单级斜齿轮带式运输机传动装置课程设计.doc

此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 淮海工学院 机械设计基础课程设计计算说明书 题 目 单级斜齿轮带式运输机传动装置 班 级 111 班 学 号 2010121231 姓 名 刘冰 专 业 过程装备与控制工程 指导教师 刘伟 2014 年 6 月 22 日 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 目 录 设计任务书设计任务书 1 第一章第一章 电动机的选择电动机的选择 2 1 1 电动机的选择 2 1 2 计算电机的容量 2 1 3 确定电机转速 2 第二章第二章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 4 2 1 总传动比 4 2 2 分配传动比 4 2 3 各轴转速 4 2 4 各轴功率 4 2 5 各轴转矩 5 第三章第三章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 6 3 1 带轮结构设计 6 3 2 确定计算功率 6 3 3 选择带型 6 3 4 验算带速 6 3 5 确定 V 带基准直径 6 3 6 确定带的基准长度和实际中心距 7 3 7 验算小带轮包角 7 3 8 求 V 带根数 Z 7 3 9 求作用在带轮轴上的压力 8 3 10 确定带轮的结构尺寸 8 第四章第四章 斜齿圆柱齿轮的设计斜齿圆柱齿轮的设计 9 4 1 选齿轮的材料 精度和确定许用应力 9 4 2 齿面接触疲劳强度计算 9 4 3 齿数 Z 和齿宽系数 9 4 4 许用接触应力 9 4 5 主要尺寸计算 10 4 6 按齿根疲劳强度校核 10 4 7 验算齿轮的圆周速度 11 第五章第五章 轴的设计计算轴的设计计算 13 5 1 选择轴材料 13 5 2 估算输入轴的最小直径 13 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 5 3 输入轴的结构设计 13 5 4 验算轴的疲劳强度 15 5 5 输出轴的结构设计 17 5 6 估算输出轴的最小直径 18 5 7 确定轴各段直径和长度 18 5 8 轴上零件的轴向尺寸及其位置 18 5 9 验算轴的疲劳强度 19 第六章第六章 轴承的设计轴承的设计 22 6 1 计算输入轴承 22 6 2 绘制出计算简图 22 6 3 计算当量动载荷 22 6 4 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 23 6 5 计算输出轴承 23 6 6 绘制计算简图 24 6 7 计算当量动载荷 24 6 8 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 25 第七章第七章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算 26 7 1 输入轴与带轮联接 26 7 2 输出轴与联轴器联接 26 7 3 输入轴与小齿轮联接 26 7 4 输出轴与大齿轮联接 27 第八章第八章 润滑方式的确定润滑方式的确定 28 8 1 输入轴承 28 8 2 输出轴承 28 第九章第九章 滚动轴承的密封滚动轴承的密封 29 参考文献参考文献 29 小小 结结 29 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 设计任务书 专业 班级 学号 姓名 设计题目名称 单级斜齿圆柱齿轮减速器 运动简图 工作条件 运输机双班制工作 连续单向运转 工作有轻微振动 允许传送带速度误差为 5 原始数据 1 输送带牵引力 F 3200 N 2 输送带线速度 V 1 6m s 3 滚轮直径 D 300 mm 4 使用寿命 10 年 其中带 轴承寿命为 3 年以上 5 动力来源 电力 三相交流 电压 380 220V 6 卷筒效率 0 96 包括卷筒与轴承的效率损失 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 第一章 电机的选择 计算及说明结果 1 1 电动机的选择 按工作要求和工况条件 选用三相鼠笼式异步电动机 封闭 式结构 电压为 380V Y 型 1 2 计算电机的容量 电机至工作机之间的传动装置的总效率 a 867 0 96 099 097 099 096 0 2 543 2 21 a 式中 带传动效率 0 96 滚子轴承传动效率 0 99 1 2 闭式齿的传动效率 0 97 弹性带轮的传动效率 0 99 3 4 卷筒的传动效率 0 96 5 已知运输带的速度 v 1 6m s kw a w d P P kw Fv w wP 1000 所以 kw Fv a dP 91 5 867 01000 6 13200 1000 从指导书附表 3 1 中可选额定功率为 7 5kw 的电动机 1 3 确定电机转速 卷筒的转速为 min 9 101 30014 3 6 1100060100060 r D v n 867 0 a 5 91kw Pd 101 9r min n 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 按指导书附表 2 3 推荐的传动比合理范围 取 V 带传动比 单级圆柱齿轮减速器传动比 则从电动机到卷4 2 1 i 6 3 2 i 轴筒的总传动比合理范围为 故电动机转速可选的范围24 6 i 为 min 6 2445 4 611 9 101 24 6 r ni nd 符合这一范围的转速有 750r min 1000r min 1500r min 综合考虑电动机和传动装置 的尺寸 重量 和带传动 减速器的传动比 可见第 1 种方案比 较合适 因此选用电动机型号为 Y132M 4 其主要参数如下 其主要参数如下 型号功率 KW 满载转速 r min Y132M 4 7 51440 1400r min nd 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 第二章 运动参数及动力参数计算 计算及说明结果 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 2 1 总传动比 13 14 9 101 1440n n i 卷筒 总 2 2 分配传动比 取一级斜齿圆柱齿轮的传动比 则一齿轮减速器8 2 1 i 的传动比 0 5 8 2 13 14 0 i 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 依次为电机与轴 0 轴 0 与轴 1 轴 1 与 23120100 轴 2 轴 2 与轴 3 之间的传动效率 2 3 各轴转速 0 轴 电动机 min 1440 0 rn 1 轴 高速轴 min 28 514 8 2 1440 1 1 r i n n m 2 轴 低速轴 min 86 102 0 5 28 514 2 1 2 r i n n 3 轴 卷筒轴 min 86 102 23 r nn 2 4 各轴功率 1 轴 kwpp6736 596 091 5 101 2 轴 KWPPP45 5 97 0 99 0 6736 5 3211212 卷筒轴 KW PPP 34 599 0 99 0 45 5 42 3 34 23 2 5 各轴转矩 14 13 i总 5 0 i0 1440r min 0 n 514 28r min 1 n 102 86r min 2 n 102 86r min n3 5 6736kw 1 P 5 45kw 2 P 5 34kw 3 P 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 电动机的转矩 mN N P T 19 39 1440 19 5 95509550 0 0 0 1 轴转矩 mN n P T 36 105 28 514 6736 5 95509550 1 1 1 2 轴转矩 mN n P T 00 506 86 102 45 5 95509550 2 2 2 卷筒轴转矩 mN n P T 79 495 86 102 34 5 95509550 3 3 3 运动和动力参数计算结果如下表 运动和动力参数计算结果如下表 轴名轴名 功率功率 P P KW 转矩转矩 T T N m 转速转速 r min 传动比传动比效率效率 0 0 轴轴 电动机轴 电动机轴 5 915 9139 1939 1914401440 2 82 80 960 96 1 1 轴轴 高速轴 高速轴 5 67365 6736105 36105 36514 28514 28 5 05 00 960 96 2 2 轴轴 低速轴 低速轴 5 455 45506 00506 00102 86102 86 3 3 轴轴 滚筒轴 滚筒轴 5 345 34495 79495 79102 86102 86 1 10 980 98 39 19Nmm 0 T 105 36Nmm 1 T 506 00Nmm 2 T 495 79Nmm 3 T 第三章 传动件的设计 计算及说明结果 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 3 1 带轮结构设计 3 2 确定计算功率 kA 1 1 PC KAP 1 1 7 5 8 25KW 3 3 选择带型 根据 8 25KW 1440r min 由设计基础课本图 6 7 选择 c P 0 n A 型 V 带 取 mmdd112 1 3 4 验算带速 smsm nd V d 25 44 8 60000 144011214 3 100060 11 带速合适 3 5 确定 V 带基准直径 根据 mmd n n d dd 6 313112 514 28 1440 1 2 1 2 由课本表 6 2 大带轮基准直径为 315mm 则实际传动比 i 从动轮的实际转速分别为 min 512 8125 2 1440 8125 2 112 315 1 2 1 2 r i n n d d i d d PC 8 25KW mm dd 112 1 V sm 44 8 315mm 2d d i 2 8125 512r min 2 n 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 从动轮的转速误差率为 100 0 44 在 5 28 514 51228 514 内 为允许值 3 6 确定带的基准长度和实际中心距 初定中心距 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 知 0 7 112 315 a0 2 112 315 298 9 a0 854 取 a0 500mm 由 2 2100 2 14 3 2 dd ddaL 2 500 5004 112315 2 315112 14 3 2 1000 670 39 20 6045 1690 99mm 由课本 6 3 表选取基准长度 1600mm 实际中心距为 Ld a 0 a mm lld 505 454495 45500 2 99 16901600 500 2 0 mma LL a d 455 2 0 0 考虑安装 调整和补偿张尽力的需要 中心距应有一定的调 节范围 中心距 a 的变动过范围为 a 0 015 455 0 015 1600 431mm min a d l a 0 03 510 0 03 1600 462mm min a d l 3 7 验算小带轮包角 1204 1543 57 455 112315 180 3 57180 12 1 a dd dd 所以合适 3 8 求 V 带根数 Z KKpp P L c 00 根据查课本表 6 5 单根 V 带 112min 1440 11 mmr dn d 额定功率 1 61Kw 0 P a0 500mm a 455mm 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 由课本表 6 6 查的功率增量为 0 168Kw 0 P 由课本表 6 3 查得 99 0 L K 由课本表 6 7 查得包角系数 928 0 K 由此 V 带的根数为 05 5 99 0928 0 168 061 1 25 8 00 L C KKPP P 取 Z 5 根 3 9 求作用在带轮轴上的压力 查课本表得 q 0 10kg m 故得单根 V 带的初拉力 N qv kzv P F C q 70 172 44 8 10 0 1 928 0 5 2 44 8 5 25 8 500 1 5 2 500 2 2 3 10 确定带轮的结构尺寸 绘制带轮工作图小带轮基准直径 dd1 112mm 采用实心式结构 大带轮基准直径 dd2 315mm 采用腹板式结构 基准图见零件工 作图 见课本图 Z 5 172 70N FQ 第四章 斜齿圆柱齿轮的设计 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 计算及说明结果 4 1 选齿轮的材料 精度和确定许用应力 因传递功率不大 转速不高 小齿轮用 45 钢正火 齿面硬度 大齿轮用 45 钢调质 齿面硬度 HBS250 220HBS210 170 因为是普通减速器 由课本 7 7 表选择 9 级精度 要求齿面粗糙 度 mmRa 3 6 2 3 4 2 齿面接触疲劳强度计算 因两齿轮为钢质齿轮 可求出小齿轮分度圆直径 转矩 1 d mm n P T 56 1 6 1 1005 1 28 514 6736 5 1055 91055 9 载荷系数 k 及材料的弹性系数 E Z 查课本表 7 10 取 k 1 1 查表 7 11 取 189 8 E Z MPa 4 3 齿数 Z 和齿宽系数 初选螺旋角 取小齿轮 则大齿轮 14 25 1 Z125 2 Z 因单级齿轮传动为对称布局 轮齿面又为软齿面 故由课本表 7 14 选取 1 d 4 4 许用接触应力 由课本图 7 25 查得 MPa560 1lim MPa530 2lim NnjlhN 9 1 1028 1 2855210 128 5146060 N i N N 8 9 1 2 1056 2 5 1028 1 由课本表 7 9 查得 由课本图 7 24 查得 1 1 H S 1N Z 06 1 2 N Z 由课本表 7 15 可得 MPa S Z H HN H 560 1lim1 1 105000Nmm 1 T 25 1 Z 125 2 Z N 1 N 9 1028 1 2 NN 8 1056 2 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 MPa S Z H HN H 56253006 1 2lim2 2 故 3 3 2 1 1 560 82 18917 3 51 1505 11 1 1 31 H E Z du uKT d 53 00606mm 取 mmd54 1 4 5 尺寸计算 096 2 25 1454cos 1 1 COS Z d mn 由课本表 7 2 取标准模数 5 2 n m 中心距 a 为 24 193 14cos2 125255 2 mma 取 a 194mm 确定螺旋角 8735 14 1942 125255 2 arccos 2 arccos 21 a zzmn 分度圆直径 mm zm d n 67 64 8735 14cos 255 2 cos 1 1 mm zm d n 33 323 8735 14cos 1255 2 cos 2 2 齿轮宽度 mmdb d 67 6467 641 1 经圆整后取 mmb65 2 mmbb705 21 4 6 按齿根疲劳强度校核 由课本式 7 32 求出 如 则校验合格 F F F 确定有关系数 齿形系数 查课本表 7 11 得 65 2 1 YF 17 2 2 YF mmd54 1 2 5 n m a 194mm 8735 14 64 67mm 1 d 323 33mm 2 d b 64 67mm 70mm 1 b 65mm 2 b 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 应力修正系数 由表 7 13 得 59 1 1 YS 81 1 2 Ys 许用弯曲 MPa F 205 1lim MPa F 190 2lim 由课本表 7 16 得 MPa S Y F FN F 5 266 3 1 2051 1lim1 1 MPa S Y F FN F 15 146 3 1 1901 2lim2 2 169 27Mpa 255 267 64 59 165 2 8735 14cos1005 1 6 1 cos6 1 5 21 1 2 1 1 FF n F YY Zbm KT 169 27MPa 1 266 5Mpa F 故齿轮弯曲疲劳强度校核合格 4 7 验算齿轮的圆周速度 sm nd v 453 1 60000 28 5145414 3 100060 11 故选 9 级制造精度是合适的 名称代号单位小齿轮大齿轮 中心距 amm194 传动比 i5 模数 n m mm2 5 螺旋角 0 14 齿数 z25125 分度圆直 径 dmm64 67323 33 169 27MPa 1F V 1 453m s 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 第五章 轴的设计计算 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 计算及说明结果 5 1 选择轴材料 选用 45 号钢调质处理 正火 查表 11 1 取 A 115 MPa55 1 5 2 估算输入轴的最小直径 mm n P Ad 3 25 28 514 6736 5 115 33 由课本表 6 4 指导书 可知 e 15 1mm 带轮长为 B2 6e 6 15 1 90 6mm 带轮内径为 mm B d 3 45 2 5 1 2 0 考虑有键槽 将直径增大 5 则mm d 33 43 105 3 45 6 取其标准内孔直径选 d 44mm 5 3 输入轴的结构设计 如上图所示 齿轮由轴环 套筒固定 左端轴承采用端盖和 套筒固定 右端轴承采用轴肩和端盖固定 齿轮和右端轴承从左 侧装拆 右端轴承从右侧装拆 因为右端轴承与齿轮距离较远 所以轴环布置在齿轮的右侧 以免套筒过长 5 3 1 确定轴各段直径和长度 与带轮相连的轴段是最小直径 取 带轮定位轴肩mm d 44 6 45 3mm 0 d d 44mm 44mm 6 d 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 的高度是 mmdh52 3 4408 0 1 0 07 0 6 则 选 7211AC 型轴承 mmd04 51 5 则 mmd55 1 右端轴承定位轴肩高度取 mmdh4 45508 0 1 0 07 0 5 mmd6 69 4 与齿轮配合的轴段直径 mmd57 2 齿轮的定位轴肩高度 h 4 56mm 则 mmd12 66 3 5 3 2 轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b 21mm 齿轮宽度 带轮宽度mmb70 1 轴承端盖宽为 20mm mmb 6 90 2 箱体内侧与轴承端面间隙取 mm2 1 齿轮与箱体内侧的距离如图所示 分别为 mm5 17 2 mm 5 19 3 带轮与箱体之间的间隙 mm50 4 与之对应的轴各段长度分别是 mm l 45220221 1 mml68 2 轴环取 mmhl384 64 1 3 mml616 13 4 mml21 5 mml70 6 mml 6 88 7 轴承的支撑跨度为 mmlllll135 5 102270202 5 10 4321 5 4 验算轴的疲劳强度 h 3 52mm 51 04mm 5 d 55mm 1 d h 4 4mm 69 6mm 4 d 57mm 2 d h 4 56mm 66 12mm 3 d b 21mm 70mm 1 b 90 6mm 2 b mm2 1 17 5mm 2 19 5mm 3 mm50 4 45mm 1 l mml68 2 6 384mm 3 l 13 616mm 4 l 21mm 5 l 70mm 6 l 88 6mm 7 l 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 5 4 1 画出轴的受力简图 如图 所示 图 5 4 5 4 2 画水平平面的弯矩图 如图 所示 通过列水平平面的受力平衡方程 N d T Ft 27 3831 55 1053602 2 1 1 N FFtr 8 1442 8735 14cos 20tan 27 3831 cos tan N FFta 46 13948735 14cos3831 27cos N F FF t BHAH 635 1915 2 27 3831 2 则 135mml 3831 27N Ft 1442 8N Fr 1394 46N Fa 1915 635N AH F 1915 635N BH F 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 mmN FM AHCH 36 129305 1915 6355 67 5 67 5 4 3 画出竖直平面的弯矩图 如图 所示 通过列竖直平面的受力平衡方程 0 rBVAVQ FFFF 0 2 5 67 1358 125 135 4 d FFF arQ BVF N FAV 58 4545 N FBV 3 4304 则 mmNFM AVCV 65 30682658 4545 5 67 5 67 1 mmNFM BVCV 6233284832129129 2 5 4 4 画合弯矩图 如图 d mmN MMMCVCH C 16 332960 65 30682636 129305 22 1 22 1 mmN MMM CVCHC 96 318014 25 29054036 129305 22 2 2 2 2 5 4 5 画扭矩图 如图 e mmN n P 58 14511939 514 28 5 6736 1055 9 1055 9 6 6 5 4 6 画当量弯矩图 如图 f CH M 129305 36Nmm 4545 58N FAV 4304 3N FBV MCV1 306826 6Nmm MCV 2 623328Nmm MC1 332960 16Nmm MC2 318014 96Nmm 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化 取 截面 C 处 的当量弯矩 mmN 08 6321458 145119396 0 mmNMM Cec 79 338907 2 2 11 mmNMM Cec 85 324236 2 2 22 由当量弯矩图可知 c 截面为危险截面 当量弯矩最大值为 881246 0Nmm 5 4 7 校核危险截面 C 的强度 mmd Mec 5 39 551 0 338907 79 1 0 3 3 1 2 因为 截面的设计有一键槽 所以需将直径加大 则 39 5 105 41 475mm 而 截面的设计直径为 44 所以强度足够 5 5 输出轴的结构设计 如上图所示 齿轮由轴环 套筒固定 左端轴承采用端盖和 套筒固定 右端轴承采用轴肩和端盖固定 齿轮和右端轴承从左 侧装拆 右端轴承从右侧装拆 因为右端轴承与齿轮距离较远 所以轴环布置在齿轮的右侧 以免套筒过长 5 6 估算输出轴的最小直径 mm n P Ad19 43 86 102 45 5 115 33 考虑有键槽 将直径增大 5 则 d 43 19 1 5 45 35 mm T 14511939 58 Nmm 63214 08Nmm 1ec M 338907 79Nmm 2ec M 324236 85Nmm d 41 475mm 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 选凸缘联轴器 YL10 型号 取其标准内孔直径 d 48mm 5 7 确定轴各段直径和长度 与联轴器相连的轴段是最小直径 取 联轴器定位mm d 48 6 轴肩的高度是 mmdh84 3 4808 0 1 0 07 0 6 则 mmd68 55 5 选 7212AC 型轴承 则 mmd60 1 右端轴承定位轴肩高度取 mm dh 8 4 6008 0 1 0 07 0 5 与齿轮配合的轴段直径 齿轮的定位轴肩mmd6 69 4 mmd63 2 高度 h 5 04mm 则mmd08 73 3 5 8 轴上零件的轴向尺寸及其位置 轴承宽度 b 22mm 齿轮宽度 mmB65 1 联轴器宽度 轴承端盖宽为 20mm mmB112 2 箱体内侧与轴承端面间隙取 mm2 1 齿轮与箱体内侧的距离如图所示 分别为 mm22 2 mm24 3 联轴器与箱体之间的间隙 mm50 4 与之对应的轴各段长度分别是 mm L 48222222 1 mml63 2 轴环取 mmhl24 5 4 1 3 mml76 18 4 d 48mm 48mm d6 h 3 84mm 55 68mm 5 d 60mm 1 d h 4 8mm 69 6mm 4 d 63mm 2 d h 5 04mm 73 08mm 3 d b 22mm 65mm 1 B 112mm 2 B mm2 1 22mm 2 24mm 3 mm50 4 48mm l1 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 mml22 5 mml70 6 mml110 7 轴承的支撑跨度为 mmlllll135112463222211 4321 5 9 验算轴的疲劳强度 5 9 1 画出轴的受力简图 如 5 9 图 所示 图 5 9 5 9 2 画水平平面的弯矩图 如图 所示 通过列水平平面的受力平衡方程 N d T Ft 7 168866 60 1050622 3 1 1 N FFtr 8 6351 8735 14cos tan 7 16866 cos tan 20 0 mml63 2 5 24mm l3 18 76mm l4 21mm l5 70mm l6 88 6mm l7 135mm l 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 N FFta 0 61398735 14cos 7 16866cos 0 BHAHty FFFF 0 5 64129 tAHB FFM N FAH 35 8433 N FBH 35 8433 则 mmNFM AHCH 125 56925135 8433 5 675 67 5 9 3 画出竖直平面的弯矩图 如图 所示 通过列竖直平面的受力平衡方程 rBV AV FF F 0 2 5 64129 4 d FF ar AVF N FAV 8 1519 N FBV 4832 则 mmNFAV CVM 5 107554 8 1519 5 675 67 1 mmNFBV CVM 6423844832135135 2 5 9 4 画合弯矩图 如图 d mmN MMMCVCHC 06 121688 5 107554125 569251 22 2 1 2 1 mmN MMMCVCHC 858314 642384125 569251 22 2 2 2 2 5 9 5 画扭矩图 如图 e 16866 7N Ft 6351 8N Fr 6139 0N Fa 8433 35N AH F 8433 35N BH F CH M 569251 125Nmm 1519 8N FAV 4832N FBV MCV1 107554 5Nmm MCV 2 642384Nmm MC1 121688 06Nmm 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 mmN n P 3 506003 86 102 45 5 1055 9 1055 9 66 5 9 6 画当量弯矩图 如图 f 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化 取 截面 C 处 的当量弯矩 mmN 98 303601 3 5060036 0 mmNMM Cec 25 327081 2 2 11 mmNMM Cec 48 910427 2 2 22 由当量弯矩图可知 c 截面为危险截面 当量弯矩最大值为 881246 0Nmm 5 9 7 校核危险截面 C 的强度 mmd Mec 95 54 551 0 910427 48 1 0 3 3 1 2 因为 截面的设计有一键槽 所以需将直径加大 则 54 95 105 57 697mm 而 截面的设计直径为 60 所 以强度足够 MC2 858314Nmm T 506003Nmm 303601 98Nmm 1ec M 327081 25Nmm 2ec M 910427 48Nmm d 57 697mm 第六章 轴承设计 计算及说明结果 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 6 1 计算输入轴承 已知 506r min 试选 7212AC 型角接触球轴承 n2 NFAV AHrFF 74 493258 4545635 1915 22 1 NFBV BHrFF 33 4711 3 4304635 1915 22 2 NCOS Fa 47 47678735 1474 4932 N FFrs 26 335474 493268 0 68 0 11 N FFrs 7 320333 471168 0 68 0 22 6 2 绘制出计算简图 因为 NFN S asFF 26 335417 7971 47 4767 7 3203 1 2 所以 1 被压紧 2 被放松 两轴的轴向力分别是 N FF SS AaFF 91 4616 26 3354 7 320347 4767 12 1 NFS aF 7 3203 2 2 6 3 计算当量动载荷 由课本表 12 12 查得 e 0 68 68 0 94 0 74 4932 91 4616 1 1 e Fr Fa e Fr Fa 68 0 33 4711 7 3203 2 2 查课本表 12 12 得 0 1 87 0 41 0 2221 YXXX 4932 74N Fr1 4711 33N Fr2 4767 47N Fa 3354 26N Fs1 3203 7N Fs2 4616 91N Fa1 3203 7N Fa2 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 由课本表 12 12 可得 则轴承的当量动载荷为 1 1 T f N FYFXfP arp 05 6643 91 461687 0 74 493241 0 1 1 11111 N FYFXfP arp 46 5182 7 3203033 47111 1 1 22222 6 4 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 故取 P 6643 05N 角接触球轴承 3 取 PP21 1 f t 1 1 f P hh P Cf n L T h 1200007 14237 05 6643 505001 28 14560 10 60 10 3 6 6 故角接触球轴承 7212AC 型合适 6 5 计算输出轴承 已知 114 5r min 试选 7212AC 型角接触球轴承 n2 NFAV AHrFF 56 8582 4 151935 8433 22 1 NFBV BHrFF 17 9683 4 475835 8433 22 2 NCOS Fa 7 93588735 1417 9683 N FFrs 14 583656 858268 0 68 0 11 N FFrs 56 658417 968368 0 68 0 22 6 6 绘制计算简图 6643 05N 1 P 5182 46N 2 P 8582 56N Fr1 9683 17N Fr2 9358 7N Fa 5836 14N Fs1 6584 56N Fs2 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 因为 NFN S asFF 14 583626 15943 7 935856 6584 1 2 所以 1 被压紧 2 被放松 两轴的轴向力分别是 N FFFF SSAa 12 10107 14 583656 6584 7 9358 121 NFS aF 56 6584 2 2 6 7 计算当量动载荷 由课本表 12 12 查得 e 0 68 68 0 18 1 56 8582 12 10107 1 1 e F F r a e F F r a 68 0 17 9683 56 6584 2 2 查课本表 12 12 得 0 1 41 0 41 0 2221 YXXX 由课本表 12 12 可得 则轴承的当量动载荷为 1 1 T f N FYFXfP arp 25 13543 12 1010787 0 56 858241 0 1 1 11111 N FYFXfP arp 49 10651 56 6584017 96831 1 1 22222 10107 12N Fa1 6584 56N Fa2 13543 25N 1 P 10651 49N 2 P 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 6 8 计算轴承所需的径向基本额定动载荷值 故取 P 13543 25N 角接触球轴承 3 取 PP21 1 f t 1 1 f P hh P Cf n L T h 1200067 12855 25 13543 582001 102 8660 10 60 10 3 6 6 故角接触球轴承 7212AC 型合适 第七章 键联接的选择及计算 此文档收集于网络 如有侵权 请联系网站删除 此文档仅供学习与交流 计算及说明结果 7 1 输入轴与带轮联接 7 1 1 采用平键联接 键的截面尺寸由课本表 10 7 查得 宽度 b 12mm 高度 h 8mm 键槽宽度 b 12 深度轴 t 5 0mm 毂 t 3 3mm 半径 0 25 0 40mm 查手册得 选用 A 型平键 得 键 A 12 8 80 GB T1096 2003 7 1 2 键校核 取 mml80 mm d 44 6 mN T 36 105 1 h 8mm 得 MPaPMPa dhl T P4097 14 80844 10536044 故键合适 7 2 输出轴与联轴器联接 7 2 1 采用平键联接 键的截面尺寸由课本表 10 7 查得 宽度 b 14mm 高度 h 9mm 键槽宽度 b 14 深度轴 t 5 5mm 毂 t 3 8mm 半径 0 25 0 40mm 查手册得 选用 A 型平键 得 键 14 9 125 GB T1096 2003 7 2 2 键校核 取 轴径 mml125 mm d 48 6 h 9mmmN T 506 1 得 MPaPMPa dhl T P4048 37 125948 50600044 故键合适 7 3 输入轴与小齿轮联接 7 3 1 采用平键联接 键的截面尺寸由课本表 10 7 查得 宽度 b 16mm 高度 h 10mm 键