一级圆柱齿轮减速器说明书(2)

1、机械设计基础 课程设计 课题名称：一级圆柱齿轮减速器的设计计算 系另g:机电工程系 专业：机电一体化 班级：12级机电班 姓名： 指导老师: 目录 摘要1 第一章传动方案2 1. 1拟定传动方案 2 12传动系统的作用及传动方案的特点2 13方案分析3 第二章电动机的选择计算3 21选择电动机类型和结构形式3 2. 2电动机容量的选择4 23各级传动比的分配 6 第三章运动参数及动力参数计算6 第四章 链传动的设计计算 7 4.1选择链轮齿数7 4. 2确定计算功率 7 4. 3选择链条型号和节距7 44计算链节数和中心距 8 4. 5计算链速v ,确定润滑方式8 4. 6计算压轴力FP 8

2、47确定链轮轮毂孔的最大许用直径 8 4. 8确定链轮主要结构尺寸9 4. 9链轮的结构10 4. 10链轮的材料10 第五章圆柱斜齿轮传动的设计10 5. 1齿轮参数计算10 第六章轴的设计16 6.1轴的概述16 6. 1. 1轴的分类16 6. 2轴的结构设计17 6. 2. 1拟定轴上零件的装配方案 17 622周I占J定位禾口固定 18 6.2.3制造和装配工艺性 18 6.3轴的设计计算 19 6. 3. 1按扭转强度计算 19 6. 3. 2按弯扭合成强度计算 19 6. 3.3轴的刚度校核计算 20 6.4.4轴的设计步骤 20 6. 4高速轴的设计21 6.5低速轴的校核28

3、 第七章轴承的设计与校核32 7. 1主动轴轴承的设计与校核32 72从动轴轴承的设计与校核35 第八章 键连接的选择和校核 36 8. 1输入轴连接带轮处键36 8. 2输出轴外伸端键36 8. 3安装低速齿轮处的键37 第九章联轴器的选用37 第十章箱体设计38 第十一章减速器润滑密封39 第十二章参考文献41 摘要 减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其承载能 力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在单级传动齿轮减速 器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的方法，设计过程琐碎而且在好 多方面都是通过先估计出参数然后再校核计算的过

4、程。这对于设计者来说是枯燥无味 的，进行的是重复性工作，基本没有创造性；对于企 业来说增加了产品的成本且不易 控制产品质量。这些对提高生产力，提高经济效 益都是不利的。 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任 意轴之间传递运动和动力。 目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方 向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高 的圆柱齿轮副可以达到99% ）,传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到 大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0. lm/s到 200m/s或

5、更高，转速可以从lr/min到20000r/min或更 高），结构紧凑，维护方便 等优点。 因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一 级圆柱齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr （调质），硬度约 为 217286HBS ,大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为197286HBS ,齿轮精度等级 为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。 本次课程设计就是针对单级圆柱齿轮减速器的体积进行设计，其意义在于利用已学 的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方 法、理念应用 于设计中，为新技术时代的到来打下基础。 关键字：减速器齿轮传动链轮轴承

6、第一章传动方案 11拟定传动方案 原始数据： 带送带最大有效拉力F二2200N； 传送带带速V=l. 80m/s； 滚筒直径D二450mm； 工作条件：带式输送机在常温下连续单向运转，启动载荷为名义载荷的1.25倍，工 作时有中等冲击；每日工作24小时，要求减速器使用期限5年，大修期为2-3年，大 批量生产；输送带工作速度v允许误差为为，三相交流电源电压 为380/220Vo 1. 2传动系统的作用及传动方案的特点 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动 机的运 动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部 分。传动装置是 否合理将直接影响机器的

7、工作性能、重量和成本。合理的传动方 案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用 维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采川了两级级传动，第 一级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 链传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护 的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的低速级，以降低传递的转矩，减小带传动 的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器 中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200

8、灰铸铁铸造而成。 1. 3方案分析 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及 计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。 设计这种减速器时应注意： 1）轴的刚度宜取大些； 2）转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀； 3）采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷 沿齿宽 的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧 为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷， 其中较轻的齬轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线 上，故箱

9、体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 第二章电动机的选择计算 合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、 可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。 2. 1选择电动机类型和结构形式 电动机的型号很多，如无特殊要求通常选用Y系列异步电动机。与单相异 步电动机 相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料。按转子结构的不同，三相异 步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼式转子的异步电动机结构简单、运行可靠、重量 轻、价格便宜，得到了广泛的应用。 Y系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计的基本系 列，它同时是符合JB/T9616

10、-1999和IEC34-1标准的有关规定，具有国际 互换的特 点。Y系列电动机具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、使用维 护方便等特点。 Y系列电动机广泛应用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和特殊要 求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机食品机械等。使用条 件: 环境温度：-15 Cv 0 Pd工作机所需功率: Pw=FV/ （1000）二 2200 1. 80/1000=3. 96KW 电动机的输出功率: n总 估算总效率为n二n x绎乂年3邛4 x- =0. 99 X. 99 X. 9603 X96 X. 96 =0. 8674 贝 U Pd二P

11、w/n二.96/0. 8674=4. 565KW 由设计指导书表12-1可知，满足Pe Pd条件的系列三相交流异步电动机额定 功率pe应取5. 5KWO (3)确定电动机转速： 一般机械中，用得最多的是同步转速为1500r7min或1000r/min的电动机。 计算滚筒工作转速： nw=60X1000 X/ nD=60X 1000 X. 8/ nX450=76. 39r/min 初步选定同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 从设计指导书表12-2和表12-1可选出两种方案做出对比。 表21两种方案比较 万案 电动机型号 额定功率kw 同步转速r/mi n 满载转速r/mi

12、n 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 电动机型号 总传动比 外伸轴径D/mm 轴外伸长度E/mm Y132S-4 16. 75 38 80 Y132M2-6 11. 16 38 80 AC/2, AD 图2-2电动机的有关参数 比较后可以看出：方案2选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 11. 16,故选方案2较为合理。 Y132M2-6型三相异步电动机的额定功率Pe二5.5KW,满载转速nm=960r/mino由 表12-2查出电动机中心高H= 132mm,轴伸出部分用于装联轴 器，轴段的直径和长度分别 为 D=38mm

13、, E二80mm。 23各级传动比的分配 由传动系统方案知：ioi=l i45二1 查表3-4得链传动的传动比i34=3. 5 总传动比 i=ioixi23 *4X45=11. 16 则闭式圆柱齿轮传动的传动比i23=i/i34=ll. 16/3. 5=3. 2符合推荐值35所以传 动系统的各级传动比分别为： ioi=l 123=3 . 2 1 34=3 5 i45=l 第三章运动参数及动力参数计算 0轴（电动机轴）: no=nm=96O/min Po=Pd=5. 395KW To=955OPO/nO=955O X5. 395/960=53. 67N?m 1轴（减速器高速轴）： n1=n0/i

14、01=960r/min Pi=PoXrpi=5. 395 X. 99=5. 34KW Ti=9550Pl/n 仁 9550 5. 34/960=53. 12N?m 3轴（减速器低速轴）: n3=nl/i23=960/3. 2=300r/min Ps=Pi X nXns=5. 34 0. 99 0. 9603=5. 08KW T3=9550P3/n3=9550 5.08/300=161.71 N?m 4轴（输送机滚筒轴）： n.F n3/i34=300/3. 5=85. 71r/min P4=PsXn4=5. 08 %. 96=4. 88KW T4二9550 4.88/85.71=543. 74

15、 N?m 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 表3-1带式传动装置的运动和动力参数 轴名 功率P/KW 转矩T/N. m 转速 n/ （r/min ） 效率 0轴 5. 395 53. 67 960 1 1轴 5. 34 53. 12 960 0. 9507 3轴 5.08 161. 71 300 0. 96 4轴 4. 88 543. 74 85.71 第四章链传动的设计计算 4. 1选择链轮齿数 根据传动比为134=3. 5初步选定小链轮的齿数Zs=21,则大连轮的齿数 Z4二i34 Z3=21 X3. 5=73. 5,取整数为 74。 4. 2确定计算功率 由机械设计表9-6可

16、知链传动属于平稳冲击，故取工况系数Ka=1. 0o由机械设计 书图9-13查得主动链轮齿数系数为K2=l. 23,这里设计的为单排链。 则计算功率为: Pea二Ka .z 沖 3=1. 0 X. 32 X. 08=6. 71KW 4. 3选择链条型号和节距 根据Pea二6. 71KW及n3=300r/min,查机械设计书图9-11可知选16A合适，查表 9-1可选链条节距为P=25. 4mmo 4. 4计算链节数和中心距 初选中心距： a0=(3 0 50) P二762m m 1270mm 选ao= 1000mm相应的链长节数为： LPo=2ao/Po+ (Z3+Z4) /2+ (Z4-Zs/

17、2 n)P/AO 2 =2 X1000/25. 4+(21+74)/2+(74-21/2 )5.4/1000 -127. 1 取链长节数L p二1 28节(取圆整成整数，并宜取偶数)查机械设计书表9-8得到 中心距计算系数f1=0. 24467则链传动的最大中心距为： a=fiP 2Lp- (Z3+Z4) =0. 24467 25. 42 128-(21+74) =1000mm 4. 5计算链速V,确定润滑方式 v=( nsXZsP) /60 1000 =300X21X25.4/(60 1000) 二6. 7m/ s 由v=6. 7m/s和链号20A,查机械设计书图9-14可知釆用压力供油润滑

18、。 4. 6计算压轴力FP 有效圆周力为： Fe=1000P3/v=1000X 5. 08/6. 7 -758N 链轮水平布置时的压轴力系数Kfp二1. 15 则压轴力为：Fp=KppFe=l. 15 758=872N 4.7确定链轮轮毂孔的最大许用直径 查机械设计手册Psoo表13-6得： dKmax=95mm 齿全宽bfm=( n-l)Pt+bfi=bfi=14. 96mm 4.8确定链轮主要结构尺寸 链轮齿形 齿形按3R GB1243-1997规定制造 三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表13-14, P585 链轮的基本参数和主要尺寸（机械 设计书表9-3） 链条节距P=25.

19、 4mm齿数Zs=21 Zi=74 套筒的最大外径di=15. 88mm 小链轮： 分度圆直径 ds=P/sin( 180. /Z3)=170. 47mm 齿顶圆直径 da3min=d3+P (11. 6/Z3) -(11=178. 05mm da3max=d3+l. 25P-dl=186. 34mm 齿根圆直径 df3二ch-di二 154. 59mm 齿高 ha3min=0. 5 (Pdi)二4. 76mm ha3max=0. 625P0. 5di+0 8P/Z3=8. 90mm 最大轴凸缘直径 ds3=Pcot (180 /Z3)-l. 04h2-0. 76=142. 69mm h2为内

20、链板高度：，h2二24. 13mm 大链轮： 分度圆直径 di=P/sin(180- /Z4)二306. 74mm 齿顶圆直径 d w5 222cos 表5-1斜齿轮参数表 第六章轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴 来支 承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的 材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是 合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还 要考虑使用、加工和装配 等方面的许多因素。 6. 1轴的概述 6. 1. 1轴的分类 按轴受的载荷和功用可分为： 1. 心轴

21、：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如车辆轴和 滑 轮轴。 2. 传动轴：只承受扭矩 不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴，主要用于传递转 矩。如汽车的传动轴。 3. 转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。6. 1.2 轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性 和耐 磨性。轴的材料从以下中选取： 1. 碳素钢 优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广 泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处 理；有 耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理。轻载或不重要的轴

22、，使用普通碳 素钢 Q235、Q275 等。 2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变 形 小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴 要求，在高 速、高温重载下工作，采用27Cr2MolV、38CrMoAlA等。滑动轴承 的高速轴，采用 20Cr. 20CrMnTi 等。 3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉，使用铸造制成 外形复 杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。 62轴的结构设计 621拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴结构设计的前提，它决定着轴的基本形式，例如 图6-1 图

23、6-1轴的基本形式 如图6-1所示为一齿轮减速器中的的低速轴。 轴上与轴承配合的部份称为轴 颈， 与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的 阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有: 1. 便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方 式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最 大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。 2. 保证轴上零件的准确定位和可靠固定 轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端扌当圈定 位和轴承端盖定位。 1）轴

24、向定位的固定 轴肩或轴环：轴肩定 位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使 轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的 突变而产生应力集中。因此，多用于轴向 力较大的场合 套筒和圆螺母：定位套筒用于轴上两零件的距离较小，结构简单，定位可靠。 圆螺母用于轴上两零件距离较大，需要在轴上切制螺纹，对轴的强度影 响较大。 性挡圈和紧定螺钉：这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。 轴端挡圈圆锥面：轴端挡圈与轴肩、圆锥面与轴端挡圈联合使用，常用于轴端 起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场 合。 6. 2. 2周向定位和固定 轴上零件的周向固定是为了防止零件与轴发生相对转动。常用的固定方式

25、有：a.键联接、b.过盈配合联接、c.圆锥销联接、d.成型联接、e销联接、f.过盈 联 接。过盈配合是利用轴和零件轮毂孔之间的配合过盈量来联接，能同时实现周向和轴向 固定，结构简单，对中性好，对轴削弱小，装拆不便。成型联接是利用非圆柱面与相同的 轮毂孔配合，对中性好，工作可靠，制造困难应用少。 6. 2. 3制造和装配工艺性 1) 轴为阶梯轴便于装拆。轴上磨削和车螺纹的轴段应分别设有砂轮越程槽和螺纹 退刀槽。 2) 轴上沿长度方向开有几个键槽时，应将键槽安排在轴的同一母线上。同一根 轴上所有圆角半径和倒角的大小应尽可能一致，以减少刀具规格和换刀次数。为使轴上 零件容易装拆，轴端和各轴段端部都应

26、有45。的倒角。为便于加工定位，轴的两端面上 应做出中心孔。 3) 减小应力集中，改善轴的受力情况 轴大多在变应力下工作，结构设计时应减少应力集中，以提高轴的疲劳强度，尤 为重要。轴截面尺寸突变处会造成应力集中，所以对阶梯轴，相邻两段轴径变 化不宜 过大，在轴径变化处的过渡圆角半径不宜过小。尽量不在轴面上切制螺纹和凹槽以免引 起应力集中。尽量使用圆盘铳刀。此外，提高轴的表面质量，降低 表面粗糙度，采用表面 碾 压、喷丸和渗碳淬火等表面强化方法，均可提高轴的疲劳强度。 6. 3轴的设计计算 631按扭转强度计算 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时，则 采用降低许用扭转

27、切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相 应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也 可作为最后计算结果 强度条件： 轴的扭转强度条件为： 6P 9. 55 10 - In 3 Mpa WP0.2d3 设计公式： 5 9. 55 106 P n 轴上有键槽：放大： 35%个键槽；710%二个键槽，并且取标准值。式中：t 许用扭转剪应力（N/mm2）, C为由轴的材料和承载情况确定的常数。 6. 3. 2按弯扭合成强度计算 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作 用位置均已

28、确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）己可以求得，因而可按弯扭 合成强度条件 对轴进行强度校核计算。 对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为: M2 ( TT 0. Id3 ib 廈(TF 丄d3 32 设计公式: (mm) 0.1ib (T)2为当量 式中、：e为当量应力,Mpao d为轴的直径，mm; Me、M 弯矩；M为危险截面的合成弯矩；M ,mH M V2 ； Mh为水平面上的弯矩；Mv为垂直面上的弯 矩；W为轴危险截面抗弯截面系数；一一为将扭矩折算为 等效弯矩的折算系数 弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非 对称循环变应力 与扭矩变化情况有关 L ljb

29、 lb 1 =a=35mmX62mm X13. 5mm。所以选择dm-珂二35mm；取齿轮距箱体内壁 间距离为8mm,滚动轴承应距箱体内壁一段距离为4mm,已知滚动轴承a=12. 2mm,贝U Lm 呵二 12. 2+4+8+ (30-23) =31. 2mm,取 31mm IV -V段：齿轮安装处 直接在该轴段上加工出齿轮，齿轮左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知 齿轮宽 度为70mm。为了使套筒端可靠的压紧齿轮，此轴段应该略短于齿轮宽度，则取Lv- v二65mm。 V-W段：轴环处 轴环的直径取dv-.ir=55mm,轴环的宽度bl. 4h取Lr二8mm。 W-%段：定位轴肩处 右端滚动轴

30、承采用轴肩进行轴向定位，从机械零件设计手册查得7006C型轴承的定 位轴肩高度为h=6m m,则d可-皿=42mm。L可-皿二14mm。 VD-毗段：右端轴承安装处 由前面查得的7006C型轴承的尺寸可取ck血二30mm, Lv血二14mm。 2) 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按安装齿轮处 轴段的直径 dv-v =45mm,由表6T查得平键截面bXn=14mm X9mm,键长为50mm,半联轴 器与轴连接， 选平键为 6mmX6mmX28mmo 确定轴上圆角和倒角尺寸，查表15-2,取轴端处倒角为2 X45度，各轴肩处的圆角见 零件图上。 5、确定轴上的载荷

31、对于7007C型轴承，查得a=13. 5mm, 简支梁的轴的支撑跨距L2+L3二105mm 贝 U L2=31-13. 5+32+7=56. 5mm, L3=105-56. 5=48. 5mm 由图6. 4可看出C截面为危险截面，接下来分析C截面的受力。 由水平方向力矩平衡可列出： E MB=O FNH2 “L2+L3)-Ft 12=0 E MD=0 FNH1 L2+L3)-Ft _3=0 Ft=2Tl/d 仁 2 笔 3122/22. 48=4726N FNH1=2773N FNH2=1953N 所以MH=FNH1 XL2=122012N xmm 由垂直方向力矩平衡可列出： a n/cos

32、B E MD=0 Fr 江 3-FNH1 X； L2+L3)=0 E MB=0 FNV2 X(L2+L3)-Fr 12二0 Fr=Ft =1772.25N FNV1=723. 53N FNV2=1039. 72N MV1=FNV1 )2二32231N 八 im MV2=-l/2 XFNV2 xL3 =-16115. 66N Xmm M i M h M v i =126197N Xmm M 2 - M H2 M V22 -123071N Xmm T=53122 N xmm 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 取 5 =0.6 Wnd2/32=0. 1 M5W r ca二M+(a T)2 /W =9.

33、 5Mpa 由表15-1查得45号钢刖二60Mpa 因为（t ca0. 07d,故取h=5mm,贝脾由环 的直径取 dv-w =75mm,轴环的宽度取 Lv-町二26mm。取 dz =38mm , L w -% =26mmo VD -毗段： 为滚动轴承安装处，取dv血二35, L “二16伽。 2) 零件的周向定位 带与轴的周向定位采用平键联接。齿轮按安装大齿轮处轴的直 径为65mm, 由机械设计书表6-1查得平键bxh=16mrH 11mm,健槽用键槽铳刀加工，长为50mm,同时 为了保证带与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为H7/n6； 3) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15

34、-2取轴端倒角为2 45,各轴肩处的圆角半径见轴的零件图。 3、计算各点支反力及弯矩 对33007型轴承查得a=13. 5mm 作为简支梁的支撑跨距： L2+L3 二 96mm I?二21 -13. 5+12+30=49. 5mm L3二96-49 5=46. 5mm 由受力图可分析岀C截面为危险截面 对于C截面的水平方向列出平衡方程： E MB二0 FNH2(L2+L3)-Ft 黑 2=0 E MD=0 FNH1(L2+L3) -Ft L3=0 Ft=2T/d=2 161713/71.52=2261N FNH1=824N FNH2=1437N 贝归MH=FNH1 L2=17716NX mm

35、对于C截面的垂直方向列出平衡方程： E MD=O Fr X3-FNV1 x(L2+L3)二0 E MB=O FNV2(L2+L3) -Fr 区 2=0 Fv=823N FNV1=523N FNV2=300N MV1=FNV1 L2=11244. 5NXmm 由此可算出： =5625NXmm 20983NXmm M M H V2 18587NXmm 受力图与弯矩图如图6-5-2所示: 4、按弯矩合成应力校核轴的强度: 6o 由轴做单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 W=0. ld3=0. 1 於 5W 轴的计算应力： Mi +( oT 丿 ca Wi 由轴的材料为45号钢，调质处理，由表1

36、5-1查得o-.1=60MPao因此 第七章轴承的设计与校核 7. 1主动轴轴承的设计与校核 查机械零件设计手册P339可知角接触球轴承7002AC的基本额定动载荷 C =5950N,基本额定静载荷Co =3250 N。根据设计条件，轴承的预期寿命为: Lh 24 365 5 43800h 1、求两轴承受到的径向载荷匚禾口&2 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-1 图7T主动轴轴承的受力分析图 Frlv Fre 56 5_Fae 56. 5+48. 5 773. 21N Fr2v 二 Fre-Frlv=999. 04N Fmh=Fte =2772. 59N 56

37、. 5 + 48. 5 Fr2H = Fte FriH =1953. 41N 2 2 =2193.7N 表15-5可知轴承的派生轴向力 Frl :Friv + FrlH 二 2877. 8N Fr2r2V 2、求两轴承的计算轴向力Fdi和F2 对于7007C型轴承，查设计指导书 Fa e Fr,初取e=0. 68,因此可估算 Fai =e XFn =0. 68 X2877. 8 = 1956. 9N Fd2 =e XFr2 =0. 68 X2193. 7 =1491. 7N Fai 二 Fae + Fd2 =1178. 32+1491. 7 =2670N Fa2 = Fd2=1491. 7N

38、电二0. 82 Co Fa2 0. 46 Co 由表13-5进行插值计算，得ei =0. 695 , e2= 3、求轴承的当量动载荷Pl和P2 上=2670= 仝彳加 12877. 8 电二型二0. 688 Fr2 2193. 7 由表13-5分别进行杏表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为 轴承 1: Xl= 0. 41, Yi =0. 87 轴承 2: Xi =1, Y2 =0 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6, 1.21.8,取fP=1.6o则 P 二 fp (XiFn +Fai)=1.6 X0. 41 X2877. 8 + 0. 87 X2670) -5604. 8N p2=

39、 fp(X2Fr2+Y?Fa2)=l 5 X(1 X2193. 7+0 X491 .7) = 3510 N 4、验算轴承寿命 因为P P2,所以按轴承1的受力大小验算，3 山二理（CL）匕二 12106h D 60n Pa 而轴承的预期寿命为：Lh1 43800h,儿幕故所选轴承每隔1年左右 就要换轴承 72从动轴轴承的设计与校核 查机械零件设计手册可得，33007型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 C =46800N、基本额定静载荷 Co =63200 N, e=0. 31 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-2o mi 图7-2从动轴轴承的受力分析 依照前面校核主

40、动轴轴承的验算步骤，可算出 1、径向载荷：Frl二857N, Fr2=1562No 2、求两轴承的计算轴向力：Fal=1048. 2N, Fa2=484. 2N。 3、e为判断系数，其值由Fa/C。的大小来确定。 由表13-5进行插值计算,得ei=. 323, e? = . 312 4、计算当量动载荷Pi和巳 :1048 =1，22e = = 0. 31e2 Fr2 1562 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为 轴 1: Xi=0. 4, Yi =2 轴 2: X2 二 1 , 丫 2=0 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6, 1.21.&取fP=1.6o贝U

41、P = fP (XrFn+YxFai) =1.6 X(0. 4 X857 +2 X1562) =5546 88N p2= fp(X2Fr2 +Y2Fa2)=1.6 X562 =2499. 2N 5、验算轴承寿命 对于角接触球轴承，取 二3,因RP2,所以按轴承1的受力大小验算 60n Pa 而轴承的预期寿命为：Lh1 43800 h, Lh7. 5 10 箱盖壁厚 1 (0.8-0. 85) 8 10 底座上部凸缘厚度 ho (1. 5 -1. 75) 16 箱盖凸缘厚度 (1. 5 1. 75) 1 16 轴承座连接螺栓凸缘厚度 h5 (3-4)轴承座连接螺栓孔 径 51 吊环螺钉座凸缘高度 h6 (1015)+吊环螺钉孔深 20 底座加强肋厚度 e (0.8-1) 9 箱底加强肋厚度 el (0.8-0. 85) 1 8 地角螺栓直径 d (1.5 2) 17 轴承座连接螺栓直径 d2 0. 75d 13 底座与箱盖连接螺栓直 径 d3 (0. 5 0.6) d 8. 5 轴承盖固