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計算內(nèi)容 計算結(jié)果 一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0.98 一對球軸承的效率 η4= 0.99 閉式直齒圓錐齒傳動效率η5= 0.95 閉式直齒圓柱齒傳動效率η6= 0.97 b. 總效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808 c. 所需電動機(jī)的輸出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw 3. 選擇電動機(jī)的型號 查參考文獻(xiàn)[1]表4-12.2 得 表1.1 方案號 電機(jī) 類型 額定 功率 同步 轉(zhuǎn)速 滿載 轉(zhuǎn)速 總傳 動比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根據(jù)以上兩種可行同步轉(zhuǎn)速電機(jī)對比可見，方案2傳動比小且質(zhì)量價格也比較合理，所以選擇Y132S-6型電動機(jī)。 三， 動和動力參數(shù)的計算 1. 分配傳動比 （1） 總傳動比i=15.072 （2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=3.762， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4 （3） 實際總傳動比i實=i12i34=3.762×4=15.048, ∵Δi=0.021﹤0.05，故傳動比滿足要求滿足要求。 2. 各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號均已在圖1.1中標(biāo)出） n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min 3. 各軸的功率 η=0.808 Pr=3 kw 選用三相異步電動機(jī)Y132S-6 p=3 kw n=960r/min i=15.072 i12=3.762 i23=4 n0=960r/min n1=960r/min n2=303.67r/min n3=63.829r/min n4=63.829r/min 3. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw 4. 各軸的轉(zhuǎn)矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得： T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m, T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m 四，傳動零件的設(shè)計計算 1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa b. 由參考文獻(xiàn)[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， ∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa， [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa ∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa c．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）： 取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79 ∵實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1， ∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kw p2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kw T0=29.844 N·m T1=29.545 N·m T2=86.955 N·m T3=393.197N·m T=381.527N·m σHP1=580 Mpa， σFmin1=220 Mpa σHP2=560 Mpa， σFmin2=210 Mpa [σH]=533.6Mpa 圓錐齒輪參數(shù) Z1=21 Z2=79 δ1=1742 12 δ2 =7216 35 4. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 代做模具、機(jī)械等專業(yè)的課程設(shè)計、畢業(yè)設(shè)計，并且擁有大量現(xiàn)成的機(jī)械、模具畢業(yè)設(shè)計，都是答辯后全套的設(shè)計，有圖紙、說明書和英文翻譯，有需要的可聯(lián)系我們。QQ：943048723 手機(jī)：13585344458 此套設(shè)計僅供下載的同學(xué)參考，謝謝！ 由[2]圖5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81 ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5 由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由[2] 取K=1.4 又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3 由[2]式5-56計算小齒輪大端模數(shù)： m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF]（1-0.5фR）2 √u2 +1} 將各值代得 m≥1.498 由[2]表5-9取 m=3 ㎜ d．齒輪參數(shù)計算： 大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜ 齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜， da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827㎜ 齒根圓直徑df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035 =56.142㎜ df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808㎜ 齒輪錐距 R=√d1+ d2/2=122.615㎜， 大端圓周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s， 齒寬b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R =（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜ 取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜ 輪寬 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜ L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜ e．驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度： 按[2]式5-53 σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR）2 ]，代入各值得 圓錐齒輪參數(shù) m=3 ㎜ d1=63㎜ d2=237㎜ da1= 68.715㎜ da2=238.827㎜ df1=56.142㎜ df2=231.808㎜ R=122.615㎜ v=3.165m/s b= 36.78㎜ Δ1=10㎜ Δ2=14㎜ c=10㎜ L1=12.4㎜ L2=39㎜ 5. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 σH=470.899﹤[σH] =533.6 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強(qiáng)度，且大齒輪比小齒輪接觸強(qiáng)度高，故齒輪滿足接觸強(qiáng)度條件 f．齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核：按[2]式5-55 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應(yīng)力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計算齒跟彎曲應(yīng)力： σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 Mpa σF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度 2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpa b. 由參考文獻(xiàn)[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， [σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa [σH]=533.6 Mpa [σF]=300 Mpa σHP1=580 Mpa σFmin1=220 Mpa σHP2=560 Mpa σFmin2=210 Mpa 6. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa ∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=560.28 Mpa c. 按齒面接觸強(qiáng)度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）： ∵u=i34=4，фa=0.4， ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200 ·sin200 =2.5 且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1 ∴ [2]式5-18計算中心距： a≥（1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2 /（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜ 由[1]表4.2-10 圓整 取 a=160㎜ d．齒輪參數(shù)設(shè)計： m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜ 查[2]表5-7取 m=2㎜ 齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32 Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128 則實際傳動比 i=149/31=4 分度圓直徑 d1=mz1=2×32=64 ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜ 齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜ 齒基圓直徑 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14㎜ db2= d2cosα=256×cos20o =240.56㎜ 齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜ df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜ 圓周速度 v=∏d1n2/60×103 =3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s， 中心距 a=（d1+d2）/2=160㎜ 齒寬 b=aΦa =0.4×160=64㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 [σH]=560.28 Mpa 圓柱齒輪參數(shù) m=2㎜ Z1=32 Z2=128 d1=64 ㎜ d2=256㎜ da1=8㎜ da2=260㎜ db1 =60.14㎜ db2 =240.56㎜ df1=59㎜ df2= 251㎜ v=1.113 m/s a=160㎜ b=64㎜ 7. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 e. 驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]圖5-4（d），按8級精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； ∴ K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36； ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17 ∴重合度 εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+ z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）]=1.773 即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 ∴ σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2 1頁：8 u=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強(qiáng)度，且大齒輪比小齒輪接觸強(qiáng)度高，故齒輪滿足接觸強(qiáng)度條件 f．齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核： 按Z1=32，Z2=128，由[2]圖5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84 由[2]式5-23計算 Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31計算許用彎曲應(yīng)力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa [σF1]= 314.29 Mpa [σF2]= 300 Mpa 8. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計算齒跟彎曲應(yīng)力： σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 ﹤300 Mpa σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300 Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度 五， 軸的設(shè)計計算 4. 減速器高速軸I的設(shè)計 a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理， 按 [2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻(xiàn)[2] 有 d≥A√p/n ∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16 ∴d1≥16~23㎜ 取d1=20㎜ c. 考慮I軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因為電機(jī)的軸伸直徑為dD=38㎜，查[1]表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y38×82，Y30×60），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示 d. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力： （1）圓周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N， （2）徑向力Fr1= Ft1·tanα·cosδ1 =915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N， （3）軸向力Fa1= Ft1·tanα·sinδ1 =915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N， e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N ∵ΣY=0，∴RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N， [σF]=300 Mpa σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa d1=20㎜ 選用柱銷聯(lián)軸器 HL3（Y38×82，Y30×60） Ft1=915.52 N Fr1=317.44 N Fa1=101.33 N Rcy= 1595.97N RBY=-680.45 N 9. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 ∴垂直面內(nèi)D點彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·㎜=3.662 N·m f. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07 N， ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·m g. 合成彎矩：MD=√M+ M= 0 N·m， M=√M+ M=7.98 N·m h. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示， 計算扭矩：T=T1 =29.545N·m I. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＜M ，∴取M= M=7.98 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m ∴σ=√M+T/ w=√7.98+29.545/1.045×10=39.132≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求。 2. 減速器低速軸II的設(shè)計 a. 選擇材料：因為直齒圓柱齒輪的小輪直徑較?。X跟圓直徑db1=62㎜）需制成齒輪軸結(jié)構(gòu)，故與齒輪的材料和熱處理應(yīng)該一致，即為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理 按 [2]表8-3查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸結(jié)構(gòu)如圖1.3a，受力計算簡圖如圖1.3b 齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N， 齒輪3受力： Mdy=0 M= 3.662 N·m RCz=419.07 N RBz= -101.63N MDz=0 M= -7.095N·m MD=0 N·m， M=7.98 N·m T= 29.545N·m M= 7.98 N·m σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa Ft2=915.52N Fr2=317.44 N Fa2= 101.33 N 10. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 （1）圓周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N （2）徑向力Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26 N ∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N ∴垂直面內(nèi)C點彎矩： MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m， M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m， D點彎矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m， M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2 =1919.26×120-915.52×70=92.96 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N， ∵水平面內(nèi)C點彎矩： MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m， M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m， D 點彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m， M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120 -101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·m e. 合成彎矩：MC=√M+ M= 47.56N·m M=√M+ M=42.59 N·m Ft3=2693.87N F r3=980.49 N RAy=1919.26 N RBY=1690.13 N MCy=41.26 N·m M =41.26N·m MDy= 92.96 N·m M= 92.96 N·m RAz=750.70 N RBz=547.23N MCz=23.65 N·m M1 Cz=-10.55N·m MDz=30.10 N·m M1 Dz=29.92N·m MC=47.56N·m M=42.59 N·m 11. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 MD=√M+ M=97.71 N·m，M=√M+ M= 97.66N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計算扭矩： T=T2=86.955N·m g. 校核低速軸II強(qiáng)度，由參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核： 1. 由圖1.3可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＞M ，∴取M= M=97.71 N·m， ∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√97.712 +86.9552 /2.65×10-3 =44.27≤[σb]-1=59 Mpa （2）.由于C點軸徑較小故也應(yīng)進(jìn)行校核： ∵M(jìn)C ＞M ，∴取M= M=47.56 N·m， ∵抗扭截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√47.562 +86.9552 /2.65×10-6 =35.14≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求 3. 減速器低速軸III的設(shè)計 a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按[2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸受力計算簡圖如圖1.2b 齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）： 圓周力Ft4=2693.87N，徑向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， ∴垂直面內(nèi)D點彎矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： MD=97.71 N·m M=97.66N·m T =86.955N·m M= 47.56 N·m σB=637 Mpa [σb]-1=59 Mpa Ft4=2693.87N Fr4=980.49 N RBY=1157.52 N Rcy=1536.35 N MDy=84.50 N·m M=84.50 N·m 12. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196 =421.31N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N， ∵水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·m e. 合成彎矩：MD=√M+ M= 90.20 N·m， M=√M+ M=89.92 N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計算扭矩： T=T3=393.197N·m g. 校核低速軸III：根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論校核： 由圖1.2可知，D點彎矩最大，故先驗算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＞M ，∴取M= MD =90.20 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min/32=3.14×423 /32 =7.27×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6 =55.73≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求。 六，滾動軸承的選擇與壽命計算 1. 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800 查[2]表9-6當(dāng)A/R≤е時，X=1，Y=0； 當(dāng)A/R頁：15 ＞е時，X=0.4，Y=1.6 b. 計算軸承D的受力（圖1.5）， （1）支反力RB=√ R+ R=√36.252 +269.272 =271.70 N，RC=√ R+ R=√1184.792 +353.692 =1236.46 N （2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） RBz=421.31N RCz=559.18N MDz=30.75 N·m M=30.76 N·m MD=90.20 N·m M=89.92 N·m T= 393.197N·m M= 90.20 N·m 選用圓錐滾子軸承30208 （GB/T297-94） RB=271.70 N RC=1236.46 N 13. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 ∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC） = FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =412.15 N e. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ， 取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N ∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46 = 2225.63N f. 計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=60.26＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 2. 減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查[2]表9-6當(dāng)A/R≤е時，X=1，Y=0； 當(dāng)A/R頁：17 ＞е時，X=0.4，Y=1.6 b. 計算軸承D的受力（圖1.6） 1. 支反力RB=√R+R=√1919.262 +547.232 =1995.75 N SB=90.57 N SC=412.15 N FA=101.33 N AB=310.82 N AC=412.15 N PB=1090.79 N PC=2225.63N 選用圓錐滾子軸承30207 （GB/T297-94） RB=1995.75 N 14. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 RA=√ R + R =√750.702 +353.692 =922.23 N 2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N c. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 N d. 各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA-SB =522.34 N e. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取X=1，Y=0 ∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N ∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37，取X=0.4，Y=1.6 ∴PA= fd fm（X RA +YAA） =1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34N f. 計算軸承壽命 又PB ＞PA，故按PB計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55㎜，由[1]表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000 b. 計算軸承D的受力（圖1.5） 支反力RB=√ R+ R=√1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC=√ R+ R=√1536.352 +559.182 =1634.95 N c. 軸向外載荷 FA=0 N RA=922.23 N SB=623.67 N SA=288.20 N FA= 101.33 N AB=623.67 N AA=522.34 N PB=3592.35 N PA=2168.34N 選用深溝球軸承6211 （GB/T276-94） RB=1231.81 N RC=1634.95 N FA=0 N 15. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 d. 計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N ∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N e. 計算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250個工作日，每日一班制工作，即L1=399.45＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。 七，鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半聯(lián)軸器長為60㎜，故取鍵長L=50㎜ ， 即d=30㎜，h=7㎜，L1 =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42） =12.87＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 2． 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為55㎜，故取鍵長L=42㎜ 即d=20㎜，h=6㎜，L1 =L-b=36㎜，T1=29.844N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36） =27.63＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 3． 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接 PB=2256.5 N PC= 2942.91N L=50㎜ d=30㎜ h=7㎜ L1 =42㎜ T1=28.38 N·m L=42㎜ d=20㎜ h=6㎜ L1 = 36㎜ T1=29.844N·m 16. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為50㎜，故取鍵長L=44㎜ 即d=50㎜，h=9㎜，L1 =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30） =25.76＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為64㎜，故取鍵長L=54㎜ ，即d=60㎜，h=11㎜，L1 =L-b=36㎜，T3=393.197 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36） =66.19＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半聯(lián)軸器長為84㎜，故取鍵長L=72㎜ ，即d=42㎜，h=8㎜，L1 =L-b=60㎜，T4=381.527 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60） =75.70＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 八，聯(lián)軸器的選擇 1. 輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況的要求，決定高速軸與電動機(jī)軸之間選用 L=44㎜ d=50㎜ h=9㎜ L1 =30㎜ T2=86.955 N·m L=54㎜ d=60㎜ h=11㎜ L1 =36㎜ T3=393.197 N·m L=72㎜ d=42㎜ h=8㎜ L1 =60㎜ T4=381.527 N·m 17. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 彈性柱銷聯(lián)軸器。 按參考文獻(xiàn)[3]，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT，由載荷平穩(wěn)，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.15， 又∵T=29.844 N·m ∴Tc=1.15×29.844=34.32 N·m 根據(jù)Tc=34.32 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及電動機(jī)軸伸直徑d0=38 mm，高速軸軸伸直徑d=30 mm，查[1]表4.7-1 選用HL3型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=630 N·m許用最高轉(zhuǎn)速n=5000r/min，軸孔直徑范圍d=30~48 mm孔長L1=82 mm，L2=60mm，滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為：聯(lián)軸器HL4型（Y38×82，30×60）GB5014-85 2. 輸出端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況的要求，決定低速軸與卷筒軸之間也選用柱彈性銷聯(lián)軸器。 按參考文獻(xiàn)[3]，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.2， 又∵T=81.527 N·m ∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m 根據(jù)Tc=97.83 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑d=56 mm，查[1]表4.7-1 選用HL4型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=1250 N·m許用最高轉(zhuǎn)速n=4000r/min，軸孔直徑范圍d=40~56 mm孔長L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為：聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85 八， 潤滑油的選擇與熱平衡計算 1. 減速器的熱平衡計算 一般情況下，連續(xù)工作時減速器的齒輪傳動由摩擦損耗的 Tc=34.32 N·m 選用聯(lián)軸器HL4型（Y38×82， 30×60）GB5014-85 Tc=97.83 N·m 選用聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85 18. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 功率為 Pf=P（1-η）kw， 且減速器傳動的總效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824 則由[2]可知產(chǎn)生的熱流量為 H1=1000P0（1-η） =1000×3×0.176=528 W 以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 {箱體散熱系數(shù)取Kd=16W/(㎡·℃)，且經(jīng)計算箱體散熱總面積為A=1.06㎡} 所以，由[2]6-21有 t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06） =51.13℃ 2. 潤滑油的選擇 由于是中低速一般閉式齒輪傳動且齒面應(yīng)力小于500 Mpa 又∵v=1.113＜5 m/s，箱體溫度t=51.13＜55℃ 按[2]表5-12得 所需潤滑油黏度為680， ∴由黏度680，查[1]表4.8-1得 選用代號為680的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY1172-1980） 19. 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 參考文獻(xiàn)： [1] 鞏云鵬、田萬祿等主編. 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 . 沈陽：東北大學(xué)出版社 2000 [2] 孫志禮，冷興聚，魏嚴(yán)剛等主編. 機(jī)械設(shè)計. 沈陽：東北大學(xué)出版社 2000 [3] 劉鴻文主編. 材料力學(xué). 北京：高等教育出版社1991 [4] 哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研組編. 理論力學(xué). 北京：高等教育出版社 1997 [5] 大連理工大學(xué)工程畫教研室編. 機(jī)械制圖. 北京：高等教育出版社 1993 [6] 孫 桓，陳作模主編. 機(jī)械原理. 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