带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器设计

0 攀枝花学院本科课程设计 论文 带式运输机传动装置的二级 圆柱齿轮减速器设计 学生姓名 张 鹏 学生学号 201211218050 院 系 交通与汽车工程学院 年级专业 2012 级汽车服务工程 指导教师 龚建春老师 助理指导教师 郭小兰老师 二 一四年九月 1 摘摘 要要 缸体是内燃机零件中结构较为复杂的箱体零件 也是关键件 其精度要求 高 加工工艺复杂 且加工质量直接影响发动机整体性能 对于内燃机缸体制 造 随着科技的发展 制造商们对内燃机缸体的机加工越来越重视 缸体的机 械加工工艺技术也在不断地进步 缸体上有同轴的凸轮轴孔 进 排气阀座与 导杆孔 火花塞孔等做其尺寸精度 集合形状精度和相互位置精度 以及各表 面质量均影响内燃机的性能与工作寿命 是一个关键 为保证缸体的加工精度要求 需要拟定合理的机械加工工艺路线 工艺路 线决定了各表面的加工方法 工序数目和各工序所用的基准 之后具体编排各 工序的顺序 包括机械加工工序 热处理 表面处理 检验 以及各种辅助性 工序 安排工艺路线必须合理 符合客观规律 机床夹具是机床上用来装夹工件的一种装置 其作用是使工件相对于机床 或刀具有一个正确的位置 并在加工过程中保持这个位置不变 工件装夹的实 质是在机床上对工件进行定位和夹紧 装夹的目的是通过定位和夹紧使工件在 加工过程中始终保持正确的加工位置 以保证该工序所规定的加工技术要求 关键词 缸体 技术 工艺 定位 2 目目 录录 设计任务书 3 传动方案的拟定及说明 5 电动机的选择 5 计算传动装置的运动和动力参数 6 齿轮的设计计算 8 输入轴的设计计算 15 中间轴的设计计算 20 输出轴的设计计算 24 箱体的结构尺寸 29 润滑与密封 30 设计小结 30 参考资料目录 30 3 攀枝花学院本科学生课程设计任务书攀枝花学院本科学生课程设计任务书 题题 目目 带式运输机传动装置的二级减速器设计 1 课程设计的目的 课程设计的目的 机械设计课程设计是课程教学的一重要内容 也是一重要环节 目的有三 1 使学生运用所学 进行一次较为全面综合的设计训练 培养学生的机械设计技能 加 深所学知识的理解 2 通过该环节 使学生掌握一般传动装置的设计方法 设计步骤 为后续课程及毕业设 计打好基础 做好准备 3 通过该环节教学使学生具有运用标准 规范 手册 图册和查阅相关技术资料的能 力 学会编写设计计算说明书 培养学生独立分析问题和解决问题的能力 2 课程设计的内容和要求 包括原始数据 技术要求 工作要求等 课程设计的内容和要求 包括原始数据 技术要求 工作要求等 设计一用于带式运输机上的传动及减速装置 设计使用期限 8 年 每年工作日 300 天 两班制工作 单向运转 空载起动 运输机工作平稳 大修期为 3 年 转速误差为 5 减速器由一般规模厂中小批量生产 要求装配图 0 或 1 号 1 1 一张 低速级齿轮与 轴 箱体或箱盖 共 3 张零件图 设计说明书 6000 8000 字 word 一份 传动简图 附后 及设计原始参数如下 带拉力 F N 带速度 V m s 滚筒直径 D mm 5300 1 4 380 3 主要参考文献 主要参考文献 1 所学相关课程的教材 2 陆 玉主编 机械设计课程设计 北京 机械工业出版社 2004 3 濮良贵主编 机械设计 北京 高等教育出版社 1989 4 吴宗泽主编 机械设计课程设计手册 北京 高等教育出版社 1992 5 徐 灏主编 机械设计手册 北京 机械工业出版社 1989 6 徐 灏主编 机械设计图 北京 机械工业出版社 1989 4 课程设计工作进度计划 课程设计工作进度计划 1 准备阶段 1 天 2 设计计算阶段 3 3 5 天 3 减速器的装配图绘制 3 天 4 绘零件图 3 3 5 天 5 编写设计说明书 3 天 6 答辩或考察阶段 0 5 1 天 指导教师指导教师 签字 日期日期年 月 日 教研室意见 教研室意见 年 月 日 学生学生 签字 接受任务时间 年 月 日 4 传动示意图 数据编号C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10 带工作拉力 F N 3800400042004500480050005200550053005350 带速度 V m s 0 80 60 60 50 50 81 01 31 41 2 卷筒直径 D mm 300300260280250320350400380450 数据编号C11C12C13C14C15C16C17C18C19C20 带工作拉力 F N 3900430044004500470052505400550053005350 带速度 V m s 0 90 60 70 60 60 81 01 11 31 2 卷筒直径 D mm 310320260300280320380400370410 5 传动方案的拟定及说明传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为 展开式二级圆柱齿轮减速器 故只要对本传动机构进行 分析论证 本传动机构的特点是 结构简单 两大齿轮浸油深度可以大致相同 要求轴有较大的 刚度 高速级齿轮布置在远离转矩输入端 轴在转矩的作用下产生的扭矩变形和在载荷作 用下轴产生的弯曲变形可部分抵消 以缓解沿齿宽载荷分布不均匀的现象 用于载荷比较 平衡的场合 电动机的选择电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是 载荷平稳 单向旋转 空载起动 所以选用常用的卧式封 闭结构的 Y 系列三相异步电动机 2 电动机容量的选择 1 工作机所需功率 w P 7 42kw w P 1000 4 1 5300 1000 FV 2 电动机的输出功率 d P w P 卷筒联轴器轴承齿轮 其中 0 98 0 98 0 95 0 96 联 轴承 2 齿 卷筒 卷筒联轴器轴承齿轮 242 82 0 96 0 99 0 98 097 0 242 d P w P kw05 9 82 0 42 7 3 电动机型号的确定 优先选用常用的 1500r min 的四级电动机 查表选电动机型号为 Y160M 4 电机参数 额定功率 11kw m p 满载转速 1460r min m n 6 电机轴直径 m d 018 0 002 0 42 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1 计算总传动比 确定工作机的转速 70 4r min w n 60 1000 v D 由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为 8 20 4 70 1460 w m n n i 21 ii 为高速级传动比 为低速级传动比 1 i 2 i 2 合理分配各级传动比 为使两级大齿有相近直径 使 1 4 21 3 1 ii 2 i 有 5 2 4 1 i 2 i 3 传动装置的运动和动力参数 1 电机轴 9 05 md PPkW 1460 min m nr 9 05 9550955059 19 1460 m m m P TN m n 2 高速轴 1 8 78 m PPkW 联轴承 1 1460 min m nnr 1 1 1 8 78 9550955058 61 1460 P TN m n 3 中间轴 21 8 52PPkW 承齿 211 1460 5 2281 minnnir 2 2 2 8 52 95509550289 56 281 P TN m n 4 低速轴 32 8 10PPkW 承齿 7 322 281 470 4 minnnir 3 3 3 8 10 955095501098 79 70 4 P TN m n 5 工作轴 3 7 54 o PPkW 联卷筒轴承 3 70 4 min o nnr 7 54 955095501022 83 70 4 o o o P TN m n 各轴转速 输入功率 输入转矩 项 目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III工作轴 转速 r min 1460146028170 470 4 功率 kW 119 058 528 107 54 转矩 N m 59 1958 61289 761098 791022 83 传动比115 241 效率10 970 950 950 99 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 高速级齿轮设计高速级齿轮设计 按设计计算公式1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由表 10 1 选择小齿轮材料为40Cr 调质 硬度为 280 HBS 大 齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240 HBS 二者硬度差为 40 HBS 4 初选小齿轮的齿数 选 1 24Z 211 124 8ZiZ 2 125Z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式 注 脚标 t 表示试选或试 2 1 3 1 2 1 2 32 tH t d H K TZ u d u 算值 下同 1 确定公式内各计算数值 8 1 试选载荷系数 1 3 t K 2 计算小齿轮转矩 5 5 4 1 1 1 95 5 10 95 5 108 96 5 86 10 1460 P TN m n 3 由表 10 7 选取齿宽系数 非对称布置 1 0 d 4 由表 10 6 查取材料弹性影响系数 12 189 8 Ea ZMp 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度 lim1 600 Ha Mp lim2 550 Ha Mp 6 由式 10 13 计算应力循环次数 9 11 6060 1460 1 2 8 300 8 3 364 10 h Nn jl j 为齿轮转一圈 同一齿面啮合次数 为工作寿 8 1 2 6 469 10 5 2 N N h l 命 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 12 0 93 0 96 HNHN KK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 1lim1 1 2lim2 2 558 528 HN Ha HN Ha K Mp S K Mp S 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入较小值 1t d H 由计算式得 2 1 3 1 2 1 2 32 tH t d H K TZ u d u mm 1 52 72 t d 2 计算圆周速度 11 3 98 60 1000 t d n m V s 3 计算齿轮 b 1 1 52 7252 72 dt bdmmmm 4 计算齿宽与齿高比 b h 模数 1 1 52 72 2 171 24 t t d m z 9 齿轮高 2 2 171 2 254 88 a hhc mmm 齿高比 52 09 10 67 4 88 b h 5 计算载荷系数 K 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 3 98mV s 1 12 v K 由表 10 2 查得 1 A K 由表 10 4 用插值法 7 级精度 小齿轮相对轴承为非对称布置 查得 1 420 H k 由 查图 10 13 得1 4 10 67 H b k h 1 34 F K 故载荷系数 1 562 AVHH KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算分度圆直径 由式 10 10a 得 3 11 56 04 t t k ddmm k 7 计算模数 1 1 56 04 2 34 24 d m Z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 1 3 2 1 2 Fasa Fd Y YK T m Z 1 确定计算参数 1 图 10 20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮弯曲疲 1 500 FEa Mp 劳 强度极限为 2 380 FEa Mp 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 12 0 90 0 92 FNFN KK 3 算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由公式 10 12 得1 4s 11 1 314 29 FNFN Fa K MP S 22 2 244 29 FNFN Fa K MP S 10 4 算载荷系数 AVFF KKKKK 1 1 12 1 1 341 50 5 取齿形系数 应力校正系数 由表 10 5 查得 11 22 2 65 1 58 2 16 1 81 FS FS YY YY 6 比较大小齿轮的大小 FaSa F YY 11 1 0 01332 FaSa F YY 22 2 0 01600 FaSa F YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 3 2 2 1 485 20360 0 015498 1 69 1 27 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数 终合考虑 满足两方面 对模数就近取整 则 m 2 5 1 1 56 04 22 2 5 d z m 大齿轮齿数 取 21 5 2114 4zz 114m 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 2 ZZm a 170mm 2 分度圆直径 11 22 55 285 dz mmm dz mmm 3 算齿轮宽度 1d bd 55mm 圆整后取 1 2 60 55 Bmm Bmm 5 结构设计及齿轮零件草图见附件 11 低速级齿轮设计低速级齿轮设计 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 表面淬火 硬度为 48 55HRC 大齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280 HBS 4 初选小齿轮齿数 1 24Z 21 496ZZ 2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式 10 9a 2 1 3 1 2 1 2 32 tH t d H K TZ u d u 1 确定公式内各计算数值 1 试选1 3 t K 2 计算小齿轮转矩 5 5 5 1 1 1 95 5 108 52 95 5 10 2 89 10 281 P TN mN m n 3 由表 10 7 选取齿宽系数0 8 d 4 由表 10 6 查取材料弹性影响系数 12 189 8 Ea ZMp 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度 lim1 900 Ha Mp lim2 650 Ha Mp 6 由式 10 13 计算应力循环次数 8 11 6060 281 1 2 8 300 8 6 47 10 h Nn jl 1 8 8 2 2 6 47 10 1 62 10 4 N N i 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 12 0 96 098 HNHN KK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 1lim1 1 2lim2 2 0 96 900864 0 98 650637 HN Haa HN Haa K MpMp S K MpMp S 2 计算 12 1 试算小齿轮分度圆直径 由计算式 1t d 得 mm 2 12 3 1 2 21 2 32 tH t d H K TiZ d i 1 79 89 t d 2 计算圆周速度 1179 89 281 1 18 60 100060 1000 t d n m V s 3 计算齿轮 b 1 0 8 79 8963 91 dt bdmmmm 4 计算齿宽与齿高比 b h 模数 1 1 79 89 3 33 24 t t d mmm z 齿轮高 2 2 25 3 337 49 at hhc mmm 齿高比 63 91 8 54 7 49 b h 5 计算载荷系数 K 由 10 2 查得使用系数 1 A K 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 1 18mV s 1 03 v K 因为是直齿轮 所以 1 1 HF KK 由表 10 4 用插值法查的 7 级精度 小齿轮相对轴承为非对称轴承时 1 426 H k 由查图 10 13 得1 426 H k 1 33 F K 故载荷系数 1 4691 1 03 1 1 426 AVHH KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算分度圆直径 由式 10 10a 得 83 21mm 3 3 11 1 469 79 89 1 3 t t k ddmm k 7 计算模数 1 1 83 21 3 467 24 d mmmmm Z 13 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 1 3 2 1 2 Fasa Fd Y YK T m Z 1 确定计算参数 1 图 10 20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮弯曲疲 1 600 FEa Mp 劳强度极限为 2 500 FEa Mp 2 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 12 0 83 0 87 FNFN KK 3 算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由公式 10 12 得1 4s 11 1 0 83 600 355 7 1 4 FNFE Faa K MPMP S 22 2 0 87 500 310 7 1 4 FNFE Faa K MPMP S 4 算载荷系数 1 3691 1 03 1 1 33 AVFF KKKKK 5 取齿形系数 应力校正系数 由表 10 5 查得 11 22 2 65 1 58 2 192 1 786 FS FS YY YY 6 较大小齿轮的大小 FaSa F YY 11 1 2 65 1 58 0 0117 355 7 FaSa F YY 22 2 2 129 1 786 0 0126 310 7 FaSa F YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 5 3 2 2 1 339 2 89 100 0126 2 76 0 8 24 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数 终合考虑 满足两方面 对模数就近取整 则 m 4 14 1 1 83 21 21 4 d z m 大齿轮齿数 21 484zz 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 84336 210 2 2 ZZm ammmm 2 分度圆直径 11 22 84 336 dz mmm dz mmm 3 算齿轮宽度 1d bd 0 8 8467 268mmmmmm 圆整后取 1 2 72 68 Bmm Bmm 5 结构设计及齿轮零件草图见附件 所以 计算得齿轮的参数为 所以 计算得齿轮的参数为 dmzab a h c 大28511455 高速级 小55 2 5 22 170 60 大3368468 低速级 小84 4 21 210 72 10 2520 轴的设计计算轴的设计计算 输入轴输入轴 1 求高速轴上的功率 转速和转矩 由上表可知 1 P 1 n 1 T 1 9 05Pkw 1 1460minnr 1 58 61TN m 2 求作用在齿轮上的受力 15 Ft 1 1 2T d 2 58610 2137 27 55 N rt F Ftan20 2131 27 0 36397 775 72N 2268 05 cos200 9396926 tt n FF FN 3 按按 15 2 初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径 选取的材料为 40cr 调质 根据表 15 3 取 于是得 0 112A 1 3 3 min 1 9 05 11220 6 1460 p dAmm n 输入轴的最小直径显然要考虑安装联轴器处轴的直径 为了使所选轴的直径与 联轴器的孔径相适应 故需同时选择联轴器型号 联轴器的计算转矩 查表 14 1 1caA TkT 1 5 A K 1 5 58 61 88 42 1caA TkT N m 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件 查设计手册 选用 ca T YL8 钢制 联轴器 公称转矩为 250 电机轴孔径为 d 42mm N m 84 输入轴孔径为 d 32mm 与轴配合的长度 60 故取 ll 1 2 32dmm 4 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴设计方案 如下图 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1 2 段右端制出一轴肩 故 2 3 段直 径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取取挡圈直径 2 3 36dmm 40Dmm 半联轴器与轴配合的长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不 1 60Lmm 16 压在轴的断面上 故取 1 2 58lmm 2 初步选择滚动轴承 因为是直齿圆柱齿轮 无轴向载荷 选用深沟球轴 承 由 查设计手册选深沟球轴承 6208 2 3 36dmm 故 408018dD bmmmmmm 3 46 76 7 40 18ddmm lmm 3 右端滚动轴承采用轴肩轴向定位 查手册 6208 型轴承轴肩高度 mm 因此取 由于此轮分度圆直径 d 55mm 所以制成齿轮3h 5 6 46dmm 轴 齿轮左端与左轴承之间用套筒定位 4 5 55dmm 4 5 60lmm 4 轴承端盖的总宽度为 20mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润 滑剂的要求 取端盖的外端面与半联轴器由断面的距离 故取30lmm 2 3 50lmm 5 取齿轮与箱体的内壁距离 轴承断面与内壁的距离 2 10mm 3 4mm 查课程设计指导书 故 4 9 5 3 423 18 10432lBmm 5 6234 6055 72 1049 52 593 2 lbmm 3 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴周向采用平键连接 按 由表 6 1 查得平键截面 1 2 d 半联轴器与轴配合为 滚动轴承与轴周向定位由过渡10 8 50b h l 7 6 H K 配合保证 此处造轴的直径尺寸公差为 m6 4 参考表 15 2 取轴端倒角为 各轴肩圆角半径 2 45 5 求轴上的载荷 求轴上的载荷 作用在小齿轮上的力可分为垂直于轴心的力和沿圆周切线方向的力 其中 2131 27N 775 72N t F r F t Ftan20 1 确定轴承支点位置 对于 6208 深沟球轴承 其支点就是轴承宽度 B 的中点 故轴的支承跨距为 根据轴的计算简图 12 53 132185Lllmm 做出弯矩和扭矩图 下图所示 载荷水平面垂直面 支反力 F 12 1543 95 587 32 NHNH FN FN 12 561 95 213 77 NVNV FN FN 弯矩 74881 575 H MN mm 27255 57 v MN mm 总弯矩 79687 62MN mm 17 扭矩 58 61TN m 6 轴强度的校核轴强度的校核 进行校核时 通常只校核承受最大弯矩的截面的强度 由上图可知齿轮处 C 点为危险截面 故只需校核 C 点强度 取 0 6 则由式 15 5 得 22 22 1 3 79687 62 0 6 58610 5 51 0 1 ca f MT MPa W d 为齿根圆直径 f d 1 2250 fa dZhcmmm 18 由表 15 1 查得 40Cr 调质钢 70 Mpa 1 因此 0 07d 故取 h 4 取 3 43 44 58 9 5dmm Lmm 套筒厚度为 3 5mm 挡板厚度为 20mm 21 5 623 39 2 bb lBmm 3 轴上零件周向定位 a 齿轮与轴周向定位采用平键连接 由 2 34 5 50ddmm 查表得 由 查表得小齿轮键长为1610b hmmmm 2 3 52lmm 45mm 由 得大齿轮键长为 63mm 4 5 69lmm b 取齿轮轮毂与轴的配合公差为 轴承与轴的周向定位 7 6 H n 由过渡配合来得证 选轴的直径尺寸公差为 m6 5 求轴上的载荷 作用在小齿轮和大齿轮上的力可分为垂直于轴心的力和沿圆周切线方向的力 切线方向的力方向相同 垂直于轴心的力方向相反 其中 2033N 1t F 2 6899 t FN 740N 2511N 1r F 1t Ftan20 2r F 2t Ftan20 1 确定轴承支点位置 对于 6309 深沟球轴承 其支点就是轴承宽度 B 的中点 故轴的支承跨距为 根据轴的 123 51 57359 5184Llllmm 计算简图做出弯矩和扭矩图 下图所示 载荷水平面垂直面 支反力 F 12 3618 7 5313 3 NHNH FN FN 12 248 7 1522 3 NVNV FN FN 弯矩 max 239917 75 H MN mm max 84485 75 v MN mm 22 总弯矩 max 254358 74MN mm 扭矩 289 76TN m 6 轴强度的校核轴强度的校核 进行校核时 通常只校核承受最大弯矩的截面的强度 由上图可知齿轮处 C 点为危险截面 故只需校核 C 点强度 取 0 6 则由式 15 5 得 23 2 2 1 27 2 ca MT MPa W 由表 15 1 查得 40Cr 调质钢 70 Mpa 1 因此 0 07d 4 9 故取 h 5 则 3 43 4 80 10dmm Lmm 21 5 623 39 2 bb lBmm 5 左端轴承制出一轴肩定位 轴肩高度 h 2 5 故 1 22 31 22 3 65 70 18 75dmm dmm lmm lmm 6 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用键连接 按齿轮 4 5 70dmm 由表 6 1 得平键截面 选择齿轮轮毂 4 5 66lmm b hl 201256mmmmmm 与轴的配合为 同样 半联轴器与键连接 由 105 选 7 6 H n 7 8 l 7 8 56dmm 用平键为 半联轴器与轴的配合为 滚动轴b hl 1610100mmmmmm 7 6 H K 承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的 此处选用轴的直径尺寸公差为 m6 7 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表 15 2 取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径取 R 2 2 45 26 27 5 求轴上载荷 作用在齿轮上的力可分为垂直于轴心的力和沿圆周切线方向的力 其中 6540 4N 2380 5N t F r F t Ftan20 1 确定轴承支点位置 对于 6013 深沟球轴承 其支点就是轴承宽度 B 的中点 故轴的支承跨距为 根据轴的计算简图 12 12659184Lllmm 做出弯矩和扭矩图 下图所示 载荷水平面垂直面 支反力 F 12 2085 86 4454 54 NHNH FN FN 12 759 19 1623 31 NVNV FN FN 弯矩 262818 36 H MN mm 95657 94 v MN mm 总弯矩 279685 42MN mm 扭矩 1098 79TN m 28 6 轴强度的校核轴强度的校核 进行校核时 通常只校核承受最大弯矩的截面的强度 由上图可知齿轮处 C 点为危险截面 故只需校核 C 点强度 取 0 6 则由式 15 5 得 2 2 1 20 69 ca MT MPa W 由表 15 1 查得 40Cr 调质钢 70 Mpa 1 因此 故安全 ca 1 7 轴承寿命的校核 1 已知轴承的预计寿命 L 2 8 300 8 38400h 由所选轴承系列 6013 查指导书 P122 表知额定动载荷 C 32KN 2 求受力大轴承受到的径向载荷 22 111 4741 rNVNH FFFN 3 当量动载荷 P 查表 13 6 查表 13 5 由轴承 6208 得1 1 p f 1 0 3XY 1111 5215 6 pra PfX FY FN 4 验算轴承寿命 3 66 101032000 54677 838400 6060 70 45215 6 h C Lhhh nP 所以所选轴承寿命符合要求 8 键的校核 1 选用键的系列 20 12 56bh l 键 轴和联轴器的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取 键的工作长度 键的 MPa p120100 120 p MPa 50Llbmm 接触高度 由式 6 1 得 0 56khmm 所以合适 3 210 95120 p T MPaMPa kLd 2 选用键的系列 16 10 90bh l 键 轴和联轴器的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取 键的工作长度 键的 MPa p120100 120 p MPa 80Llbmm 接触高度 由式 6 1 得 0 56khmm 29 所以合适 3 210 47120 p T MPaMPa kLd 主要尺寸及数据 箱体尺寸 机座壁厚 10mm 机盖壁厚 1 8mm 机座凸缘厚度 15bmm 机盖凸缘厚度 mmb12 1 机座底凸缘厚度 2 25bmm 地脚螺钉直径 mmd f 20 地脚螺钉数目 4 n 轴承旁联接螺栓直径 mmd16 1 机盖与机座连接螺栓直径 2 10dmm 轴承端盖螺钉直径 mmd8 3 窥视