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计算内容计算结果一对圆锥滚子轴承的效率η3=
0.98一对球轴承的效率η4=
0.99闭式直齿圆锥齿传动效率η5=
0.95闭式直齿圆柱齿传动效率η6=
0.97b.总效率η=η1η22η33η4η5η6=
0.96×
0.992×
0.983×
0.99×
0.95×
0.97=
0.808c.所需电动机的输出功率Pr=Pw/η=
2.4/
0.808=3kw选择电动机的型号查参考文献
[1]表4-
12.2得表
1.1方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-
431500142022.2942Y132S-
63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见,方案2传动比小且质量价格也比较合理,所以选择Y132S-6型电动机动和动力参数的计算分配传动比总传动比i=
15.072各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比i12=
3.762,直齿轮圆柱齿轮传动比i23=4实际总传动比i实=i12i34=
3.762×4=
15.048∵Δi=
0.021﹤
0.05,故传动比满足要求满足要求各轴的转速(各轴的标号均已在图
1.1中标出)n0=960r/min,n1=n0=960r/min,n2=n1/i12=
303.673r/min,n3=n2/i34=
63.829r/min,n4=n3=
63.829r/min各轴的功率η=
0.808Pr=3kw选用三相异步电动机Y132S-6p=3kwn=960r/mini=
15.072i12=
3.762i23=4n0=960r/minn1=960r/minn2=
303.67r/minn3=
63.829r/minn4=
63.829r/min
3.计算内容计算结果p0=pr=3kw,p1=p0η2=
2.970kwp2=p1η4η3=
2.965kwp3=p2η5η3=
2.628kwp4=p3η2η3=
2.550kw
4.各轴的转矩,由式T=
9.55Pi/ni可得T0=
29.844N·mT1=
29.545N·mT2=
86.955N·mT3=
393.197N·mT4=
381.527N·m四,传动零件的设计计算
1.闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a.选材小齿轮材料选用45号钢,调质处理,HB=217~255,σHP1=580Mpa,σFmin1=220Mpa大齿轮材料选用45号钢,正火处理,HB=162~217,σHP2=560Mpa,σFmin2=210Mpab.由参考文献
[2](以下简称
[2])式(5—33),计算应力循环次数N N1=60njL=60×960×1×8×11×250=
1.267×10N2=N1/i2=
1.267×10/3=
2.522×10查图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=
533.6Mpa,[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×
1.12×
0.92=577Mpa∵[σH]1[σH]2,∴计算取[σH]=[σH]2=
533.6Mpac.按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计)取齿数Z1=21,则Z2=Z1i12=
3.762×32=79,取Z2=79∵实际传动比u=Z2/Z1=79/21=
3.762,且u=tanδ2=cotδ1,∴δ2=
72.2965=721635,δ1=
17.7035=174212,则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1=21/cos
17.7035=23,zm2=z2/cosδ2=79/cos
72.2965=
259.79p0=3kwp1=
2.970kwp2=
2.965kwp3=
2.628kwp4=
2.550kwT0=
29.844N·mT1=
29.545N·mT2=
86.955N·mT3=
393.197N·mT=
381.527N·mσHP1=580Mpa,σFmin1=220MpaσHP2=560Mpa,σFmin2=210Mpa[σH]=
533.6Mpa圆锥齿轮参数Z1=21Z2=79δ1=174212δ2=
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[2]图5-14,5-15得YFa=
2.8,Ysa=
1.55,YFa2=
2.23,Ysa2=
1.81ZH=√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=
28.381N·m,u=
3.762,фR=
0.3由
[2]式5-56计算小齿轮大端模数m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF](1-
0.5фR)2√u2+1}将各值代得m≥
1.498由
[2]表5-9取m=3㎜d.齿轮参数计算大端分度圆直径d1=mz1=3×21=63㎜,d2=mz2=3×79=237㎜齿顶圆直径da1=d1+2mcosδ1=63+6cos
17.7035=
68.715㎜,da2=d2+2mcosδ2=237+6cos
72.2965=
238.827㎜齿根圆直径df1=d1-
2.4mcosδ1=63-
7.2cos
17.7035=
56.142㎜df2=d2-
2.4mcosδ2=237-
7.2×cos
72.2965=
231.808㎜齿轮锥距R=√d1+d2/2=
122.615㎜,大端圆周速度v=∏d1n1/60000=
3.14×63×960/60000=
3.165m/s,齿宽b=RфR=
0.3×
122.615=
36.78㎜由
[2]表5-6,选齿轮精度为8级由
[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㎜轮宽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.验算齿面接触疲劳强度按
[2]式5-53σH=ZHZE√2KT1√u+1/[bdu(1-
0.5фR)2],代入各值得圆锥齿轮参数m=3㎜d1=63㎜d2=237㎜da1=
68.715㎜da2=
238.827㎜df1=
56.142㎜df2=
231.808㎜R=
122.615㎜v=
3.165m/sb=
36.78㎜Δ1=10㎜Δ2=14㎜c=10㎜L1=
12.4㎜L2=39㎜
5.计算内容计算结果σH=
470.899﹤[σH]=
533.6Mpa∴小齿轮满足接触疲劳强度,且大齿轮比小齿轮接触强度高,故齿轮满足接触强度条件f.齿轮弯曲疲劳强度校核按
[2]式5-55由
[2]图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计算许用弯曲应力[σF1]=σFmin1YFa1Ysa1YST/SFmin=220×
2.0/
1.4=
314.29Mpa[σF2]=σFmin2YFa2Ysa2YST/SFmin=210×
2.0/
1.4=300Mpa∵[σF1]﹥[σF2],∴[σF]=[σF2]=300Mpa由
[2]式5-24计算齿跟弯曲应力σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1(1-
0.5фR)]=2×
1.4×80070×
2.8×
1.55/
0.85×2×
28.935×62=
181.59﹤300MpaσF2=σF1YFa2Ysa2/(YFa1Ysa1)=
181.59×
1.81×
2.23/(
2.8×
1.55)=
178.28﹤300Mpa∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
2.闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a.选材小齿轮材料选用45号钢,调质处理,HB=217~255,σHP1=580Mpa,σFmin1=220Mpa大齿轮材料选用45号钢,正火处理,HB=162~217,σHP2=560Mpa,σFmin2=210Mpab.由参考文献
[2](以下简称
[2])式(5—33),计算应力循环次数N N1=60njL=60×960×1×8×11×250=
1.267×10,N2=N1/i23=
1.267×10/3=
2.522×10查图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=
560.28MPa[σH]=
533.6Mpa[σF]=300MpaσHP1=580MpaσFmin1=220MpaσHP2=560MpaσFmin2=210Mpa
6.计算内容计算结果[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×
1.16×
0.92=
597.63MPa∵[σH]1[σH]2,∴计算取[σH]=[σH]2=
560.28Mpac.按齿面接触强度计算中心距(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计)∵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计算中心距a≥(1+u)√KT1(ZEZHZε/[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圆整取a=160㎜d.齿轮参数设计m=(
0.007~
0.02)a=180(
0.007~
0.02)=
1.26~
3.6㎜查
[2]表5-7取m=2㎜齿数Z1=2a/m(1+u)=2×160/2(1+4)=32Z2=uZ1=4×32=128取Z2=128则实际传动比i=149/31=4分度圆直径d1=mz1=2×32=64㎜,d2=mz2=2×128=256㎜齿顶圆直径da1=d1+2m=68㎜,da2=d2+2m=260㎜齿基圆直径db1=d1cosα=64×cos20o=
60.14㎜db2=d2cosα=256×cos20o=
240.56㎜齿根圆直径df1=d1-
2.5m=64-
2.5×2=59㎜df2=d2-
2.5m=256-
2.5×2=251㎜圆周速度v=∏d1n2/60×103=
3.14×256×
63.829/60×103=
1.113m/s,中心距a=(d1+d2)/2=160㎜齿宽b=aΦa=
0.4×160=64㎜由
[2]表5-6,选齿轮精度为8级[σH]=
560.28Mpa圆柱齿轮参数m=2㎜Z1=32Z2=128d1=64㎜d2=256㎜da1=8㎜da2=260㎜db1=
60.14㎜db2=
240.56㎜df1=59㎜df2=251㎜v=
1.113m/sa=160㎜b=64㎜
7.计算内容计算结果e.验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由
[2]表5-3,取KA=
1.0;由
[2]图5-4(d),按8级精度和VZ/100=∏dn/60000/100=
0.30144,得Kv=
1.03;由
[2]表5-3得Ka=
1.2;由
[2]图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=28136;ɑa2=arccosdb2/da2=arccos(
2240.56/260)=
22.0061=22017∴重合度εa=[z(tanɑa1-tanɑ)+z(tanɑa1-tanɑ)]/2∏=[32(tan
28.0268-tan20)+128(tan
22.0061-tan20)]=
1.773即Zε=√(4-εa)/3=
0.862,且ZE=
189.8,ZH=
2.5∴σH=ZHZEZε√2KT1(u+1)/bd21u=
2.5×
189.8×
0.862√2×
1.397×83510×
5.8065/(72×622×
5.024)=
240.63﹤[σH]=
560.28Mpa∴小齿轮满足接触疲劳强度,且大齿轮比小齿轮接触强度高,故齿轮满足接触强度条件f.齿轮弯曲疲劳强度校核按Z1=32,Z2=128,由
[2]图5-14得YFa1=
2.56,YFa2=
2.18;由
[2]图5-15得Ysa1=
1.65,Ysa2=
1.84由
[2]式5-23计算Y=
0.25+
0.75/εa=
02.5+
0.75/
1.773=
0.673由
[2]图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计算许用弯曲应力[σF1]=σFmin1YFa1Ysa1YST/Sfmin=220×
2.0/
1.4=
314.29Mpa[σF2]=σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×
2.0/
1.4=300Mpa[σF1]=
314.29Mpa[σF2]=300Mpa
8.计算内容计算结果∵[σF1]﹥[σF2],∴[σF]=[σF2]=300Mpa由
[2]式5-24计算齿跟弯曲应力σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×
1.397×83510×
2.56×
1.65×
0.673/(2×64×64)=
71.233﹤300MpaσF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=
71.233×
1.84×
2.18/(
2.56×
1.65)=
67.644﹤300Mpa∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度五,轴的设计计算减速器高速轴I的设计a.选择材料由于传递中小功率,转速不太高,故选用45优质碳素结构钢,调质处理,按
[2]表8-3查得σB=637Mpa,[σb]-1=59Mpab.由扭矩初算轴伸直径按参考文献
[2]有d≥A√p/n∵n0=960r/min,p1=
2.97kw,且A=
0.11~
0.16∴d1≥16~23㎜取d1=20㎜c.考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接并考虑用柱销联轴器,因为电机的轴伸直径为dD=38㎜,查
[1]表
4.7-1选取联轴器规格HL3(Y38×82,Y30×60),根据轴上零件布置,装拆和定位需要该轴各段尺寸如图
1.2a所示该轴受力计算简图如图
1.2b,齿轮1受力
(1)圆周力Ft1=2T1/dm1=2×
29.545/(64×10-3)=
915.52N,
(2)径向力Fr1=Ft1·tanα·cosδ1=
915.52×tan200·cos
17.70350=
317.44N,
(3)轴向力Fa1=Ft1·tanα·sinδ1=
915.52×tan200·sin
17.70350=
101.33N,e.求垂直面内的支撑反力∵ΣMB=0,∴Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=
915.52(74+55)/74=
1595.
97.97N∵ΣY=0,∴RBY=Ft1-Rcy=
915.52-
1595.97=-
680.45N,[σF]=300MpaσB=637Mpa,[σb]-1=59Mpad1=20㎜选用柱销联轴器HL3(Y38×82,Y30×60)Ft1=
915.52NFr1=
317.44NFa1=
101.33NRcy=
1595.97NRBY=-
680.45N
9.计算内容计算结果∴垂直面内D点弯矩Mdy=0,M=RcyL3+RBY(L2+L3)=
1595.97×55-
680.45×129=
3662.14N·㎜=
3.662N·mf.水平面内的支撑反力∵ΣMB=0,∴RCz=[Fr1L3+L2-Fa1dm1/2]/L2=[
317.44(74+55)-
680.45×64]/74=
419.07N,∵ΣZ=0,∴RBz=Fr1-RCz=
317.44-
419.07=-
101.63N,∵水平面内D点弯矩MDz=0,M=RCzL3+RBzL3+L2=
419.07×55-
101.63×129=-
7.095N·m合成弯矩MD=√M+M=0N·m,M=√M+M=
7.98N·m作轴的扭矩图如图
1.2c所示,计算扭矩T=T1=
29.545N·mI.校核高速轴I根据参考文献
[3]第三强度理论进行校核由图
1.2可知,D点弯矩最大,故先验算D处的强度,∵MD<M,∴取M=M=
7.98N·m,又∵抗弯截面系数w=∏d3min/32=
3.14×203/32=
1.045×10m∴σ=√M+T/w=√
7.98+
29.545/
1.045×10=
39.132≤[σb]-1=59Mpa故该轴满足强度要求
2.减速器低速轴II的设计选择材料因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小(齿跟圆直径db1=62㎜)需制成齿轮轴结构,故与齿轮的材料和热处理应该一致,即为45优质碳素结构钢,调质处理按
[2]表8-3查得σb=637Mpa,[σb]-1=59Mpa该轴结构如图
1.3a,受力计算简图如图
1.3b齿轮2受力(与齿轮1大小相等方向相反)Ft2=
915.52N,Fr2=
317.44N,Fa2=
101.33N,齿轮3受力Mdy=0M=
3.662N·mRCz=
419.07NRBz=-
101.63NMDz=0M=-
7.095N·mMD=0N·m,M=
7.98N·mT=
29.545N·mM=
7.98N·mσb=637Mpa,[σb]-1=59MpaFt2=
915.52NFr2=
317.44NFa2=
101.33N
10.计算内容计算结果
(1)圆周力Ft3=2T2/dm3=2×
86.955/(64×10-3)=
2693.87N
(2)径向力Fr3=Ft2·tanα=
2693.87×tan200=
980.49Nc.求垂直面内的支撑反力∵ΣMB=0,∴RAy=[Ft2(L2+L3)+Ft3L3]/(L1+L2+L3)=[
915.52(70+63)+
2693.87×63]/183=
1919.26N∵ΣY=0,∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=
915.52+
2693.87-
1919.26=
1690.13N∴垂直面内C点弯矩MCy=RAyL1=
1919.26×
21.5=
41.26N·m,M=RBY(L2+L3)-Ft3L2=
1690.13×133-
2693.87×70=
41.26N·m,D点弯矩MDy=RBYL3=
1690.13×63=
92.96N·m,M=Ray(L1+L2)-Ft2L2=
1919.26×120-
915.52×70=
92.96N·md.水平面内的支撑反力∵ΣMB=0,∴RAz=[Fr2L3+L2+Fr3L3-Fa2dm2/2]/(L1+L2+L3)=[
317.44×133+
980.49×63-
101.33×
238.827/2]/128=
750.70N∵ΣZ=0,∴RBz=Fr2+Fr3-RAz=
317.44+
980.49-
750.70=
547.23N,∵水平面内C点弯矩MCz=RAzL1=
750.70×50=
23.65N·m,M1Cz=RBzL3+L2-Fr3L2=
547.23×133-
980.49×70=-
10.55N·m,D点弯矩MDz=RBzL3=
547.23×63=
30.10N·m,M1Dz=RAz(L1+L2)-Fa2dm2/2-Fr2L2=
750.70×120-
101.33×
164.9/2-
317.44×70=
29.92N·me.合成弯矩MC=√M+M=
47.56N·mM=√M+M=
42.59N·mFt3=
2693.87NFr3=
980.49NRAy=
1919.26NRBY=
1690.13NMCy=
41.26N·mM=
41.26N·mMDy=
92.96N·mM=
92.96N·mRAz=
750.70NRBz=
547.23NMCz=
23.65N·mM1Cz=-
10.55N·mMDz=
30.10N·mM1Dz=
29.92N·mMC=
47.56N·mM=
42.59N·m
11.计算内容计算结果MD=√M+M=
97.71N·m,M=√M+M=
97.66N·mf.作轴的扭矩图如图
1.3c所,计算扭矩T=T2=
86.955N·mg.校核低速轴II强度,由参考文献
[3]第三强度理论进行校核由图
1.3可知,D点弯矩最大,故先验算D处的强度,∵MD>M,∴取M=M=
97.71N·m,∵抗弯截面系数w=∏d3min/32=
3.14×303/32=
2.65×10-6m3∴σ=√M2+T2/w=√
97.712+
86.9552/
2.65×10-3=
44.27≤[σb]-1=59Mpa
(2).由于C点轴径较小故也应进行校核∵MC>M,∴取M=M=
47.56N·m,∵抗扭截面系数w=∏d3min/32=
3.14×303/32=
2.65×10-6m3∴σ=√M2+T2/w=√
47.562+
86.9552/
2.65×10-6=
35.14≤[σb]-1=59Mpa故该轴满足强度要求
3.减速器低速轴III的设计a.选择材料由于传递中小功率,转速不太高,故选用45优质碳素结构钢,调质处理,按
[2]表8-3查得σB=637Mpa,[σb]-1=59Mpab.该轴受力计算简图如图
1.2b齿轮4受力(与齿轮1大小相等方向相反)圆周力Ft4=
2693.87N,径向力Fr4=
980.49Nc.求垂直面内的支撑反力∵ΣMC=0,∴RBY=Ft4L1/(L1+L2)=
2693.87×71/(125+71)=
1157.52N∵ΣY=0,∴Rcy=Ft4-RBY=
2693.87-
1157.52=
1536.35N,∴垂直面内D点弯矩MDy=RcyL1=
1536.35×55=
84.50N·m,M=RBYL2=
1157.52×125=
84.50N·md.水平面内的支撑反力MD=
97.71N·mM=
97.66N·mT=
86.955N·mM=
47.56N·mσB=637Mpa[σb]-1=59MpaFt4=
2693.87NFr4=
980.49NRBY=
1157.52NRcy=
1536.35NMDy=
84.50N·mM=
84.50N·m
12.计算内容计算结果∵ΣMC=0,∴RBz=Fr4L1/(L1+L2)=
980.49×70/196=
421.31N∵ΣZ=0,∴RCz=Fr4-RBz=
980.49-
421.31=
559.18N,∵水平面内D点弯矩MDz=RCzL1=
559.18×71=
30.75N·m,M=RBzL2=
421.31×125=
30.76N·m合成弯矩MD=√M+M=
90.20N·m,M=√M+M=
89.92N·m作轴的扭矩图如图
1.2c所,计算扭矩T=T3=
393.197N·mg.校核低速轴III根据参考文献
[3]第三强度理论校核由图
1.2可知,D点弯矩最大,故先验算D处的强度,∵MD>M,∴取M=MD=
90.20N·m,又∵抗弯截面系数w=∏d3min/32=
3.14×423/32=
7.27×10-6m3∴σ=√M2+T2/w=√
90.202+
393.1972/
7.27×10-6=
55.73≤[σb]-1=59Mpa故该轴满足强度要求六,滚动轴承的选择与寿命计算
1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算高速轴的轴承既承受一定径向载荷,同时还承受轴向外载荷,选用圆锥滚子轴承,初取d=40㎜,由
[1]表
4.6-3选用型号为30208,其主要参数为d=40㎜,D=80㎜,Cr=59800N,е=
0.37,Y=
1.6,Y0=
0.9,Cr0=42800查
[2]表9-6当A/R≤е时,X=1,Y=0;当A/R>е时,X=
0.4,Y=
1.6b.计算轴承D的受力(图
1.5),
(1)支反力RB=√R+R=√
36.252+
269.272=
271.70N,RC=√R+R=√
1184.792+
353.692=
1236.46N
(2)附加轴向力(对滚子轴承S=Fr/2Y)RBz=
421.31NRCz=
559.18NMDz=
30.75N·mM=
30.76N·mMD=
90.20N·mM=
89.92N·mT=
393.197N·mM=
90.20N·m选用圆锥滚子轴承30208(GB/T297-94)RB=
271.70NRC=
1236.46N
13.计算内容计算结果∴SB=RB/2Y=
271.70/3=
90.57N,SC=RC/2Y=
1236.46/3=
412.15Nc.轴向外载荷FA=Fa1=
101.33Nd.各轴承的实际轴向力AB=max(SB,FA-SC)=FA-SC=
310.82N,AC=(SC,FA+SB)=SC=
412.15N计算轴承当量动载由于受较小冲击查
[2]表9-7fd=
1.2,又轴I受较小力矩,取fm=
1.5∵AB/RB=
310.82/
271.70=
1.144>е=
0.37,取X=
0.4,Y=
1.6,∴PB=fdfm(XRB+YAB)=
1.8×(
0.4×
271.7+
1.6×
310.82)=
1090.79N∵AC/RC=
412.15/
1236.46=
0.33<е=
0.37,取X=1,Y=0,∴PC=fdfm(XRC+YAC)=
1.2×
1.5×1×
1236.46=
2225.63N计算轴承寿命又PB<PC,故按PC计算,查
[2]表9-4得ft=
1.0∴L10h=106(ftC/P)/60n1=106(59800/
2225.63)10/3/(60×960)=
0.12×106h,按每年250个工作日,每日一班制工作,即L1=
60.26>L=11年故该轴承满足寿命要求
2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a.高速轴的轴承既承受一定径向载荷,同时还承受轴向外载荷,选用圆锥滚子轴承,初取d=35㎜,由
[1]表
4.6-3选用型号为30207,其主要参数为d=35㎜,D=72㎜,Cr=51500N,е=
0.37,Y=
1.6,Y0=
0.9,Cr0=37200查
[2]表9-6当A/R≤е时,X=1,Y=0;当A/R>е时,X=
0.4,Y=
1.6b.计算轴承D的受力(图
1.6)
1.支反力RB=√R+R=√
1919.262+
547.232=
1995.75NSB=
90.57NSC=
412.15NFA=
101.33NAB=
310.82NAC=
412.15NPB=
1090.79NPC=
2225.63N选用圆锥滚子轴承30207(GB/T297-94)RB=
1995.75N
14.计算内容计算结果RA=√R+R=√
750.702+
353.692=
922.23N
2.附加轴向力(对滚子轴承S=Fr/2Y)∴SB=RB/2Y=
1995.75/
3.2=
623.67N,SA=RA/2Y=
922.23/
3.2=
288.20Nc.轴向外载荷FA=Fa2=
101.33N各轴承的实际轴向力AB=max(SB,FA+SA)=SB=
623.67N,AA=(SA,FA-SB)=FA-SB=
522.34Ne.计算轴承当量动载由于受较小冲击查
[2]表9-7fd=
1.2,又轴I受较小力矩,取fm=
1.5∵AB/RB=
623.67/
1995.75=
0.312<е=
0.37,取X=1,Y=0∴PB=fdfm(XRB+YAB)=
1.2×
1.5×
1995.75=
3592.35N∵AA/RA=
522.34/
922.23=
0.566>е=
0.37,取X=
0.4,Y=
1.6∴PA=fdfm(XRA+YAA)=
1.8×(
0.4×
922.23+
1.6×
522.34)=
2168.34N计算轴承寿命又PB>PA,故按PB计算,查
[2]表9-4得ft=
1.0∴L10h=106(ftC/P)/60n2=106(51500/
3592.35)10/3/(60×
303.673)=
0.1833×106h,按每年250个工作日,每日一班制工作,即L1=
91.65>L=11年故该轴承满足寿命要求
3.减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算a.高速轴的轴承只承受一定径向载荷,选用深沟球轴承,初取d=55㎜,由
[1]表
4.6-3选用型号为6211,其主要参数为d=55㎜,D=100㎜,Cr=33500N,Cr0=25000b.计算轴承D的受力(图
1.5)支反力RB=√R+R=√
1157.522+
421.312=
1231.81N,RC=√R+R=√
1536.352+
559.182=
1634.95Nc.轴向外载荷FA=0NRA=
922.23NSB=
623.67NSA=
288.20NFA=
101.33NAB=
623.67NAA=
522.34NPB=
3592.35NPA=
2168.34N选用深沟球轴承6211(GB/T276-94)RB=
1231.81NRC=
1634.95NFA=0N
15.计算内容计算结果d.计算轴承当量动载由于受较小冲击查
[2]表9-7fd=
1.2,又轴I受较小力矩,取fm=
1.5∴PB=fdfmRB=
1.2×
1.5×
1231.8=
2256.5N∴PC=fdfmRC=
1.2×
1.5×1×
1634.95=
2942.91N计算轴承寿命又PB<PC,故按PC计算,查
[2]表9-4得ft=
1.0∴L10h=106(ftC/P)/60n3=106(33500/
2942.91)10/3/(60×
63.829)=
27.41×106h,按每年250个工作日,每日一班制工作,即L1=
399.45>L=11年故该轴承满足寿命要求七,键联接的选择和验算
1.联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键(GB1095-79,GB1096-79),由d=30㎜,查
[1]表
4.5-1得b×h=8×7,因半联轴器长为60㎜,故取键长L=50㎜,即d=30㎜,h=7㎜,L1=L-b=42㎜,T1=
28.38N·m,由轻微冲击,查
[2]表2-10得[σP]=100Mpa∴σP=4T/dhL1=4×
29.844/(30×7×42)=
12.87<[σP]=100Mpa故此键联接强度足够小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接采用圆头普通平键(GB1095-79,GB1096-79),由d=20㎜,查
[1]表
4.5-1得b×h=6×6,因小圆锥齿轮宽为55㎜,故取键长L=42㎜即d=20㎜,h=6㎜,L1=L-b=36㎜,T1=
29.844N·m,由轻微冲击,查
[2]表2-10得[σP]=100Mpa∴σP=4T/dhL1=4×
29.844/(20×6×36)=
27.63<[σP]=100Mpa故此键联接强度足够大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接PB=
2256.5NPC=
2942.91NL=50㎜d=30㎜h=7㎜L1=42㎜T1=
28.38N·mL=42㎜d=20㎜h=6㎜L1=36㎜T1=
29.844N·m
16.计算内容计算结果采用圆头普通平键(GB1095-79,GB1096-79),由d=50㎜,查
[1]表
4.5-1得b×h=14×9,因大圆锥齿轮宽为50㎜,故取键长L=44㎜即d=50㎜,h=9㎜,L1=L-b=30㎜,T2=
86.955N·m,由轻微冲击,查
[2]表2-10得[σP]=100Mpa∴σP=4T/dhL1=4×
86.955/(50×9×30)=
25.76<[σP]=100Mpa故此键联接强度足够大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接采用圆头普通平键(GB1095-79,GB1096-79),由d=60㎜,查
[1]表
4.5-1得b×h=18×11,因大圆柱齿轮宽为64㎜,故取键长L=54㎜,即d=60㎜,h=11㎜,L1=L-b=36㎜,T3=
393.197N·m,由轻微冲击,查
[2]表2-10得[σP]=100Mpa∴σP=4T/dhL1=4×
393.197/(60×11×36)=
66.19<[σP]=100Mpa故此键联接强度足够
5.低速轴III与输出联轴器的键联接采用圆头普通平键(GB1095-79,GB1096-79),由d=42㎜,查
[1]表
4.5-1得b×h=12×8,因半联轴器长为84㎜,故取键长L=72㎜,即d=42㎜,h=8㎜,L1=L-b=60㎜,T4=
381.527N·m,由轻微冲击,查
[2]表2-10得[σP]=100Mpa∴σP=4T/dhL1=4×
381.527/(42×8×60)=
75.70<[σP]=100Mpa故此键联接强度足够八,联轴器的选择
1.输入端联轴器的选择根据工作情况的要求,决定高速轴与电动机轴之间选用L=44㎜d=50㎜h=9㎜L1=30㎜T2=
86.955N·mL=54㎜d=60㎜h=11㎜L1=36㎜T3=
393.197N·mL=72㎜d=42㎜h=8㎜L1=60㎜T4=
381.527N·m
17.计算内容计算结果弹性柱销联轴器按参考文献
[3],计算转矩为Tc=KAT,由载荷平稳,冲击较小查
[2]表6-6有KA=
1.15,又∵T=
29.844N·m∴Tc=
1.15×
29.844=
34.32N·m根据Tc=
34.32N·m小于Tpmax,n=n0=960r/min小于许用最高转速及电动机轴伸直径d0=38mm,高速轴轴伸直径d=30mm,查
[1]表
4.7-1选用HL3型其公称转矩Tpmax=630N·m许用最高转速n=5000r/min,轴孔直径范围d=30~48mm孔长L1=82mm,L2=60mm,满足联接要求标记为联轴器HL4型(Y38×82,30×60)GB5014-
852.输出端联轴器的选择根据工作情况的要求,决定低速轴与卷筒轴之间也选用柱弹性销联轴器按参考文献
[3],计算转矩为Tc=KAT,由载荷不均匀,冲击较小查
[2]表6-6有KA=
1.2,又∵T=
81.527N·m∴Tc=
1.2×
81.527=
97.83N·m根据Tc=
97.83N·m小于Tpmax,n=n0=960r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d0=42mm,卷筒轴轴伸直径d=56mm,查
[1]表
4.7-1选用HL4型其公称转矩Tpmax=1250N·m许用最高转速n=4000r/min,轴孔直径范围d=40~56mm孔长L1=112mm,L2=84mm,满足联接要求标记为联轴器HL4型(Y42×84,56×112)GB5014-85八,润滑油的选择与热平衡计算
1.减速器的热平衡计算一般情况下,连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的Tc=
34.32N·m选用联轴器HL4型(Y38×82,30×60)GB5014-85Tc=
97.83N·m选用联轴器HL4型(Y42×84,56×112)GB5014-
8518.计算内容计算结果功率为Pf=P(1-η)kw,且减速器传动的总效率η=η1η33η4η5η6=
0.96×
0.983×
0.99×
0.95×
0.97=
0.824则由
[2]可知产生的热流量为H1=1000P0(1-η)=1000×3×
0.176=528W以自然冷却方式,能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流量为{箱体散热系数取Kd=16W/㎡·℃,且经计算箱体散热总面积为A=
1.06㎡}所以,由
[2]6-21有t≥t0+1000P0(1-η)/(KdA)=20+528/(16×
1.06)=
51.13℃
2.润滑油的选择由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于500Mpa又∵v=
1.113<5m/s,箱体温度t=
51.13<55℃按
[2]表5-12得所需润滑油黏度为680,∴由黏度680,查
[1]表
4.8-1得选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油(SY1172-1980)
19.计算内容计算结果参考文献
[1]巩云鹏、田万禄等主编.机械设计课程设计.沈阳东北大学出版社2000
[2]孙志礼,冷兴聚,魏严刚等主编.机械设计.沈阳东北大学出版社2000
[3]刘鸿文主编.材料力学.北京高等教育出版社1991
[4]哈尔滨工业大学理论力学教研组编.理论力学.北京高等教育出版社1997
[5]大连理工大学工程画教研室编.机械制图.北京高等教育出版社1993
[6]孙桓,陈作模主编.机械原理.北京高等教育出版社2000
[7]高泽远,王金主编.机械设计基础课程设计.沈阳东北工学院出版社1987
[8]喻子建,张磊、邵伟平、喻子建主编.机械设计习题与解题分析.沈阳东北大学出版社2000
[9]张玉,刘平主编.几何量公差与测量技术.沈阳东北大学出版社1999
[10]成大先主编.机械设计手册减变速器.电机与电器化学工业出版社
20.。