一级圆柱直齿减速器课程设计643.5%1%330%142链.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计643.5%1%330%142链
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计643.5%1%330%142链,减速器课程设计
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- 1 - 浙江工业大学 胶带输送机卷筒的传动装置设计 学 院： 机械工程学院 专 业： 车辆工程专业 班 级： 车辆 2011 学 号： 201102750126 学生姓名： 赵熠 指导老师： 李吉泉 提交日期： 2014 年 6 月 5 日 nts- 2 - 目录 题目和原始条件和数据 . 1 一、电动机、传动比、运动及运动参数的确定 . 2 二、设计高速级齿轮传动 . 5 三、设计链传动 . 10 四、设计轴及轴承装置、键 . 12 五、箱体结构尺 寸 . 22 六、润滑与密封 . 24 七、 设计总结 . 24 nts- 1 - 题目： 设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置。 原始条件和数据： 由电动机驱动，输送带的牵引力 F=3.5KN，运输带速度 v=1m/s，运输机滚筒直径为 D=330mm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为十年，两班制。 nts- 2 - 一、 电动机、传动比、运动及运动参数的确定 1. 选择电动机类型 （ 1） 选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用 Y 列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 （ 2） 确定电动机功率 工作装置所需功率 wP ： 1000www wFvP 试中 3500wFN， 1/wV m s，工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取0.94w 。带入上式得： 3 5 0 0 1 3 . 7 21 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 4www wFvP k W 电动机的输出功率 0P ： 0 wPP 式中， 为电动机至卷筒轴的传动装置总效率。 由 2c r g s ，取滑块联轴器效率 0.98c ，滚动轴承效率 0.995r ，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率 0.97g ，滚子链传动效率 0.96s ，则 20 . 9 8 0 . 9 9 5 0 . 9 7 0 . 9 6 0 . 9 0 故 03 . 7 2 4 . 1 30 . 9 0wPP k W 因 载荷平稳，电动机额定功率 mP 只需略大于 0P 即可，按表 8-169 中 Y 系列Y160m-6电动机技术数据选电动机的额定功率 mP 为 4kW。 nts- 3 - （ 3） 确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为 4 46 1 0 6 1 0 1 . 2 6 9 . 4 5 / m i n330ww vnrD 按机械设计课程设计表 2-1推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围 35gi ，滚子链传动比范围 2 5si 。则总传动比应为 6 25i ，可见电机的转速范围： ( 6 2 5 ) 6 9 . 4 5 4 1 6 . 7 1 7 3 6 . 2 5 / m i nwn i n r 符合这一范围的同步转速有 750r/min 和 1000r/min 和 1500r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，表 8-169选常用的同步转速为 1000r/min 的 Y系列电动机 Y160M-6,其满载转速 970 / m inmnr。电动机的中心高，外形尺寸，轴伸尺寸等由机械设计课程设计表 8-170中查到。 2. 计算传动装置的总传动 比和分配各级传动比 （ 1） 传动装置总传动比 970 1 4 .06 9 .4 5mwni n （ 2） 分配传动装置各级传动比 由式 sgi i i，取滚子链传动比 3si ，则齿轮传动比 4.67gi 。 3. 计算传动装置的运动和动力参数 （ 1） 各轴转速 轴 1 9 7 0 / m inmn n r轴 12 970 2 0 7 . 7 1 / m i n4 . 6 7gnnri nts- 4 - 工作轴 2 2 0 7 . 7 1 6 9 . 2 / m i n3wsnnri （ 2） 各 轴输入功率 轴 10 4 . 1 3 0 . 9 8 3 . 9 2cP P k W 轴 21 3 . 9 2 0 . 9 7 0 . 9 9 5 3 . 7 9grP P k W 工作轴 3 . 7 9 0 . 9 9 5 0 . 9 6 3 . 6 2w e r sP P k W （ 3） 各轴输入转矩 轴 1113 . 9 29 5 5 0 9 5 5 0 3 8 . 6970PTmn 轴 2223 . 7 99 5 5 0 9 5 5 0 1 7 4 . 2 52 0 7 . 7 1PT N mn 工作轴 3 . 6 29 5 5 0 9 5 5 0 4 9 9 . 5 86 9 . 2ww wPT N mn 电动机输出转矩00 4 . 1 39 5 5 0 9 5 5 0 4 0 . 6 6970mPT N mn 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 参数 轴名 电动 机轴 轴 轴 工作轴 转速 n（ r/min） 970 970 207.71 69.2 功率（ kW） 4.13 3.92 3.79 3.62 转矩（ N m） 40.66 38.6 174.25 499.58 传动比 i 1.00 4.67 3 效率 0.98 0.965 0.955 表 1.运动和动力参数列表 nts- 5 - 二、 设计高速级齿轮传动 1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （ 1） 按图 1 所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2） 选用 8 级精度。 （ 3） 材料选择。 由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料 45钢（调质），硬度为 240HBS，两者材料的硬度差为 40HBS。 （ 4） 选小齿轮齿数1 24z ，大齿轮齿数2 2 4 4 . 2 3 1 0 1 . 5 2z ，取2 102z 。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即： 2131 12 . 3 2 ( )EtdHK T Zudu（ 1） 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 1.3tK 。 2) 计算小齿轮传递转矩： 5 5 41119 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 3 . 9 2 3 . 8 6 1 0970PT N m mn 3) 由机械设计表 10-7选取齿宽系数 1d 。 4) 由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a 。 5) 由机械设计表图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限 lim 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2 550H M P a 。 6) 由机械设计式 10-13计算应力循环次数 nts- 6 - 9116 0 6 0 9 7 0 1 ( 2 8 3 6 5 1 0 ) 3 . 3 9 9 1 0hN n j L 9 923 . 3 9 9 1 0 0 . 7 8 8 1 04 . 2 7N 7) 由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1 0.90HNK ；2 0.97HNK 。 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由机械设计式 10-12 得： 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 0HNH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 7 5 5 0 5 3 3 . 5HNH K M P aS （ 2） 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 1td ，代入 H 中较小的值： 2131 12 . 3 2 ( )EtdHK T Zudu4 23 1 . 3 3 . 8 6 1 0 5 . 6 7 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 4 5 . 8 3 41 4 . 6 7 5 3 3 . 5 mm 2) 计算圆周速度 v。 11 4 5 . 8 3 4 9 7 0 2 . 3 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3) 计算齿宽 b。 1 1 5 2 . 3 4 6 4 5 . 8 3 4dtb d m m 4) 计算齿宽与齿高比 bh 。 模数： 114 5 . 8 3 4 1 . 9 124ttdm m mz 齿高： 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 9 1 4 . 3 0th m m m nts- 7 - 4 5 .8 3 4 1 0 .6 5 94 .3 0bh 5) 计算载荷系数。 根据 2.33 /v m s ， 8级精度，由机械设计图 10-8查得 1.16VK ；直齿轮， 1HFKK。 由机械设计表 10-2查得使用系数 1AK 由机械设计表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承对称布置时， 1.346HK 。 由 10.659bh ， 1.346HK 查机械设计图 10-13得， 1.28FK 。 故载荷系数： 1 1 . 1 6 1 1 . 3 4 6 1 . 5 6 1A V H HK K K K K 6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由机械设计式 10-10a 得： 3311 1 . 5 6 14 5 . 8 3 4 4 8 . 7 11 . 3ttKd d m mK 7) 计算模数 m： 114 8 . 7 1 2 . 0 324dm m mz 3. 按齿根弯曲强度的设计公式 由机械设计式 10-5得弯曲强度的设计公式为 13 212 ()F a S adFYYKTmz （ 1） 确定公式内的各计算数值。 1) 由机械设计图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 nts- 8 - 1 500FE M Pa ；大齿轮的弯曲强度极限 2 380FE M Pa 。 2) 由机械设计图 10-18去弯曲疲劳寿命系数 1 0.82FNK ， 2 0.85FNK 。 3) 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计式 10-12得 111 0 . 8 2 5 0 0 2 9 2 . 8 61 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 8 5 3 8 0 2 3 0 . 7 11 . 4F N F EF K M P aS 4) 计算载荷系数 K。 1 1 . 1 6 1 1 . 2 8 1 . 4 8 5A V F FK K K K K 5) 查取齿形系数。 由机械设计表 10-5查得1 2.6FaY ；2 2.16FaY 。 6) 查取应力校正系数。 由机械设计表 10-5查得1 1.595SaY ；2 1.81SaY 。 7) 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以校正。 1112 . 6 0 1 . 5 9 5 0 . 0 1 4 1 6 2 9 2 . 8 6F a S aFYY 2222 . 1 7 2 1 . 7 9 8 0 . 0 1 6 9 5 2 3 0 . 7 1F a S aFYY 大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 13 212 ()F a S adFYYKTmz nts- 9 - 43 22 1 . 4 8 5 5 . 7 5 1 0 0 . 0 1 6 9 3 1 . 6 21 2 6 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数 1.62 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径1 55.626d m m，算出 1z ： 11 4 8 .7 1 252dz m 大齿轮齿数 2 4 .6 7 2 5 1 1 6 .7 5z ，取2 117z 4. 几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆直径 11 2 5 2 5 0d z m m m 22 1 1 7 2 2 3 4d z m m m （ 2） 计算中心距 12 5 0 2 3 4 14222dda m m （ 3） 计算齿轮宽度 1 1 5 0 5 0db d m m 取2 65B mm，1 70B mm。 名称 代号 小齿轮 大齿轮 模数 m 2mm 压力角 20 分度圆直径 d 50mm 234mm nts- 10 - 齿顶高 ah 2mm 齿根高 fh 2.5mm 齿全高 h 4.5mm 齿顶圆直径 ad 1 54ad mm 2 238ad mm 齿根圆直径 fd 1 45fd mm 2 229fd mm 中心距 a 142mm 齿宽 B 1 60B mm 2 65B mm 表 2.齿轮几何尺寸 三、 设计链传动 1. 选择链轮齿数 取小链轮齿数 1 19z ，大链轮的齿数21 3 1 9 5 7z i z 2. 确定计算功率 由机械设计表 9-6 查得 1.0AK ，由图 9-13 查得 1.36ZK ，单排链，则计算功率为 1 . 0 1 . 3 6 3 . 7 9 5 . 1 5c a A ZP K K P k W 3. 选择链条型号和节距 根据 5.15caP kW及1 2 0 7 .7 1 / m innr，查机械设计图 9-11，可选 20A-1。查表 9-1，链条节距 31.8p mm 。 4. 计算链节数和中心距 初选中心距： nts- 11 - 0 ( 3 0 5 0 ) 3 1 . 8 9 5 4 1 5 9 0a m m 取 0 1000a mm 。相应链节数： 20 1 2 2 10 02 ( )22pa z z z z pL pa 1 0 0 0 1 9 5 7 5 7 1 9 3 1 . 82 ( ) 1 0 2 . 5 13 1 . 8 2 2 1 0 0 0 取链长节数0 103pL 节。 查机械设计表 9-7 得到中心距计算系数1 0.24693f 。则链传动的最大中心距为 1 1 2 2 ( ) Pa f p L z z 0 . 2 4 3 4 2 4 2 5 . 4 2 1 1 7 (1 9 5 7 ) 9 7 7 mm 5. 计算链速 v，确定润滑方 式 11 2 0 7 . 7 1 1 9 3 1 . 8 2 . 0 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n z pv m s 由 2.1 /v m s 和链号 20A-1。查机械设计图 9-14可知应采用油池润滑。 6. 计算轴压力 PF 有效圆周力为 3 . 7 21 0 0 0 1 0 0 0 1 7 8 02 . 0 9e PFNv 链轮水平布置时的压轴力系数 1.15FpK ，则压轴力为 1 . 1 5 1 7 8 0 2 0 4 7P F p eF K F N 名称 符号 计算公式 小链轮 大链轮 分度圆直径 d180sin( )pdZ 1 154.3zd mm 2 461.1zd mm齿顶圆直径 adm i n 1m a x 11 . 6(1 )1 . 2 5aad d p dzd d p d 1 m in 1 6 1 .7azd m m 1 m a x 1 7 0 .2azd m m 2 m in 4 6 8 .5azd m m2 m a x 4 7 6 .9 9azd m mnts- 12 - 齿根圆直径 fd1fd d d1 1 3 8 .4fzd m m 2 4 4 5 .2fzd m m齿高 ahm i n 1m a x 10 . 5 ( )0 . 80 . 6 2 5 0 . 5aah p dph p dZ 1 m in4.8azh m m 1 m ax 9.0azh m m 2 m in 4.8azh m m 2 m ax 8.3azh m m确定的最大轴凸缘直径 gd02180c o t 1 . 0 4 0 . 7 6gd p hZ 1 1 2 9 .6gzd m m 2 4 3 9 .2gzd m m表 3.链轮几何尺寸 四、 设计轴及轴承装置、键 a) 轴（输入轴）及其轴承装置、键 1. 求输入轴上的功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 由上面的计算可知1 3.92P kW；1 970 / m innr；1 38600T N m m2. 求作用在齿轮上的力 112 2 3 8 6 0 0 154450tTFNd t a n 2 0 1 5 4 4 t a n 2 0 5 6 1 . 9 7rtF F N 3. 初定轴的直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取 0 112A ，于是得 1 33m i n 013 . 9 21 1 2 1 7 . 8 6970Pd A m mn nts- 13 - 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 12d ，为使所选的轴直径12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器类型。 联轴器的计算转矩 1ca AT K T ，查表 14-1，考虑到转矩的变化很小，故取1.3AK 则 1 1 . 3 3 8 6 0 0 5 0 1 8 0c a AT K T N m m 查机械设计手册。选用 LH1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000 N m m ,联轴器的孔径 1 22d mm ，故取 12 22d mm ，联轴器长度 52L mm ，联轴器与轴配合的毂孔长度 1 38L mm 。 4. 轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上的零件装配方案 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4) 为满足联轴器的轴向定位要求， 1-2轴段右端右端需制出一轴肩，故 取 2-3段 23 26d mm ；联轴器与轴配合的毂孔长度 1 38L mm ， 12l 段长度应比 1L略短以保证正确配合，取 12 36l mm 。 5) 初步选择滚动轴承 。因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据 23 26d mm 。选轴承型号 6206 轴承，其尺寸为3 0 6 2 1 6d D B m m m m m m 。基本额定动载荷 11.5rC kN ，基本额定静载荷0 31.8C kN ， 36ad mm ， 56aD mm ，故 3 4 5 6 30d d m m。 6) 已知齿轮轮毂宽度1 65B mm，分度圆直径1 56d mm，因此可以将 此轴与齿轮做成一体，做一个齿轮轴。齿轮与两轴承之间采用套筒定位。则45 65l mm 。 7) 轴承端盖的总宽度为 20mm，取端盖外端面与联轴器右端面距离 nts- 14 - 30l mm ，故 23 50l mm 。 8) 取齿轮距箱体内壁之距离 16a mm ，箱体内壁与滚动轴承距离取 8s mm ，已知轴承的宽度 16B mm 。则 3 4 5 6 1 6 8 1 6 4 0l l B s a m m （ 3） 轴上零件的轴向定位 联轴器与轴的周向定位采用平键，按 12 22d mm 由机械设计表 6-1 查得平键 8 7 3 2b h L m m m m m m 。联轴器与轴的配合为 76Hk ，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为 6m 。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 图 2. 轴结构图 5. 求轴上的载荷 首先根据上图做出轴的计算简图，对于 6206 型深沟球轴承，轴的支承跨距2362L L m m 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 nts- 15 - 图 3. 轴载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 HM 、 VM 及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 12 9 2 5 .5N H N HF F N 12337N v N vF F N 弯矩 M 57381HM N m m 20894VM N m m 总弯矩 61067M N m m 扭矩 1 51829T N m m 表 4. C截面 HM 、 VM 及 M 值 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 nts- 16 - 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强的。根据机械设计式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算 应力 22 2213() 6 1 0 6 7 ( 0 . 6 5 7 5 0 0 ) 3 . 90 . 1 5 6caMT M P aW 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得1 60M Pa 。因此 1ca ，故安全。 7. 校核键 联轴器处的键： 8 7 3 2b h L m m m m m m ， 0 .5 3 .5k h m m ，24l L b m m 。 由式32 10PTkld 求得 312 1 0 2 5 7 5 0 0 6 2 . 23 . 5 2 4 2 2P T M P ak l d 由机械设计 表 6-2得 1 0 0 1 2 0P M P a 。因此， PP ，故安全。 8. 校核轴承和计算寿命 由于两轴承的受力情况相同，故只计算一个即可。 径向载荷： 2 2 2 21 1 1 9 2 5 . 5 3 3 7 9 8 5r X ZF F F N 由机械设计表 13-6查得，载荷系数 1.0 1.2Pf ，取 1.1Pf 。 当量动载荷： 11 1 . 1 9 8 5 1 0 8 3 . 5prP f F N 前面已查得， 11.5rC kN ，因此 1 rPC ，故安全。 该轴的寿命： nts- 17 - 66331 111 0 1 0 1 9 . 5( ) ( ) 1 0 0 . 1 6 06 0 6 0 9 7 0 1 . 0 8 3 5rhCLhnP b) 轴（输出轴）及其轴承装置、键 1. 求输入轴上的功率 2P 、转速 2n 和转矩 2T 由上面的计算可知2 6.88P kW；2 2 2 9 .3 1 / m innr；2 286529T N m m2. 求作用在齿轮上的力 222 2 2 8 6 5 2 9 2187262tTFNd t a n 2 0 2 1 8 7 t a n 2 0 7 9 6rtF F N 3. 初定轴的直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取 0 112A ，于是得 1 33m i n 015 . 0 31 1 2 3 1 . 62 2 4 4 . 8 2Pd A m mn 输入轴的最小直径显然是安装链轮处轴的直径 kd ，取12 40kd d m m 。查机械设计手册可得到安装在链轮孔的轴的长度： 114 ( 0 . 0 1 9 . 5 ) 7 84 k zdl d m m 为保证轴段固定挡圈紧靠链轮 ，取12 78l mm 。 4. 轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上的零件装配方案 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为满足联轴器的轴向定位要求， 1-2轴段右端右端需制出一轴肩，故 nts- 18 - 取 2-3段 23 40d mm ；右端用轴段挡圈，取 43D mm ， 12 65l mm 。 2) 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据 23 40d mm 。选轴承型号 6309 轴承，其尺寸为4 5 1 0 0 2 5d D B m m m m m m 。基本额定动载荷 52.8rC kN ，基本额定静载荷 0 31.8C kN 。 54ad mm ， 91aD mm ,由此可以确定 3 4 6 7 45d d m m。 3) 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径 45 50d mm ；齿轮右端面与右轴承 之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56mm，为使套筒断面可靠地压紧齿轮，取45 54l mm 。齿轮左端采用轴肩 定位，轴肩高度 0.07hd ，取轴环处的直径56 60d mm ，轴环宽度 1.4bh ，取 56 10l mm 。 4) 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润 滑脂的要求，取端盖外端面与链轮左端面距离 30l mm ，故 23 50l mm 。 5) 取齿轮距箱体内壁之距离 6 0 5 61 6 1 82a m m ，箱体内壁与滚动 轴承距离取 8s mm ，已知轴承的宽度 25B mm 。则 34 ( 5 6 5 2 ) 2 5 8 1 8 4 5 5l B s a m m 6 7 5 6 2 5 8 1 8 1 0 4 1l B s a l m m （ 3） 轴上零件的周向定位 齿轮、链轮与轴的周向定均位采用平键，按 45d 由机械设计表 6-1查得平键 1 4 9 4 5b h L m m m m m m ，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为 76Hn 。同样链轮与轴，选用平键 1 0 8 5 6b h L m m m m m m ，链轮和轴的配合为 76Hk ，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸nts- 19 - 公差为 6m 。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，各轴肩处的圆角半径见下图。 图 4. 轴结构图 5. 求轴上的载荷 首先根据上图做出轴的计算简图，对于 6309 型深沟球轴承，轴的支承跨距23 6 6 .5L L m m ， 1 127.5L mm 。根据轴的计算简图 做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 HM 、 VM 及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 2 1 8 5 .3NHFN ，1 7 2 8 1 .3NHFN 12324N v N vF F N 弯矩 M 2 4 1 3 7 3 7 .5HM N m m 0VM N m m 总弯矩 2 4 1 3 7 3 7 .5M N m m 扭矩 2 213667T N m m 表 5. C截面 HM 、 VM 及 M 值 nts- 20 - 图 5. 轴载荷分析图 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强的。根据机械设计式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力 22 223() 4 1 3 7 3 7 . 5 ( 0 . 6 2 1 3 6 6 7 ) 4 7 . 50 . 1 4 5caMT M P aW 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计表 15-1查得nts- 21 - 1 60M Pa 。因此 1ca ，故安全。 7. 键校核 （ 1） 齿轮的键 之前已选用的键： 1 4 9 4 5b h L m m m m m m ， 0 .5 4 .5k h m m ，31l L b m m 。 由式32 10PTkld 求得 322 1 0 2 2 8 6 5 2 9 8 2 . 24 . 5 5 0 3 1P T M P ak l d 由 机械设计表 6-2得 1 0 0 1 2 0P M P a 。因此， PP ，故安全。 （ 2） 链轮的键 之前已选用的键： 1 0 8 5 6b h L m m m m m m ， 0 .5 4k h m m，46l L b m m 。 由式32 10PTkld 求得 322 1 0 2 2 8 6 5 2 9 8 9 . 04 3 5 4 6P T M P ak l d 由机械设计表 6-2得 1 0 0 1 2 0P M P a 。因此， PP ，故安全。 8. 校核轴承和计算寿命 （ 1） 左端轴承 1和计算寿命 径向载荷： 2 2 2 21 1 1 2 1 8 5 . 3 3 2 4 2 2 0 9r X ZF F F N 由机械设计表 13-6查得，载荷系数 1.0 1.2Pf ，取 1.1Pf 。 当量动载荷： nts- 22 - 11 1 . 1 2 2 0 9 2 4 3 0prP f F N 前面已查得， 52.8rC kN ，因此 1 rPC ，故安全。 该轴承的寿命： 66331 211 0 1 0 5 2 . 8( ) ( ) 7 6 0 4 9 66 0 6 0 2 2 4 . 8 2 2 . 4 3rhCLhnP （ 2） 右端轴承 2和计算寿命 径向载荷： 2 2 2 22 2 2 7 2 8 1 . 3 3 2 4 7 2 8 8 . 5r X ZF F F N 由机械设计表 13-6查得，载荷系数 1.0 1.2Pf ，取 1.1Pf 。 当量动载荷： 22 1 . 1 7 2 8 8 . 5 8 0 1 7 . 3 5prP f F N 前面已查得， 52.8rC kN ，因此 1 rPC ，故安全。 该轴承的寿命： 66331 221 0 1 0 5 2 . 8( ) ( ) 2 1 1 7 56 0 6 0 2 2 4 . 8 2 8 . 0 1 7 3 5rhCLhnP 五、 箱体结构尺寸 名称 符号 计算公式 尺寸 /mm 箱座壁厚 0 .0 2 5 8a 8 箱盖壁厚 1 1 0.85 8 8 箱座凸缘厚度 b 1.5b 12 箱盖凸缘厚度 1b 111.5b 12 箱座底凸缘厚度 2b 2 2.5b 20 地脚螺栓直径 fd 0.04 8fda 14(16) nts- 23 -
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