一級(jí)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō) 明 書(shū)設(shè)計(jì)題目: 一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器班級(jí)學(xué)號(hào)：學(xué)生姓名：指導(dǎo)老師:完成日期：一、傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖、已知條件：1、有關(guān)原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的有效拉力： F= KN運(yùn)輸帶速度： V=S鼓輪直徑： D=310mm2、工作情況：使用期限 8 年，2班制(每年按 300 天計(jì)算)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤 差不得超過(guò)± 5%，載荷平穩(wěn)；3、工作環(huán)境：灰塵；4、制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；5、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓 、設(shè)計(jì)任務(wù)：1、傳動(dòng)方案的分析和擬定380 220V。2、設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容1) 運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算，電動(dòng)機(jī)的選擇；3)帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算；2) 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算；4)軸的

2、設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算；5) 滾動(dòng)軸承的選擇與校核；6)鍵的選擇與強(qiáng)度校核；7) 聯(lián)軸器的選擇。3、設(shè)計(jì)繪圖：1)減速器裝配圖一張；2)減速器零件圖二張；目錄一、傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明 二、電機(jī)的選擇 1、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式 . 2、電動(dòng)機(jī)容量 . 3、電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm 4、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 5、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng) . 三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1各軸轉(zhuǎn)速 . 2. 各軸輸入功率為 ( kW ) 3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩( N m) 四、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù) . 2、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) . 五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、高速軸的設(shè)計(jì) . 2、低速軸的設(shè)計(jì) . 六、軸的疲勞強(qiáng)度校核 1、高速

3、軸的校核 . 2、低速軸的校核 . 七、軸承的選擇及計(jì)算 1、高速軸軸承的選擇及計(jì)算 . 2、低速軸的軸承選取及計(jì)算 . 八、鍵連接的選擇及校核 1、高速軸的鍵連接 . 2、低速軸鍵的選取 . 九、聯(lián)軸器的選擇 十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 . 2、減速器附件的選擇 . 22十一、潤(rùn)滑與密封 1、潤(rùn)滑 2、密封 十二、參考文獻(xiàn) 24設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果一. 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明傳動(dòng)方案初步確定為兩級(jí)減速（包含帶傳動(dòng)減速和一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速），說(shuō)明如下：為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷

4、筒的轉(zhuǎn)速nW，即60000V60000 1.55,.riw = r/mi nnd3.14 310二. 電機(jī)的選擇1、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44 ）二向異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式全封閉結(jié)構(gòu)，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn)。2、電動(dòng)機(jī)容量1）、工作機(jī)所需功率P w PWFV 1.47 1.55 = KW2）、電動(dòng)機(jī)輸出功率PdPd 衛(wèi)匹傳動(dòng)裝置的總效率12 3 4 5式中，1 2為從電動(dòng)機(jī)至滾筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由參考書(shū)【1】表3-1查得：齒輪傳動(dòng)效率為n 0.97,，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為2 0.99，聯(lián)軸器傳動(dòng)效率為3 0.99，帶傳

5、動(dòng)效率4 0.96，工作機(jī)效率25 0.96 包含軸承。則總 0.97 0.990.99 0.96 0.96 =故 Pd Pw= KW總3、電動(dòng)機(jī)額定功率Pm由【1】表17-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率Pm 3kW4、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書(shū)中推薦減速裝置（包括V帶和一級(jí)減速器）傳動(dòng)比范圍i 6 20，則 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為ndnW i 95.54 （6 20） r/min可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。由【1】表17-7選定電動(dòng)機(jī) 的型號(hào)為Y132S-6。主要性能如下表：電機(jī)型號(hào)額定功率滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y132S-63KW9

6、60r/min5、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i總并分配傳動(dòng)比1）、總傳動(dòng)比i總nm960nw95.54（符合6<i總<24）2）、分配傳動(dòng)比 取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1，則齒輪的傳動(dòng)比i 總 10.05丨2 一 i12.5三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1 各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動(dòng)裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號(hào)為：1軸、U軸，滾筒軸為川軸。各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min ）960高速軸I的轉(zhuǎn)速n1 茶低速軸U的轉(zhuǎn)速n2山/ =i2滾筒軸川的轉(zhuǎn)速nw 匕2.各軸輸入功率為（kW）高速軸I的輸入功率R F42.63 0.96低速軸U的輸入功率P2 R2 12.520.99 0.97滾筒軸川的輸入功率B F

7、2232.420.99 0.993.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（n m1 ）、軸I的轉(zhuǎn)矩為T(mén)19550n1R2）、軸U的轉(zhuǎn)矩為T(mén)29550r)2P23）、軸川的轉(zhuǎn)矩為T(mén)39550門(mén)3R3將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦聜鲃?dòng)參數(shù)的數(shù)據(jù)表軸I軸U軸川轉(zhuǎn)速n(r/ min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N m)表1四、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù)已知帶傳動(dòng)的工作條件:兩班制工作,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p= kw小帶輪轉(zhuǎn)速nir/min大帶輪轉(zhuǎn)速n2r/min，傳動(dòng)比i1設(shè)計(jì)內(nèi)容包括選擇帶的型號(hào)、 確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果為之前已經(jīng)

8、選擇了 V帶傳動(dòng)，所以帶的設(shè)計(jì)按 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行)1)、計(jì)算功率 Pa pa = KA P x = kw2)、選擇V帶型 根據(jù)Pa、n,由圖8-10機(jī)械設(shè)計(jì)p157選擇 A型帶(d1=112 140mm3)、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v(1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd，由(機(jī)械設(shè)計(jì)p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1125mm(2)、驗(yàn)算帶速vdd1 m125 960/v 1 m/s m/s60 1000 60 1000因?yàn)?m/s< m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍(3)、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)式8-15dd2 i dd12.5 125

9、mm312.5mm ,初定 dd2 =315mm(4)、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Lda、 根據(jù)式8-20機(jī)械設(shè)計(jì)p152(dd1 dd?) a02(dd1 dd?)(125 315) a。2 (125 315)308a 880初定中心距a°=600 mmb 、由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度l0 =2a0 + d d 1 2=2X 600 + nXX/4 X 600dd2dd1dd24a°(125+315 ) + (315-125 )(315-125)=1906mm由表8-2先帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld=1950mmc.計(jì)算實(shí)際中心距622mma°+(ld -丨。)/2

10、 = 600+ (1950-1906 ) /2 =中心距滿(mǎn)足變化范圍:308 880 mm(5).驗(yàn)算小帶輪包角1 180 - ( dd2- dd1) /a X=180° - (315-125 ) /600 X°162 ° >90°包角滿(mǎn)足條件(6).計(jì)算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達(dá)的功率根據(jù) n 1 =960r/min 和 dd1=125mm表 8-4a用插值法求得P0 =單根v帶的傳遞功率的增量 P。已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速n 1 =960r/min轉(zhuǎn)動(dòng)比 i= =dd1/ dd2=2查表8-4b得 p0 =計(jì)算v帶的根數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果查表8-

11、5得包角修正系數(shù)k -,表8-2得帶長(zhǎng)修正系數(shù)kL =Pr=( Po+A po) X k X 心=+ XX =Z= _pc = /=故取 3 根.Pr(7)、計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值Fomin - 500* (2.5 k ) Pc +qVV=ZVk對(duì)于新安裝的V帶,初拉力為:F°min=268N對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:F0min二(8).計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力FPFP=2ZF0s in(1/2)=(9).帶輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式.C 結(jié)構(gòu)圖(略)2、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1)、選定齒輪的類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒

12、圓柱齒輪傳動(dòng)。(2)、帶式機(jī)為般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度(GB1009 88)。、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度280- 320HBS大齒輪材料為45 (調(diào)質(zhì))，硬度為250-290HBS 一者硬度差為 40HBS左右。(4)、選小齒輪齒數(shù)z1 24，齒輪傳動(dòng)比為i 2二，則大齒輪齒Z2 24 X =，取 Z2 96 。2) 、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)dpKtT u 1 ZeZhZ z由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即1七d U h 進(jìn)行計(jì)算。3) 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值、試選載荷系數(shù)K t 1.3(2) 、計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 nm、由表【2】10-7選取齒

13、寬系數(shù)d 1。(4) 、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)1Ze =189.8MPa2 , Zh 2.5(5) 、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限汕計(jì)=650MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2 580MPa。4) 、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。(1) 、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 0.93, K HN2 1.01 o(2) 、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,則5) 、計(jì)算(1) 、試算小齒輪分度圓直徑代人葉中較小的值。設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果加u 1ZeZhZ2%* duh=mm（2）、計(jì)算圓周速度vni51.12 384m/s60

14、1000 (60 10006）、計(jì)算齒寬。bd dit1 x = mm7）、計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)d1t mt Z1/24= mm齒高h(yuǎn) 2.25mtx = mm齒高比- h/ =8）、計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v m/s，級(jí)精度，由【2】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv 1.04；直齒輪，Kh a =KFa =1 o由【2】表10-2查得使用系數(shù)KA 1.25 o由【2】表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，Kh b 1.314 oK由-10.67 , Kh b 1.422 查【2】 h圖 10-13得 Kf 1.32，故載荷系數(shù)9）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑4 d”

15、捋 51.12把mm10）、計(jì)算模數(shù)m設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果m d1/24=Zi11 ）、按齒根彎曲疲勞校核公式對(duì)小齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。12）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值：（1）、由【2】圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限咎曰550MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限牡2 390MPa。、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.91 ,K FN2 095。13）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù) S=,則14 ）、計(jì)算載荷系數(shù)Ko15 ）、查取齒形系數(shù)。由【2】表 10-5 查得YFa1 2.65;YFa2 2.177 o16 ）、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由【2】表 10-5 查得YSa1

16、1.58; YSa2 1.793。17、計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較。a大齒輪的數(shù)值大。18 ）、設(shè)計(jì)計(jì)算2 1.37 62.72 1 03小小m 320.014752 mmY1 242對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù) mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為m= mm按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 di mm算出小齒輪齒數(shù)乙5/2=，取乙28mZ2 X 28 =，取 Z2 112

17、19）、幾何尺寸的計(jì)算（1）、計(jì)算分度圓直徑d1=28 X = mmd2=112 X = mm、計(jì)算中心距a d1 d2+ /2= mm220）、計(jì)算齒輪寬度b d d11 X = mm取 b2=56 mm,b1=61 mm五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查【2】表15-1得許用應(yīng)力為_(kāi)訂60MPa。為了對(duì)軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對(duì)和第二對(duì)嚙合齒輪上的作用力分別為1、高速軸的設(shè)計(jì)AB CD E F （；（1）、初步確定軸的最小直徑。按公式dmin Ao3 P初步計(jì)算軸的最小直徑。軸的材料為45X n鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)【2】表15-3，取Aoi 110。貝y又因?yàn)?/p>

18、高速軸I有1個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的 強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大5%-10%現(xiàn)將軸增大6%則增大后的最小軸徑dmin1 20.6 （10.06）21.84mm，取為25mm（2）、軸上各段直徑的初步確定。A段:d1=25由最小直徑算出。B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。C段：d3=35，與軸承（深溝球軸承 6207）配合，取軸承內(nèi)徑35mmD段：d4=40,設(shè)計(jì)非定位軸肩高度 h=，高速軸內(nèi)徑40E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑 56。F段：d6=40,設(shè)計(jì)定位軸肩高度 h=。G段：d7=35,與軸承（深溝球軸承 6207）配合（3）、軸上各段所對(duì)應(yīng)的長(zhǎng)度。A段長(zhǎng)度為L(zhǎng)15

19、0mm;根據(jù)帶輪輪轂寬度B段長(zhǎng)度為L(zhǎng)2 38mm ;根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。C段長(zhǎng)度為L(zhǎng)3 26mm ;由軸承（深溝球軸承 6207）寬度 及檔油環(huán)寬度決定，D段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4 8mm ;定位軸肩E段長(zhǎng)度為L(zhǎng)5 61mm ;齒輪齒寬F段長(zhǎng)度為L(zhǎng)6 8mm ;定位軸肩G段長(zhǎng)度為L(zhǎng)7 29mm。由軸承（深溝球軸承 6207）寬度 及檔油環(huán)寬度決定、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2 （零件倒角C與 圓角半徑R的推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。2、低速軸的設(shè)計(jì)1）、初步確定軸的最小直徑。按公式dmin Ao3 P初步計(jì)算軸的最小直徑。選取軸的材V n料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取A 02110。貝y應(yīng)dmin2

20、 A023mmY n2又因?yàn)榈退佥SI有兩個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大 6%-10%現(xiàn)將軸增 大6%則增大后的最小軸徑為 dmin2 x = mm,圓整為 38mm低速軸的輪廓圖如上所示。2）、軸上各段直徑的初步確定。A段：d1=38mm與彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器配合B段：d2=43mm設(shè)定軸肩高 h=。C段：d3=45,與軸承配合。D段：d4=50mm設(shè)定非軸肩高度為。E段：d5=55mm設(shè)定軸肩高為。F段：d6=45mm與軸承配合。3）、軸上各段所對(duì)應(yīng)的長(zhǎng)度。A段長(zhǎng)度為L(zhǎng)! 68mm ;根據(jù)彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器寬度B段長(zhǎng)度為L(zhǎng)2 39mm ;根據(jù)軸肩與箱體之間的距離C段長(zhǎng)度

21、為L(zhǎng)3 42mm ;根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度D段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4 54mm ;齒輪齒寬減速 2mmE段長(zhǎng)度為L(zhǎng)5 10mm ;定位軸肩F段長(zhǎng)度為L(zhǎng)6 29mm ;根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度4）、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2 （零件倒角C與圓 角半徑R的推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。六、軸的疲勞強(qiáng)度校核1、高速軸的校核Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示（1）軸支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力： RA二RB二Ft/2 = N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA =RB =Fr X 62/124=458N(2) 畫(huà)彎矩圖右起第四段剖面 C處的彎

22、矩：水平面的彎矩：MC二RX62二Nm垂直面的彎矩：MC1 = MC2 =RA X 62= Nm合成彎矩：(3) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft X d2/2= Nm(4) 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，a =可得右起第四段剖面 C處的當(dāng)量彎矩：(5) 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰 段相差不大，所以剖面 C為危險(xiǎn)截面。已知MeC2二,由課本表13-1有:a -1 =60Mpa 貝9：a e= MeC2/W= MeC2/- D43)=X 1000/ X 603)= Nm< a -1 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面：3

23、a e= MD/W= MD/ D1)=X 1000/ X 45)= Nm< a -1 所以確定的尺寸是安全的。以上計(jì)算所需的圖如下：2、低速軸的校核(1) 軸長(zhǎng)支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA =RB =Fr X 62/124= 430N(2) 畫(huà)彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MC二RX62二Nm垂直面的彎矩：MC1 = MC2 =RA X 62= Nm合成彎矩：M C1 M C2 、MC2 M C12 119.72259.86213

24、3.85Nm(3) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft X d2/2= Nm(4) 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，a =可得右起第四段剖面 C處的當(dāng)量彎矩：(5) 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面 C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰 段相差不大，所以剖面 C為危險(xiǎn)截面。已知MeC2二,由課本表13-1有:a -1 =60Mpa 貝3a e= MeC2/W= MeC2/ D4)3=X 1000/ X 65 )= Nm< a -1 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也 為危險(xiǎn)截面：a e= MD/W= MD/- D1)=X 1000/ X 503)=v a -1 所以確定的尺

25、寸是安全的。以上計(jì)算所需的圖如下：七、軸承的選擇及計(jì)算1、高速軸軸承的選擇及計(jì)算1) 、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型Cr=2) 、計(jì)算軸承的徑向載荷A 處軸承徑向力Fr1.；FNh12FNV121092279521351NC 處軸承徑向力Fr2TFnh22Fnv2210532苗1303N所以在C處軸承易受破壞。3) 、軸承的校驗(yàn)(1)、軸承的當(dāng)量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故P fp Fr2,查【2】表13-6得載荷系數(shù)fp 1.2 O（2）、軸承的使用壽命為 8年，2班制，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命 Lh 16 300 838400h軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值C P 60nLh ,其中

26、3， 106則、驗(yàn)算6207軸承的壽命綜上所得6207軸承符合設(shè)計(jì)要求。2、低速軸的軸承選取及計(jì)算1） 、低速軸的軸承選取深溝球軸承6209型，Cr=o2）、計(jì)算軸承的徑向載荷3）、軸承的當(dāng)量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故P fp Fr,查表【2】13-6得載荷系數(shù)fp 1.2 o軸承的使用壽命為8年，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命Lh 16 300 8 38400h軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值,'60 nLh»亠”c p 6,其中 3，貝y 1064）、驗(yàn)算6209軸承的壽命綜上所得6209軸承符合設(shè)計(jì)要求。八、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接1）、高速軸鍵的選取查【1】表14-

27、26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取 A型鍵，bx hx L=8X 7X 42o鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2 p =100120MPa2)、強(qiáng)度校核故滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。2、低速軸鍵的選取1) 、連接大齒輪的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸(GB/T1096-2003)選取 A 型鍵，bx hX L=14X 9x 41,軸的直徑為50mm連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸(GB/T1096-2003)選取 A型鍵，bx hX L=12X 8X 63,軸的直徑為36mm鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2 p =100120