-6查得材料影响系数EZ=189.8 12MPa 6.由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa lim2=550MPa。 25.39N.m 99.83N.m 295.84N.m 660.28N.m 精度 7级 材料40Cr 齿数21/85 设计计算与说明 主要结nts 6 果 应力循环次数。 1N=160 hn jL/2=60 14401（ 1030028） /2=2.0736 910 2N=1N/（ 21i） =0.506375 910 由图 10-19取接触疲劳寿命系数1HNK 0.9，2HNK 0.95 取失效概率 1%，安全系数为 S=1。 1H = 1HNK lim1 /S=0.9600=540MPa。 2H = 2HNK lim2 /S=0.95550=522.5MPa。 7.许用 接触应力 H=（ 1H + 2H ） /2=531.21MPa。 2）计算 1. 231 21ttHEtHdK T uZZdu 2 43 2 1 . 6 2 . 5 3 9 1 0 4 . 0 9 5 12 . 4 3 3 1 8 9 . 85 3 1 . 2 5 1 . 7 4 . 0 9 5 =35.55mm 2.V= 1160 1000tdn=2.680m/s 3.b=d1td=35.551=35.55mm ntm=1td cos /1z= 3 5 . 5 5 c o s 1 4 / 2 1 1 . 6 4 3 mm h=2.25ntm=2.251.643=3.70mm b/h=35.55/3.70=9.608 4. 计算纵向重合度 =0.318d 1z tan=0.318121tan14=1.665 5.计算载荷系数 Ka=1.5 由 V=2.680m/s， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 Kv=1.1 由表 10-13查FK=1.33 ，表 10-4查HK=1.415 由表 10-3查HK=FK=1.4 所以 K=KaKvHKHK=1.51.11.41.415=3.269 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 nts 7 设计计算与说明 主要结果 nts 8 311t KddKt=3 3 .2 6 93 5 .5 5 1 .6=45.11 计算模数nm=11cos /dz=（ 45.11cos 014 ） /21=2.08mm 3.按齿根弯曲强度计算 213212F a S aFdK T Y C O SYYmnZ 确定系数 K=KaKvFKFK=1.51.11.41.33=3.0723 由纵向重合度从图 10-28查螺旋影响系数 Y=0.88 计算当量齿数 3 3 011 / c o s 2 1 / c o s 1 4vzz =22.988 3 3 022 / c o s 8 5 / c o s 1 4vzz =93.05 查齿形系数 由表 10-5查：1 2.69FaY 2 2.194FaY 1 1.575SaY 1 1.783SaY 由 10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为 500MPa，大齿轮的为 380MPa。 由图 10-18取弯曲疲劳系数为1 0.85FNK ，2 0.88FNK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，且为对称循环。 111 0 . 8 5 5 0 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F NF K S =212.5MPa 2 1 22 0 . 8 8 3 8 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F NF K S =167.2MPa。 计算大小齿轮的 Fa SaFYY，并比较 111Fa SaFYY=2.691.575/212.5=0.01994， 222Fa SaFYY=2.1941.783/167.2=0.023397。 大齿轮数大 模数为2.08 设计计算与说明 主要结果 nts 9 设计计算 213212F a S anFdK T Y C O SYYmZ =1.59mm 综合比较可取模数为 2.5mm。可满足弯曲强度和接触强度。 4.几何尺寸计算 中心距 a=12( ) / 2 c o snz z m = 0( 2 1 8 5 ) 2 . 5 / 2 c o s 1 4 =136.556mm 将中心距圆整为 136mm 则 = 02 1 8 5 2 . 5c o s 1 3 . 0 2 6 82 1 3 6ar 其改变不是很大， 不必修正。 大小齿轮分度圆直径11 02 1 2 . 5 5 3 . 8 9c o s c o s 1 3 . 0 2 6 8nzmd m m 22 08 5 2 . 5 2 1 8 . 1 1c o s c o s 1 3 . 0 2 6 8nzmd m m 大小齿轮吃宽分别取 55mm， 60mm。 （二） 低速级齿轮设计 1.选择精度，材料，齿数。 一般工作机，速度不高，选 7级。 小齿轮为 40Cr，调质处理，硬度 280HBS，大齿轮为 45钢，调质处理，硬度 240HBS。小齿轮齿数选 26，大齿轮选 82。初选螺旋角 14度 2.按齿面接触强度计算： 即 231 21ttHEtHdK T uZZdu 1） 确定各计算值 1，试选tK=1.6， 2.由图 10-30选取区域系数HZ=2.433。 3.由图 10-26查得1=0.73，2=0.88。1+2=1.61。 4.由表 10-7选取齿宽系数d=1。 5.由 10-6查得材料影响系数EZ=189.8 12MPa 6.由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa 模数为1.59 最后取2.5 中心距为 136 分度圆直径为53.89 218.11 齿宽为60 55 7级 45钢 齿数26/82 设计计算与说明 主要结nts 10 果 lim2=550MPa。 应力循环次数。 1N=160 hn jL/2=60 351.651（ 1030028） /2=0.75955 910 2N=1N/（ 22i） =0.24113 910 由图 10-19取接触疲劳寿命系数1HNK 0.91，2HNK 0.94 取失效概率 1%，安全系数为 S=1。 1H = 1HNK lim1 /S=0.91600=546MPa。 2H = 2HNK lim2 /S=0.94550=517MPa。 7.许用接触应力 H=（ 1H + 2H ） /2=531.5MPa。 2）计算 1. 231 21ttHEtHdK T uZZdu 2 43 2 1 . 6 9 . 8 8 3 2 1 0 3 . 1 5 12 . 4 3 3 1 8 9 . 85 3 1 . 5 1 . 6 1 3 . 1 5 =58.02mm 2.V= 1160 1000tdn=1.0680m/s 3.b=d1td=58.021=58.02mm ntm=1td cos /1z= 5 8 . 0 2 c o s 1 4 / 2 6 2 . 1 6 5 mm h=2.25ntm=2.252.165=4.8732mm b/h=58.02/4.8732=11.909 5. 计算纵向重合度 =0.318d 1z tan=0.318126tan14=2.061 5.计算载荷系数 Ka=1.5 由 V=1.069m/s， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 Kv=1.06 由表 10-13查FK=1.40 ，表 10-4查HK=1.42 由表 10-3查HK=FK=1.4 所以 K=KaKvHKHK=1.51.061.41.42=3.16092 nts 11 设计计算与说明 主要结果 nts 12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 311t KddKt=3 3 .1 6 15 8 .0 2 1 .6=72.827 计算模数nm=11cos /dz=（ 72.872cos 014 ） /26=2.718mm 3.按齿根弯曲强度计算 213212F a S aFdK T Y C O SYYmnZ 确定系数 K=KaKvFKFK=1.51.061.41.4=3.1164 由纵向重合度从图 10-28查螺旋影响系数 Y=0.88 计算当量齿数 3 3 011 / c o s 2 6 / c o s 1 4vzz =28.462 3 3 022 / c o s 8 2 / c o s 1 4vzz =89.764 查齿形系数 由表 10-5查 ：1 2.54FaY 2 2.218FaY 1 1.615SaY 1 1.778SaY 由 10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为 500MPa，大齿轮的为 380MPa。 由图 10-18取弯曲疲劳系数为1 0.9FNK ，2 0.92FNK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，且为对称循环。 111 0 . 9 5 0 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F NF K S =225MPa 2 1 22 0 . 9 2 3 8 00 . 7 0 . 7 1 . 4F N F NF K S =174.8MPa。 计算大小齿轮的 Fa SaFYY，并比较 111Fa SaFYY=2.541.615/225=0.018232， 222Fa SaFYY=2.2181.778/174.8=0.021561。 大齿轮数大 模数为2.718 设计计算与说明 主要结nts 13 果 设计计算 213212F a S anFdK T Y C O SYYmZ =2.195mm 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强度计算的法面模数，取模数 2.5，可满足弯曲疲劳强度，但为了满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 72.827mm来计算应有的齿数， 011c o s 7 2 . 8 2 7 c o s 1 4 2 8 . 32 . 5ndzm ， 齿轮 1取 28，则齿轮 2取 3.15 28=89 4.几何尺寸计算 中心距 a=12( ) / 2 c o snz z m = 0( 2 8 8 9 ) 2 . 5 / 2 c o s 1 4 =150.727mm 将中心距圆整为 150mm 则 = 02 8 8 9 2 . 5c o s 1 2 . 8 3 8 62 1 5 0ar 其改变不是很大，不必修正 。 大小齿轮分度圆直径11 02 8 2 . 5 7 1 . 7 9c o s c o s 1 2 . 8 3 8 6nzmd m m 22 08 9 2 . 5 2 2 8 . 2 1c o s c o s 1 2 . 8 3 8 6nzmd m m 大小齿轮吃宽分别取 75mm， 80mm。 （三）链轮的设计 1.取小链轮齿数为 17，则大链轮齿数为 41。 参考文献（ 2）第九章 由表 9-7查得 Ka=1.4，由 9-13查得 Kz=1.35。 则单排链计算功率为 1 . 4 1 . 3 5 3 . 5 3 6 . 6 7c a a zP K K P k w 2由caP=6.67KW，及转速 113.95r/min。查图 9-11 可选 20A-1。插表 9-1，链条节距为 p=31.75mm。 3.计算链节数和中心距 0 ( 3 0 5 0 ) ( 3 0 5 0 ) 3 1 . 7 5 9 5 2 . 5 1 5 8 7 . 5a p m m m m 取0a=1000mm 相应的链节数为2210 21002 22p zza zz pl pa 21 0 0 0 1 7 4 1 4 1 1 7 3 1 . 7 52 9 2 . 4 53 1 . 7 5 2 2 1 0 0 0 取链节数为 94 模数为2.195 最后取2.5 齿数为28/89 中心距为 150 分度圆直径为71.79 228.21 齿宽为80 75 齿数为17/41 nts 14 设计计算与说明 主要结果 nts 15 查表 9-7得到中心距系数1f=0.24814则链的 的最大中心距为 1 1 22 0 . 2 4 8 1 4 3 1 . 7 5 2 9 2 1 7 4 1 9 9 3pa f p l z z m m 4 . 11 1 1 3 . 9 5 1 7 3 1 . 7 5 1 . 0 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n z pv m s由 v和链号，查图 9-14可知采用滴油润滑。 5. 有效圆周力： 1 0 0 0 1 0 0 0 3 . 5 3 / 1 . 0 2 5 3 4 4 3e pFNv 压轴力系数 1.15FPK ， 则压轴力为 1 . 1 5 3 4 4 3 3 9 6 0P F p eF K F N 其 总的转动比为 8 9 8 5 4 1 / 2 1 2 8 1 7 3 1 . 0 2 8 9i 实其误差为 3 0 . 9 5 3 3 1 . 0 2 8 93 0 . 9 5 3iii 理 实理0.25% 5.轴的设计 （一）高速轴 参考文献第 15章 1. 1P=3.828KW，1n=1440r/min， T=25390N.mm。 2.作用在齿轮上的力011 2 . 5 2 1 / c o s 1 3 . 0 2 6 8 5 3 . 8 9c o snmzd m m 112 2 2 5 3 9 0 / 5 3 . 8 9 9 4 2tTFNd t a n 352c o stnrFFN 0t a n 9 4 2 t a n 1 3 . 0 2 6 8 2 1 8atF F N 3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 40Cr，调质处理。 根据表 15-3取 A0=112 1 33m i n 013 . 8 2 81 1 2 1 5 . 5 21440pd a m mn 因轴上有键槽 其最小直径需扩大 7%，为 16.6mm。故可选弹性柱销联轴器。 2 5 3 9 0 1 . 3 3 8 0 8 5 .c a aT K T N m m 选 HL2联轴器 22 52GB5014-85 4.轴的尺寸如下图： 最大中心距 993 速度1.025 有效圆周力3443 压轴力 3960 相对误差 0.25% 设计计算与说明 主要结nts 16 果 5. 轴 的 受 力 分 析 如 下 ：计算如下； 力如下 1 5 3 / 1 9 3 2 5 9NHF F t N 2 1 4 0 / 1 9 3 6 8 3NHF F t N / 2 2 1 8 5 3 . 8 9 / 2 5 8 7 4aM F a D N （ 1） 1 5 3 3 5 2 5 3 5 8 7 4 1271 9 3 1 9 3NV F r M aFN nts 17 设计计算与说明 主要结果 nts 18 2 1 4 0 3 5 2 1 4 0 5 8 7 4 2251 9 3 1 9 3NV F r M aFN （ 2） 1 5 3 3 5 2 5 3 5 8 7 4 661 9 3 1 9 3NV F r M a 2 1 4 0 3 5 2 1 4 0 5 8 7 4 2861 9 3 1 9 3NV F r M a 弯距如下 1 1 4 0 2 5 9 1 4 0 3 6 2 6 0H N HM F N m m （ 1）11 1 4 0 1 2 7 1 4 0 1 7 7 8 0V N VM F N m m 22 5 3 2 2 5 5 3 1 1 9 2 5V N VM F N m m 2 2 2 211 3 6 2 6 0 1 7 7 8 0 4 0 3 8 5HVM M M N m m （ 2）11 1 4 0 6 6 1 4 0 9 2 4 0V N VM F N m m 22 5 3 2 8 6 5 3 1 5 1 5 8V N VM F N m m 2 2 2 222 3 6 2 6 0 1 5 1 5 8 3 9 3 0 1HVM M M N m m 取最大值 40385，扭矩为 25390 6.校核轴的强度 取齿轮中心处和齿轮左侧校核。中心处： 22 221134 0 3 8 5 2 5 3 9 0 4 . 6 00 . 1 4 7caMT M P aW 齿轮左侧处1 4 0 3 8 5 1 1 0 / 1 4 0 3 1 3 7 1M 22 22113 3 1 3 7 1 2 5 3 9 0 8 . 7 10 . 1 3 6caMT M P aW 材料为 40Cr，调质处理，由表 15-1查得 1=70MPa。故可以满足 。 （二）中速轴 1. 1P=3.676KW，1n=351.65r/min， T=99830N.mm。 2.作用在齿轮上的力033 2 . 5 2 8 / c o s 1 2 . 8 3 8 6 7 1 . 7 9c o snmzd m m 齿轮 2的 分度圆 直径为 218.11mm 最大弯矩为40385 扭矩为 25390 强度满足 设计计算与说明 主要结nts 19 果 3 32 2 9 9 8 3 0 / 7 1 . 7 9 2 7 8 1tTFNd 33 t a n 1038c o stnr FFN033 t a n 9 4 2 t a n 1 2 . 8 3 8 6 6 3 4atF F N 齿轮 2上的同齿轮 1的力相同，方向相反 。 3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 45钢 ，调质处理。 根据表 15-3取 A0=112 1 33m i n 013 . 6 7 61 1 2 2 4 . 4 93 5 1 . 6 5pd a m mn 4. 轴 的 尺 寸 如 下 图 ：受力图如下 ：nts 20 设计计算与说明 主要结果 nts 21 5计算：力如下： 321 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 2 7 8 1 1 3 1 . 5 9 4 2 5 4 . 5 21281 9 6 1 9 6ttNH FFFN 2NHF=2781+942-2128=2595N 2 2 2 / 2 2 1 8 2 1 8 . 1 1 / 2 2 3 7 7 4aaM F d N 3 3 3 / 2 6 3 4 7 1 . 7 9 / 2 2 2 7 5 7aaM F d N （ 1） 2 3 3 21 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 361196a a r rNV M M F FFN 2NVF 352+361-1038=-325N （ 2） 2 3 3 21 1 3 1 . 5 3 5 4 . 5 836196a a r rNV M M F F 2NVF 836+352-1038=150N。 弯矩如下： 11 6 4 . 5 2 1 2 8 6 4 . 5 1 3 7 2 5 6H N HM F N m m 22 5 4 . 5 1 5 9 5 5 4 . 5 8 6 9 2 8H N HM F N m m （ 1）1 1 1 6 4 . 5 3 6 1 6 4 . 5 2 3 2 8 5V N VM F N m m 1 2 1 36 4 . 5 3 6 1 6 4 . 5 2 2 7 5 7 4 6 0 4 2V N V aM F M N m m 2 1 1 5 4 . 5 3 2 5 5 4 . 5 1 7 7 1 3V N VM F N m m 2 2 1 25 4 . 5 3 2 5 5 4 . 5 2 3 7 7 4 6 0 6 2V N V aM F M N m m （ 2）1 1 1 6 4 . 5 8 3 6 6 4 . 5 5 3 9 2 2V N VM F N m m 1 2 1 36 4 . 5 8 3 6 6 4 . 5 2 2 7 5 7 3 1 1 6 5V N V aM F M N m m 2 1 1 5 4 . 5 1 5 0 5 4 . 5 8 1 7 5V N VM F N m m 2 2 1 25 4 . 5 1 5 0 5 4 . 5 2 3 7 7 4 1 5 5 9 9V N V aM F M N m m 总弯矩 如（ 1） 2 2 2 21 1 1 1 1 1 3 7 2 5 6 2 3 2 8 5 1 3 9 2 1 7HVM M M N m m 2 2 2 21 2 1 1 2 1 3 7 2 5 6 4 6 4 0 2 1 4 4 7 7 2HVM M M N m m 设计计算与说明 nts 22 2 2 2 22 1 2 2 1 8 6 9 2 8 1 7 7 1 3 8 8 7 1 4HVM M M N m m 2 2 2 22 2 2 2 2 8 6 9 2 8 6 0 6 2 8 7 1 3 9HVM M M N m m （ 2） 2 2 2 21 1 1 1 1 1 3 7 2 5 6 5 3 9 2 2 1 4 7 4 6 8HVM M M N m m 2 2 2 21 2 1 1 2 1 3 7 2 5 6 3 1 1 6 5 1 4 0 7 5 0HVM M M N m m 2 2 2 22 1 2 2 1 8 6 9 2 8 8 1 7 5 8 7 3 1 2HVM M M N m m 2 2 2 22 2 2 2 2 8 6 9 2 8 1 5 5 9 9 8 8 3 1 7HVM M M N m m 最大值为（ 2）中的11 147468M ， 扭矩为 99830。 6.较核 轴的强度。 由图知道最大弯矩和扭拒在齿轮 3 的中心处，并较核齿轮 3 左侧的轴肩处的强度。 22 2211131 4 7 4 6 8 9 9 8 3 0 2 7 . 80 . 1 4 0caMT M P aW 左侧轴肩处的弯矩为1 1 4 7 4 6 8 3 6 . 5 / 6 4 . 5 8 3 4 5 1M N m m 22 2211138 3 4 5 1 9 9 8 3 0 4 8 . 20 . 1 3 0caMT M P aW 材料为 45钢 ，调质处理，由表 15-1查得 1=60MPa。故可以满足 （三）低速轴 1. 1P=3.676KW，1n=351.65r/min， T=99830N.mm。 2.作用在齿轮上的力 同 齿轮三的力大小相等，方向相反。 4 2781tFN4 1038rFN4 634aFN3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 45钢，调质处理。 根据表 15-3取 A0=112 1 33m i n 013 . 5 3 01 0 0 3 1 . 4 11 1 3 . 9 5pd a m mn 由于有两个键槽直径需扩大 1.1倍，为 34.55mm。故最小 处取为 36mm。 4.尺寸如下 最大弯矩为147468 强度满足 最小直径 36 设计计算与说明 主要结nts 23 果 5. 受 力 图 如 下 ：计算如下 ： 14 5 9 . 8 / 1 9 6 . 6 8 4 6N H tF F N 24 1 3 6 . 8 / 1 9 6 . 6 1 9 3 5N H tF F N / 2 6 3 4 2 2 8 . 2 1 / 2 7 2 3 4 3aM F a D N （ 1） 42 8 3 . 8 5 9 . 81 1 9 6 . 6 7 2 3 4 3 3 9 6 0 2 8 3 . 8 1 0 3 8 1 3 6 . 8 57691 9 6 . 6a P rM F FNVF N m m nts 24 设计计算与说明 主要结果 48 7 . 2 1 3 6 . 81 1 9 6 . 6 2847a P rM F FNVF N m m （ 2） 41 5 9 . 8 2 8 3 . 8 50331 9 6 . 6a r PNV M F FFN 41 1 3 6 . 8 8 7 . 2 21111 9 6 . 6a r PNV M F F 弯矩如下： 1 1 3 6 . 8 8 4 6 1 3 6 . 8 1 1 5 7 3 3H N HM F N m m （ 1）1 8 7 . 2 3 9 6 0 8 7 . 2 3 4 5 3 1 2VpM F N m m 2 2 2 5 9 . 8 2 8 4 7 5 9 . 8 1 7 0 2 5 1V N VM F N m m 2 2 2 5 9 . 8 1 7 0 2 5 1 7 2 3 4 3 9 7 9 0 8V N V aM F M N m m 2 2 2 211 3 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 5 4 7 1 1HVM M M N m m 2处的明显要小很多。 （ 2）1 8 7 . 2 3 9 6 0 8 7 . 2 3 4 5 3 1 2VPM F N m m 2 2 2 5 9 . 8 2 1 1 1 5 9 . 8 1 2 6 2 3 8V N VM F N m m 2 2 2 5 9 . 8 1 2 6 2 3 8 7 2 3 4 3 1 9 8 5 8 1V N V aM F M N m m 2 2 2 211 3 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 5 4 7 1 1HVM M M N m m 2处的明显要小很多。 由尺寸图可以知道轴 1处的弯矩最大，直径相对最小 6. 22 2211133 4 5 3 1 2 2 9 5 8 4 0 4 9 . 90 . 1 4 5caMT M P aW 22 2211139 5 0 4 0 2 9 5 8 4 0 6 6 . 60 . 1 3 6caMT M P aW 材料为 40Cr，调质处理，由表 15-1查得 1=70MPa。故可以满足 。 7.轴 1处的轴肩受的弯矩 相对很大，切受扭矩。有应力集中，过度配合。需 校核该轴键左侧，右侧没有装配，且直径较大，不需校核。 抗弯截面系数 30 . 1 9 1 1 2 . 5Wd 抗扭截面系数 30 . 1 2 1 8 2 2 5TWd 该处弯距是 341259 N mm ，扭矩 295840 N mm 。 截面上的弯曲应力为 最大弯矩为345312 强度满足 nts 25 设计计算与 说明 341259 3 7 . 4 59 1 1 2 . 5b M W M P a 截面上的扭转切应力为 295840 1 6 . 2 318225bTM W M P a 轴的材料为 40Cr，调质处理，由表 15-1查得，B=735MPa， 1=355MPa，1=200MPa。 截面上由于应力集中形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查取。 因r/d=0.0267， D/d=1.2，查得=2.09，=1.66。 又由附图 3-1可得 0 . 7 6 0 . 8 2qq，。 故有效应力集中系数为 1 0 . 8 2 1 . 6 6 1 1 . 5 4 1 2k 1 0 . 7 5 2 . 0 9 1 1 . 8 2 8 4k 由附图 3-2的尺寸系数=0.75，由附图 3-3的扭转系数=0.85。 轴按磨削加工，由附图 3-4的表面质量系数为 0 .9 2轴未经表面强化处理，即q=1可得综合系数为； 1 1 . 8 2 8 4 11 1 2 . 5 2 50 . 7 5 0 . 9 2kK 1 1 . 5 4 1 2 11 1 1 . 90 . 8 5 0 . 9 2kK 计算安全系数： 1 355 3 . 7 5 43 7 . 4 5 2 . 5 2 5mS K 1 200 6 . 4 8 61 6 . 2 3 1 . 9mS K 22 3 . 2 5caSSSSSS=1.5 故可知其安全。 主要结果 安全系数满足 nts 26 nts 27 设计计算与说明 6.轴承的校核 1.高速轴上的轴承校核。 参考文献 （ 2） 13章 轴承为 6206型号，无派生轴向力。 1.正向时，轴承 1受轴向力为 218N。则0/ 0 . 2 1 8 / 1 0 0 . 0 2 1 8arFC 插值法求得 e=0.207， Y=2.13， X=0.56。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 5 9 1 2 7 2 8 8r N H I N VF F F N 2 2 2 22 2 2 6 8 3 2 2 5 7 1 9r N H N VF F F N r1P 0 . 5 6 2 8 8 2 . 1 3 2 1 8 6 2 6 N ，r2P 719N2.反向时，轴承 2受轴向力为 218N。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 5 4 6 6 2 6 7r N H I N VF F F N 2 2 2 22 2 2 6 8 3 2 8 6 7 4 0r N H N VF F F N r1P 267N，r2P 0 . 5 6 7 4 0 2 . 1 3 2 1 8 8 7 9 N 综合可选 879N， 361 0 1 0 6 1 5 209616 0 P r 6 0 1 4 4 0 1 . 4 0 . 8 7 9h pCLhnf 20961/300/2/8=4.37年，则轴承在经济使用期限内。 2.中速轴上的轴承校核 轴承为 6306型号，无派生轴向力。 1.正向时，轴承 2受轴向力为 416N。则0/ 0 . 4 1 6 / 1 4 . 2 0 . 0 2 9 3arFC 插值法求得 e=0.222， Y=1.977， X=0.56。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 1 2 8 3 6 1 2 1 5 8r N H I N VF F F N 主要结果 轴承为6206型号 寿命为4.37年 轴承为6306 nts 28 设计计算与说明 主 要结果 2 2 2 22 2 2 1 5 9 5 3 2 5 1 6 2 8r N H N VF F F N r1P 2158N，r2P 0 . 5 6 1 6 2 8 1 . 9 7 7 4 1 6 1 7 3 4 N 2.反向时轴承 1受轴向力，为 416N。 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 2 1 2 8 8 3 6 2 2 8 6r N H I N VF F F N 2 2 2 22 2 2 1 5 9 5 1 5 0 1 6 0 2r N H N VF F F N r1P 0 . 5 6 2 2 8 6 1 . 9 7 7 4 1 6 2 1 0 3 N ，r2P 1602N综合可选 2103N， 3661 0 1 0 2 0 . 8 167126 0 P r 6 0 3 5 1 . 6 5 1 . 4 2 . 1 0 3h pCLhnf 16712/300/2/8=3.48年，则轴承在经济使用期限内。 3.低速轴上的轴承校核 轴承型号是 7309C，有派生力。 1.正向时， 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 8 4 6 5 7 6 9 5 8 3 1r N H I N VF F F N 2 2 2 22 2 2 1 9 3 5 2 8 4 7 3 4 4 2r N H N VF F F N Fa=634N。 初 选 e=0.4，110 . 4 2 3 3 2drF F N，220 . 4 1 3 7 7drF F NFa和 轴承 1的径向力一致，122 3 3 2 6 3 4 1 3 7 7d a dF F F 1 2332aFN，2 2966aFN。 10/ 2 . 3 3 2 / 3 9 . 8 0 . 0 4 6 8arFC ，20/ 2 . 9 6 6 / 3 9 . 8 0 . 0 7 4 5arFC 。 查表得 ，120.56ee。 寿命为 3.48年 轴承为7309c nts 29 设计计算与说明 主要结果 110 . 5 6 3 2 6 5drF F N，220 . 5 6 1 9 2 8drF F N。 123 2 6 5 6 3 4 1 9 2 8d a dF F F 所以1 3265aFN，2 3899aFN。 10/ 3 . 2 6 5 / 3 9 . 8 0 . 0 8 2arFC ，20/ 3 . 8 9 9 / 3 9 . 8 0 . 0 9 8arFC 。 查表120.56ee， 无变化。查表得 Y=1， X=0.44。 1 1 1 0 . 4 4 5 8 3 1 3 2 6 5 5 8 3 1raP X F Y F N 2 2 2 0 . 4 4 3 4 4 2 3 8 8 9 5 4 1 3raP X F Y F N 2.反向时， 两轴承的径向力分别为 2 2 2 211 8 4 6 5 0 3 3 5 1 0 4r N H I N VF F F N 2 2 2 22 2 2 1 9 3 5 2 1 1 1 2 8 6 4r N H N VF F F N Fa=634N。 初 选 e=0.4，110 . 4 2 0 4 2drF F N，220 . 4 1 1 4 6drF F NFa和 轴承 2的径向力一致，122 0 4 2 1 1 4 6 6 3 4 1 7 8 0d d aF F F 1 2042aF
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