麥秸打包機機構及傳動裝置設計含3張CAD圖
麥秸打包機機構及傳動裝置設計含3張CAD圖,麥秸,打包機,機構,傳動,裝置,設計,cad
附錄1：機構運動力學分析計算程序
OPEN #1:NAME"MA.TRU", CREATE NEWOLD
ERASE #1
OPTION NOLET
W=-10
YC=0
XA=0
YA=400
LAB=388
LBC=1315
LAD=108
XF=395
YF=469
LFE=256
LDE=333
LFM=949
FOR I=0 TO 360 STEP 5
QAB=I
CALL LINK (XA,YA,0,0,0,0,QAB*PI/180,W,0,LAB,XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY)
QAD=QAB-95
CALL LINK (XA,YA,0,0,0,0,QAD*PI/180,W,0,LAD,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY)
CALL RRP (+1,YC,LBC,YB,VBY,ABY,QBC,W2,E2)
CALL LINK(XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY,QBC,W2,E2,LBC,XC,YC,VCX,VCY,ACX,ACY)
CALL RRR (XF,YF,0,0,0,0,XD,YD,VDX,VDY,ADX,ADY,LFE,LDE,QFE,W5,E5,QDE,W4,E4)
CALL LINK(XF,YF,0,0,0,0,QFE,W5,E5,LFE,XE,YE,VEX,VEY,AEX,AEY)
QFM=QFE+222*PI/180
CALL LINK (XF,YF,0,0,0,0,QFM,W5,E5,LFM,XM,YM,VMX,VMY,AMX,AMY)
IF I<=154 THEN
P=50
ELSEIF I<=348 THEN
P=-50-(XC-837)*7850/820
ELSE
P=50
END IF
FBCX=-P
FBCY=SIN(QBC)/COS(QBC)*FBCX
FBC=SQR(FBCX^2+FBCY^2)
FGH=0
FM1=G
FDEX=FM*(XF-XM)/((YE-YF)+SIN(QDE)/COS(QDE)*(XF-XE))
FDEY=FM*(XF-XM)*SIN(QDE)/COS(QDE)/((YE-YF)+(XF-XE)*SIN(QDE)/COS(QDE))
FDE=SQR(FDEX^2+FDEY^2)
FFX=-FDEX
FFY=FM1-FDEY
FF=SQR(FFX^2+FFY^2)
MA=FBCY*(XB-XA)+FDEX*(YA-YD)+FDEY*(XD-XA)-FBCX*(YB-YA)
FAX=FBCX+FDEX
FAY=FBCY+FDEY
FA=SQR(FAX^2+FAY^2)
PRINT #1: STR$(I);",";STR$(MA);",";STR$(FBC);",";STR$(FDE);",";STR$(FF);",";STR$(FA)
NEXT I
END
! 5 SUBS: LINK, RRR, RPR, RRP, RRP1
SUB LINK(XA,YA,VAX,VAY,AAX,AAY,QAB,W,E,L,XB,YB,VBX,VBY,ABX,ABY)
XB=XA+L*COS(QAB)
YB=YA+L*SIN(QAB)
VBX=VAX-L*SIN(QAB)*W
VBY=VAY+L*COS(QAB)*W
ABX=AAX-L*COS(QAB)*W^2-L*SIN(QAB)*E
ABY=AAY-L*SIN(QAB)*W^2+L*COS(QAB)*E
END SUB
SUB RRR(XA,YA,VAX,VAY,AAX,AAY,XC,YC,VCX,VCY,ACX,ACY,LAB,LCB,QAB,WAB,EAB,QCB,WCB,ECB)
LAC=SQR((XC-XA)^2+(YC-YA)^2)
COSQAC=(XC-XA)/LAC
SINQAC=(YC-YA)/LAC
QAC=ANGLE(COSQAC,SINQAC)
COSQCBA=(LAB^2+LAC^2-LCB^2)/(2*LAB*LAC)
SINQCBA=SQR(1-COSQCBA^2)
QCBA=ANGLE(COSQCBA,SINQCBA)
QAB=QAC-QCBA
XB=XA+LAB*COS(QAB)
YB=YA+LAB*SIN(QAB)
COSQCB=(XB-XC)/LCB
SINQCB=(YB-YC)/LCB
QCB=ANGLE(COSQCB,SINQCB)
WAB=((VAX-VCX)*COSQCB+(VAY-VCY)*SINQCB)/LAB/SIN(QAB-QCB)
WCB=((VAX-VCX)*COS(QAB)+(VAY-VCY)*SIN(QAB))/LCB/SIN(QAB-QCB)
G=AAX-ACX-LAB*COS(QAB)*WAB^2+LCB*COSQCB*WCB^2
F=AAY-ACY-LAB*SIN(QAB)*WAB^2+LCB*SINQCB*WCB^2
EAB=(G*COSQCB+F*SINQCB)/LAB/SIN(QAB-QCB)
ECB=(G*COS(QAB)+F*SIN(QAB))/LCB/SIN(QAB-QCB)
END SUB
SUB RPR(M,XA,YA,VAX,VAY,AAX,AAY,XC,YC,VCX,VCY,ACX,ACY,LAB,QBD,W,E)
LAC=SQR((XC-XA)^2+(YC-YA)^2)
COSQAC=(XC-XA)/LAC
SINQAC=(YC-YA)/LAC
QAC=ANGLE(COSQAC,SINQAC)
LBC=SQR(LAC^2-LAB^2)
QACB=ATN(LAB/LBC)
QBD=QAC+M*QACB
DELTA=-(YC-YA)*SIN(QBD)-(XC-XA)*COS(QBD)
DELTAW=(VCX-VAX)*SIN(QBD)-(VCY-VAY)*COS(QBD)
DELTAV=-(YC-YA)*(VCY-VAY)-(XC-XA)*(VCX-VAX)
W=DELTAW/DELTA
VLBC=DELTAV/DELTA
T1=(ACX-AAX)+(VCY-VAY)*W+SIN(QBD)*W*VLBC
T2=(ACY-AAY)-(VCX-VAX)*W-COS(QBD)*W*VLBC
DELTAE=T1*SIN(QBD)-T2*COS(QBD)
E=DELTAE/DELTA
END SUB
SUB RRP(M,YB,LAB,YA,VAY,AAY,QAB,W,E)
! THE GUIDEWAY IS HORIZONTAL
! B IS THE REVOLUTE BETWEEN COUPLER AND SLIDING BLOCK
! IF XB>XA THEN M=+1,OTHERWISE, M=-1
SINQAB=(YB-YA)/LAB
COSQAB=M*SQR(1-SINQAB^2)
QAB=ANGLE(COSQAB,SINQAB)
W=-VAY/(LAB*COSQAB)
E=(-AAY*COSQAB-VAY*SINQAB*W)/(LAB*COSQAB^2)
END SUB
SUB RRP1(M,XB,LAB,XA,VAX,AAX,QAB,W,E)
! THE GUIDEWAY IS VERTICAL
! B IS THE REVOLUTE BETWEEN COUPLER AND SLIDING BLOCK
! IF YB>YA THEN M=+1,OTHERWISE, M=-1
COSQAB=(XB-XA)/LAB
SINQAB=M*SQR(1-COSQAB^2)
QAB=ANGLE(COSQAB,SINQAB)
W=VAX/(LAB*SINQAB)
E=(AAX*SINQAB-VAX*COSQAB*W)/(LAB*SINQAB^2)
END SUB
程序運行結果
I(度)
MA(N*mm)
FBC(N)
FDE(N)
FF(N)
FA(N)
0
-19300.4
52.4872
534.917
667.771
549.526
5
-20209.4
52.9652
535.655
670.095
547.724
10
-21214.1
53.4927
537.51
673.375
547.026
15
-22352.7
54.068
540.46
677.592
547.437
20
-23657.4
54.6882
544.47
682.709
548.949
25
-25151.8
55.3488
549.481
688.668
551.534
30
-26848.5
56.0435
555.41
695.389
555.141
35
-28746.2
56.7642
562.146
702.762
559.695
40
-30827.
57.5009
569.547
710.646
565.089
45
-33052.5
58.2414
577.431
718.858
571.18
50
-35362.
58.9715
585.574
727.174
577.782
55
-37669.9
59.6756
593.711
735.324
584.669
60
-39865.9
60.3363
601.534
742.992
591.568
65
-41817.8
60.9358
608.7
749.827
598.172
70
-43377.2
61.4564
614.844
755.454
604.142
75
-44389.9
61.8814
619.602
759.496
609.136
80
-44709.6
62.1964
622.639
761.606
612.828
85
-44214.7
62.3901
623.685
761.506
614.943
90
-42824.6
62.4555
622.567
759.02
615.294
95
-40512.8
62.3901
619.244
754.107
613.805
100
-37313.1
62.1964
613.819
746.882
610.535
105
-33316.9
61.8814
606.544
737.616
605.678
110
-28661.6
61.4564
597.792
726.71
599.544
115
-23512.7
60.9358
588.026
714.659
592.526
120
-18043.
60.3363
577.745
701.999
585.059
125
-12415.5
59.6756
567.441
689.26
577.573
130
-6769.81
58.9715
557.553
676.916
570.458
135
-1216.63
58.2414
548.445
665.362
564.035
140
4162.78
57.5009
540.389
654.9
558.546
145
9312.64
56.7642
533.57
645.732
554.154
150
14196.8
56.0435
528.089
637.979
550.949
155
19069.2
47.6503
523.98
631.688
506.349
160
26154.3
61.6894
521.229
626.852
496.343
165
34649.2
98.3876
519.781
623.425
478.822
170
45994.4
156.266
519.56
621.335
455.709
175
61472.7
234.062
520.475
620.494
431.964
180
82233.9
330.725
522.428
620.808
416.063
185
109315.
445.402
525.319
622.177
419.563
190
143656.
577.411
529.046
624.505
453.594
195
186105.
726.216
533.512
627.695
523.558
200
237418.
891.389
538.618
631.652
628.037
205
298248.
1072.58
544.266
636.283
762.505
210
369123.
1269.47
550.359
641.493
922.573
215
450413.
1481.73
556.792
647.185
1104.98
220
542294.
1709.
563.459
653.255
1307.42
225
644697.
1950.84
570.242
659.596
1528.27
230
757251.
2206.65
577.014
666.087
1766.2
235
879224.
2475.73
583.638
672.599
2020.05
240
1.00947e+6
2757.14
589.963
678.991
2288.67
245
1.14634e+6
3049.76
595.829
685.11
2570.84
250
1.2877e+6
3352.23
601.065
690.795
2865.2
255
1.43084e+6
3662.98
605.5
695.883
3170.21
260
1.5725e+6
3980.18
608.97
700.215
3484.18
265
1.70887e+6
4301.81
611.324
703.646
3805.17
270
1.83569e+6
4625.64
612.443
706.055
4131.08
275
1.94829e+6
4949.3
612.248
707.363
4459.6
280
2.04179e+6
5270.3
610.714
707.535
4788.3
285
2.1112e+6
5586.04
607.875
706.593
5114.56
290
2.15168e+6
5893.95
603.828
704.617
5435.72
295
2.15876e+6
6191.42
598.727
701.738
5749.04
300
2.12853e+6
6475.93
592.774
698.132
6051.8
305
2.05794e+6
6745.04
586.203
694.005
6341.33
310
1.94498e+6
6996.43
579.267
689.576
6615.03
315
1.78887e+6
7227.92
572.22
685.069
6870.45
320
1.59024e+6
7437.47
565.301
680.693
7105.29
325
1.3512e+6
7623.21
558.731
676.637
7317.4
330
1.07534e+6
7783.4
552.701
673.068
7504.84
335
767750.
7916.48
547.374
670.121
7665.8
340
434871.
8021.
542.879
667.907
7798.65
345
84320.1
8095.65
539.32
666.512
7901.91
350
-17595.1
51.6806
536.774
665.998
556.337
355
-18444.2
52.0592
535.295
666.409
552.409
360
-19300.4
52.4872
534.917
667.771
549.526
附錄2：低速軸大齒輪的參數(shù)計算
l 結構設計
根據(jù)【5】第74頁圖2設計齒輪結構：
根據(jù)計算及3軸的設計可知：z=89，mn=3mm，d=70mm，分度圓直徑275.9mm
查【3】第114頁得=1；=0.25；根據(jù)式6-12~6-14得
h=（2+）mn=（2+0.25）=6.75mm
da=275.9mm+2mn =281.9mm
df=275.9mm-2（+） mn=268.4mm
d1=1.6d=112mm
l=（1.2~1.5）dB，取l=B=97mm
=（2.5~4）mn 8~10mm取12mm
C=0.3B=29.1mm
n=0.5 mn =1.5mm
D1=df-2=244.4mm
=0.5（D1+d1）=178.2mm
=0.25（D1-d1）=33.1mm
倒角r=5mm
l 嚙合參數(shù)
根據(jù)【1】第123頁表10-5選擇檢測項目
查【1】第123頁表10-6得：
齒圈徑向跳動公差=0.063mm；齒形公差=0.018mm
查【1】第123頁表10-7得：
齒距極限偏差=0.022mm；基節(jié)極限偏差=0.020mm
查【1】第124頁表10-8得：
=0.050mm；
查【1】第124頁表10-9得：
中心距極限偏差=0.036mm
查【1】第124頁表10-11得：
接觸斑點：按高度不小于40%，按長度不小于50%
查【1】第125頁表10-14得：
齒厚極限偏差參考值為HL
查【1】第125頁表10-12得：
齒厚極限偏差H=-8=-0.176mm；L=-16=-0.352mm
查【1】第125頁公式式得：
公法線極限偏差
=-0.72=0.176-0.720.063=0.165mm
=+0.72=0.352-0.720.063=0.331mm
查【1】第126頁表10-15得：
頂圓直徑形狀公差為IT11
查【1】第99頁表9-1得頂圓直徑形狀公差數(shù)值為0.320mm
查【1】第126頁表10-15得：
齒輪基準面徑向圓跳動公差及端面跳動公差皆為0.022mm
查【1】第128頁表10-18得：
假想齒輪系數(shù)=1.090
根據(jù)【1】第127頁表10-17公式得：
Z’=Z=97.01
查【1】第127頁表10-17得：
跨側齒數(shù)K=11，W’=32.3559
查【1】第128頁表10-19得：
=0.0014
根據(jù)【1】第127頁表10-17公式得：
公法線長度=（W’+）mn=（32.3559+0.0014）3=97.0719
表面粗糙度的值：
查【1】第126頁表10-16得：
齒面粗糙度的值為：1.6
齒頂圓柱面粗糙度值為：3.2
基準端面粗糙度值為：3.2
基準孔粗糙度值為：1.6
附錄三：軸的參數(shù)設計
根據(jù)軸上的直徑尺寸：
查【1】第113頁表9-10得軸承配合處軸段的圓柱度為0.013
查【1】第115頁表9-12得，（為了方便加工，該值統(tǒng)一取最大值）
各配合處軸段及軸肩相對中心基準的圓跳動度為0.040
直徑公差值均查閱【1】第99頁表9-1
軸承配合公差參考【1】第76頁表16-10；其余配合參考【1】第203頁表15-1
表面粗糙度值參考【1】第208頁表16-2
軸承配合處軸肩表面粗糙度值參考【1】第77頁表6-14
倒角參考【1】第14頁表1-27及表1-28
目錄
1. 設計任務書…………………………………………………… P3
2. 執(zhí)行機構設計及分析
l 運動方案設計……………………………………………… P4
l 機構運動分析……………………………………………… P5
l 機構受力分析計算………………………………………… P6
3. 傳動裝置的總體設計
l 傳動方案…………………………………………………… P8
l 電動機的選擇及分配傳動比……………………………… P8
l 帶的傳動設計計算及校核………………………………… P10
l 高速級圓柱齒輪傳動設計計算及校核…………………… P13
l 低速級圓柱齒輪傳動設計計算及校核…………………… P18
l 潤滑及密封的選擇………………………………………… P23
l 減速器軸的設計計算及校核、聯(lián)軸器及軸承的選擇…… P23
l 軸承的校核………………………………………………… P31
l 鍵的選擇及校核…………………………………………… P37
l 減速器附件的選擇及說明………………………………… P37
l 箱體設計及說明…………………………………………… P38
4. 設計小結……………………………………………………… P39
5. 參考資料……………………………………………………… P40
6、附錄
一、設計任務書
1、設計題目：麥秸打包機機構及傳動裝置設計
2、打包機工作原理簡介
人工將麥秸挑到料倉上方，撞板B上下運動（不一定是直線運動）將麥秸喂入料倉，滑塊A在導軌上水平往復運動，將麥秸向料倉前部推擠。每隔一定時間往料倉中放入一塊木板，木版的兩面都切出兩道水平凹槽。這樣，麥秸將被分隔在兩塊木版之間并被擠壓成長方形。從料倉側面留出的空隙中將兩根彎成∏型的鐵絲穿過兩塊木版凹槽留出的空洞，在料倉的另一側將鐵絲絞接起來，麥秸即被打包，隨后則被推出料倉。
打包機由電動機驅動，經(jīng)傳動裝置減速，再通過適當?shù)臋C構實現(xiàn)滑塊和撞板的運動。傳動裝置有以下三種方案：
I：帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器；
II：圓錐圓柱齒輪減速器；
III：蝸桿減速器
3、設計參數(shù)及說明
執(zhí)行構件的位置和運動尺寸如圖1所示，當滑塊處于極限位置A1和A2時，撞板分別處于極限位置B1和B2。一個工作循環(huán)所需時間為T。撞板的質(zhì)量m = 15kg，依靠重力將麥秸喂入料倉?；瑝K所受載荷如圖2所示，其中P1 = 50N， T=1.05，P2=7900，l1=300，l2=400，l3=260，l4=820，l5=200，l6=600
4、說明和要求：
（1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個月；
（2） 使用年限：六年；
（3） 生產(chǎn)批量：小批量試生產(chǎn)（十臺）；
（4） 生產(chǎn)條件：一般機械廠，可加工7級精度齒輪、蝸桿及蝸輪；
（5） 動力來源：三相交流電（220V/380V）；
（6） 工作周期T的允許誤差為±3%之內(nèi)；
二、執(zhí)行機構設計及分析
1、運動方案設計
經(jīng)過設計有如下三種運動方案：
1、
方案說明：
該機構有7個運動件，其中4個是滑動件，3根轉動件，桿1為主動件
2、
方案說明：
該機構有5個運動件，其中兩個滑動件，三個轉動件，桿1為主動件
3、
方案說明：該機構由7個運動件構成，其中一個滑動件，6個轉動件，桿AB為主動件
方案比較：從運動件的構成上看，第一種方案的滑動件最多，這也就意味著摩擦大，將來該機構的強度要求要比第2、3種方案高，而且機構數(shù)目多，機器復雜。
而第二種方案，雖然機構數(shù)目較少，但其滑動副相對第三種要多，因此最終確定第一種方案為最佳方案！
2、機構運動分析
根據(jù)所選機構進行設計，參數(shù)如下：
各桿長度為：LAB=388mm;LBC=1315mm;LAD=108mm;LDE=333mm;LEF=356mm;LFM=949mm;LFG=120mm;LMN=219mm;e=400mm;
RRP桿組的傳動角為53.18°；RRR桿組的傳動角為51.679°；極位夾角12°
執(zhí)行構件MN與滑塊C的運動分析如下圖：
見圖1，當XT>XN時，即滑塊的右上角T位于撞板MN的右邊，此時，為了防止兩個執(zhí)行件相互干涉，圖2的YN應該大于YT，也就是說，圖二的兩根黑線必須位于圖一的兩根黑線內(nèi)，故該機構的兩個執(zhí)行件不會相互干涉！
3、機構受力分析計算
根據(jù)機構的運動進行力的分析，設機架A點正下方與滑塊中心線相交點為原點建立坐標系，力的方向向右為正：
首先根據(jù)滑塊的運動方向確定機構的外載荷：
當滑塊處于向右運動的過程時：
P=P1+(XC-XCmin)(P2-P1)/L4=50+(XC-837)*7950/820
當滑塊處于向左運動的過程時：P=-P1=-50N
由滑塊力平衡得：
FBCX=-P；
FBCY=SIN(QBC)/COS(QBC)*FBCX
得:FBC=
由于撞板是三力構件，根據(jù)力的平衡可知，撞板的重力均作用在FM桿上即：FFM=mg
對于桿EFM，根據(jù)力矩平衡條件可得FDEX=FFM*(XF-XM)/((YE-YF)+SIN(QDE)/COS(QDE)*(XF-XE))
FDEY=FFM*(XF-XM)*SIN(QDE)/COS(QDE)/((YE-YF)+(XF-XE)*SIN(QDE)/COS(QDE))
FDE=
根據(jù)的力的平衡條件可得：
FFX=-FDEX
FFY=FFM-FDEY
FF=
對ABD構件進行力的分析，根據(jù)力矩的平衡可得運動所需的轉矩MA為： MA=FBCY*(XB-XA)+FDEX*(YA-YD)+FDEY*(XD-XA)-FBCX*(YB-YA)
根據(jù)力的平衡條件可得：
FAX=FBCX+FDEX
FAY=FBCY+FDEY
FA=
根據(jù)以上對機構的分析可編寫計算機構運動所需的總力矩MA及各運動副所受的力，程序見附錄1
由程序得出的MA-QAB曲線圖：
其中最大值MAmax= 215876N*mm
三、 傳動裝置的總體設計
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
一、傳動方案
方案簡圖
二、電動機的選擇及分配傳動比
1、電動機的選擇
2、電動機功率
由序號確定為 帶傳動+兩級圓柱斜齒輪減速器
選用Y系列電動機
根據(jù)工作機的載荷情況,取工作機平均功率為：
==
根據(jù)可以求得工作機所需功率為：
Pw=1.8=1.8×3143.33
查[1]第三頁表1-7可知：
8級圓柱傳動效率： η1=η2=0.97
V帶傳動效率： η3=0.96
彈性聯(lián)軸器的傳動效率： η4=0.99~0.995 取η4=0.99
球軸承的傳動效率： η5=η6=η7=0.99
由此可求得傳動裝置的總效率η：
根據(jù)[1]第170頁公式：η=η1η2η3η4η5η6η7=0.97×0.97×0.96×0.99×0.99×0.99×0.99
由此可求得電動機所需輸出功率：
根據(jù)[1]第170頁公式：Pd==
序號為4
=3143.33W
Pw=5658.0W
η=0.868
Pd=6518.43W
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
3、確定電動機轉速
4、選定電動機
5、分配傳動比
6、確定各軸動力參數(shù)
由此可求得電動機額電功率Pm：
Pm=（1~1.3）Pd，取Pm=1.2Pd=1.2×6518.43=7822.11W
查【1】第155頁表12-1:
根據(jù)Pm>Pd 取電動機的額定功率
綜合考慮電動機的性價比，優(yōu)先選用同步轉速為1500r/min的電動機，滿載轉速nm=1440r/min
由此選定電動機型號：
Y 132M-4
根據(jù)工作機的工作周期T可求得工作機的輸入轉速為：
nw=60/T
由此可求得傳動裝置的總傳動比i
根據(jù)【1】第171頁公式：i=i1 i2 i3= nm / nw=1440/57.14
查【1】第3頁表1-8得：
V帶傳動比i1<7
齒輪傳動比i2<8；i3<8
根據(jù)【1】第169頁表13-2
取i1=2.267
根據(jù)【1】第171頁原則：i2=（1.3~1.5）i3
取i2=3.8；i3=2.883
驗算σi==
根據(jù)【1】第172頁公式可得：
各軸轉速：
n1= nm/i1=1440/2.267
n2= nm/（i1i2）=1440/（2.267×3.8）
n3= nm/（i1i2i3）=1440/（2.267×3.8×2.883）
nw = n3
各軸輸入功率：
P1=Pd×η3=6518.43×0.96
P2=P1×η1×η5=6518.43×0.96×0.97×0.99
P3=P2×η2×η6=6518.43×0.96×0.97×0.99×0.97×0.99
Pw=P3×η4×η7=6518.43×0.96×××0.99
各軸輸入轉矩：
T1=9.55×P1/n1=9.54516×Nmm
T2=9.55×P2/n2=3.483159× Nmm
T3=9.55×P3/n3=9.64476× Nmm
Pm=7.5KW
nm=1440r/min
電動機型號Y 132M-4
nw=57.14r/min
i=25.2
i1=2.267
i2=3.8
i3=2.883
σi=1.46%<3%
n1=626.087r/ min
n2=164.76 r/ min
nw = n3=57.14 r/ min
P1=6257.70W
P2=6009.27W
P3=5770.70W
Pw=5655.86W
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
三、帶的傳動設計計算及校核
1、確定計算功率
2、選擇帶型
3確定帶輪的基準直徑dd1和dd2
4、確定中心距a和帶的基準長度Ld
Tw=9.55×Pw /nw=9.4528288× Nmm
軸
名
參
數(shù)
電動機軸
1軸
2軸
3軸
工作機軸
轉速（r/min）
1440
626.087
164.76
57.14
57.14
功率（KW）
6.51843
6.25770
6.00927
5.77070
5.65586
轉扭（Nmm）
9.54516×
3.483159×
9.64476×
9.4528288×
傳動比
2.267
3.8
2.883
1
效率
0.96
0.9603
0.9603
0.9801
根據(jù)【2】第151頁公式可得：
計算功率Pca=KAP
查【2】第151頁表8-6得KA=1.2
則Pca=KAP= KAPd=1.2×6.51843KW
根據(jù)Pca，n1查【2】第152頁圖8-9選用SPZ窄V帶
查【2】第145頁表8-3得dd1min=63mm
查【2】第153頁表8-7及所選電動機中心高取
dd1=90mm<132mm
根據(jù)【2】第147頁式8-15得
dd2=i1 dd1=204mm
查【2】第153頁表8-7取dd2=204mm
驗算帶速，根據(jù)【2】第146頁式8-13得
v1=≈=6.79m/s
v2=≈=1.786m/s
根據(jù)【2】第153頁原則驗算帶速合格
根據(jù)【2】第154頁公式及考慮傳動結構需要
0.7（dd1+dd2）<<2(dd1+dd2)
Pca=7.8216KW
選用SPZ窄V帶
dd1=90mm
dd2=204mm
v1=6.79m/s
v2=1.786m/s
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
5、驗算主動輪上的包角
6、確定帶的根數(shù)z
7、確定帶的預緊力
初定：207.9mm<=350mm<594mm
根據(jù)【2】第154頁式8-20
L’d≈2+（dd1+dd2）+=11176.30mm
查【2】第142頁表8-2取Ld的標準值1250mm
根據(jù)【2】第154頁式8-21計算實際中心距a
a≈+=350+
中心距調(diào)整范圍amin=a-0.015Ld=368.1mm
amax=a+0.03Ld=424.35mm
根據(jù)【2】第154頁公式
α1≈180°-×57.5°=180°-×57.5°
根據(jù)【2】第154頁式8-22計算帶的根數(shù)z=
根據(jù)n1、dd1、i1查【2】第150頁表8-5c得
單根帶的基本額定功率：
用插值法：=1.98-=1.958kw
根據(jù)n1、i1查【2】第150頁表8-5d得：
單根帶的基本額定功率增量=0.22kw
根據(jù)α1查【2】第14頁表8-8用插值法得包角系數(shù)：
=0.96-≈0.95522
根據(jù)Ld查【2】第142頁表8-2得長度系數(shù)：
=0.94
則，帶數(shù)z==
根據(jù)【2】第155頁式8-23計算帶的預緊力
=500+q
=350mm
L’d≈1176.30mm
Ld=1250mm
a=386.85mm<594mm
amin=368.1mm
amax=424.35mm
α1≈162.61°>120°
=1.958kw
=0.22kw
≈0.95522
=0.94
z=3.999取z=4
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
8、計算帶傳動作用在軸上的力Fp
9、小帶輪材料選擇及結構設計
根據(jù)帶型查【2】第145頁表8-4得：
V帶單位長度的質(zhì)量q=0.07kg/m
由此可計算出=500+q
500
根據(jù)【2】第155頁式8-24計算帶的壓軸力Fp
Fp===2289.567N
根據(jù)【2】第156頁選擇帶輪材料為HT200
根據(jù)【2】第159頁選擇帶輪的張緊裝置為定期張緊裝置
根據(jù)【2】第156頁原則
查【1】第156頁表12-3得帶輪的孔徑為38mm
dd1=90mm<2.5d=95mm故采用實心式
根據(jù)帶型查【2】第157頁表得帶輪的參數(shù)：
基準寬度bd=8.5mm
基準線上槽深hamin=2.0mm
基準線下槽深hfmin=9.0mm
槽間距e=12mm
第一槽對稱面至端面距離f=81mm
最小輪緣厚=5.5mm
帶輪寬B=（z-1）e+2f=52mm
外徑=+2=94mm
輪槽角=38°
=230.35N
Fp=2289.567N
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
四、高速級圓柱齒輪傳動設計計算及校核
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
2、按齒面接觸疲勞強度計算
根據(jù)傳動方案及工作機用途查【2】第208頁表10-8
選定8級圓柱斜齒輪傳動
根據(jù)工作機用途查【2】第189頁表10-1
小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度為280HBS
大齒輪選用45 調(diào)質(zhì)處理 硬度為240HBS
初選Z1=27，Z2=iZ1=103 取=14°
根據(jù)【2】第216頁式10-21
確定公式內(nèi)各值
1、 初選K=4.3
2、 根據(jù)查【2】第215頁圖10-30得=2.433
3、 根據(jù)Z1、Z2查【3】第131頁式6-45
≈ =1.679
4、 根據(jù)減速器齒輪布置查【2】第201頁表10-7取=1
5、 根據(jù)齒輪材料查【2】第198頁表10-6得材料的彈性系數(shù)=189.8
6、 根據(jù)齒輪齒面硬度查【2】第207頁圖10-21d得
小齒輪的接觸疲勞強度極限=750MPa
大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa
7、 應力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1jLh=60720118606=1.244
N2=N1/3.8=3.274
8、由N1、N2查【2】第203頁圖10-19得
小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97
大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.05
9、 計算接粗疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
小齒輪40Cr 280HBS
大齒輪45 240HBS
Z1=27
Z2= 103
≈1.679
=189.8
=750MPa
=550MPa
=0.97
=1.05
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
根據(jù)【2】第202頁式10-12計算得
=727.5MPa
=577.5MPa
則=652.5MPa
則
計算圓周速度v==2.217m/s
計算齒寬b及模數(shù)mnt
根據(jù)【2】第197頁公式計算得b==67.63mm
根據(jù)【3】第130頁式6-40得=
計算載荷系數(shù)K
1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5
2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15
3、 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得：
=1.15+0.18（1+0.6）+0.31b
=1.15+0.18（1+0.6）+0.3167.63
根據(jù)=2822.7118N；=62.60N/mm
查【2】第193頁表10-3得取=1.783
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K==1.51.151.4591.783
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
根據(jù)【2】第200頁式10-10a
=67.73
=652.5MPa
67.63mm
v=2.217m/s
b=67.63mm
=2.43
=1.5
=1.15
=1.459
=62.60N/mm<100N/ mm
=1.783
K=4.487
=68.599mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
3、初定傳動主要
4、精確計算齒面接觸疲勞強度
根據(jù)【3】第130頁式6-40得=
根據(jù)【4】第77頁表4-2取標準值=2.5
根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距a
a===167.47mm取整168mm
修正
===14.70132
根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬
=69.785mm
=266.215mm
取B2=70mm，B1=B2+5=75mm
圓周速度v===2.288m/s
根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15
根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得：
=1.15+0.18（1+0.6）+0.31b
=1.15+0.18（1+0.6）+0.3169.785
根據(jù)=2735.591N；=58.62N/mm
查【2】第193頁表10-3得取=1.795
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K==1.51.151.461.795
根據(jù)【2】第200頁式10-10a
=2.4652
取=2.5
a=168mm
=14°42’4’’
=69.785mm
=266.215mm
B2=70mm
B1 =75mm
v=2.288m/s
=1.15
=1.46
<100N/m
=1.795
K=4.521
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
5、校核齒根彎曲疲勞強度
=67.63=68.769mm<69.785mm
故上述齒輪的主要尺寸及參數(shù)適用
根據(jù)【2】第213頁式10-16校核彎曲疲勞強度
=
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K=
1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5
2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.15
3、 根據(jù)【3】第130頁式6-38及式6-39得
h=2.25=2.252.5=5.625則B2/h=70/5.625=12.444
4、 根據(jù)B2/h、查【2】第195頁圖10-13得：=1.45
5、 查【2】第193頁表10-3得= =1.795
故K=1.51.151.451.795=4.49
根據(jù)【3】第132頁式6-46計算當量齒數(shù)
===29.84
===113.82
根據(jù)、查【2】第197頁表10-5用插值法得：
=2.52-(2.52-2.53)(30-29.84)/(30-29)=2.5216
=1.625-(1.625-1.62)(30-29.84)/(30-29)=1.6242
=2.14-(2.14-2.18)(150-113.82)/(150-100)=2.169
=1.83-(1.83-1.79)(150-113.82)/(150-100)=1.801
齒面接觸疲勞強度校核通過
=1.5
=1.15
=1.45
=1.795
K=4.49
=29.84
=113.82
=2.5216
=1.6242
=2.169
=1.801
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
6、驗算傳動比
根據(jù)【2】第213頁公式計算斜齒輪的縱向重合度
=0.318=0.318127tan14.70132°=2.253
根據(jù)、查【2】第215頁圖10-28得=0.88 故
==
==
根據(jù)【2】第202頁式10-12計算齒輪的齒根彎曲許用應力
=
根據(jù)齒輪材料查【2】第204頁圖10-20c得：
小齒輪的彎曲疲勞強度極限=620MPa
大齒輪的彎曲疲勞強度極限=440MPa
根據(jù)N1，N2查【2】第202頁得
小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.95
大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.97
則根據(jù)【2】第202頁取安全系數(shù)S=1.4
===420.7MPa>
===304.86MPa>
校核通過
高速級齒輪的傳動比為i==3.8148
傳動比誤差為==0.3%<3%合格
=2.253
=150.66MPa
=143.70MPa
=620MPa
=440MPa
=0.95
=0.97
=420.7MPa
=304.86MPa
齒輪的彎曲疲勞強度校核通過
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
五、低速級圓柱齒輪傳動設計計算及校核
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
2、按齒面接觸疲勞強度計算
根據(jù)傳動方案及工作機用途查【2】第208頁表10-8
選定8級圓柱斜齒輪傳動
根據(jù)工作機用途查【2】第189頁表10-1
小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度為260HBS
大齒輪選用45 調(diào)質(zhì)處理 硬度為230HBS
初選Z1=31，Z2=iZ1=89 取=14°
根據(jù)【2】第216頁式10-21
確定公式內(nèi)各值
1、 初選K=2.8
2、 根據(jù)查【2】第215頁圖10-30得=2.433
3、 根據(jù)Z1、Z2查【2】第214頁圖10-26得
=0.78，=0.88，=+=1.66
4、 根據(jù)減速器齒輪布置查【2】第201頁表10-7取=1
5、 根據(jù)齒輪材料查【2】第198頁表10-6得材料的彈性 系數(shù)=189.8
6、 根據(jù)齒輪齒面硬度查【2】第207頁圖10-21d得
小齒輪的接觸疲勞強度極限=617MPa
大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa
7、 應力循環(huán)次數(shù)：
N1=60n1jLh=60164.76118606=2.847
N2=N1/2.883=9.875313
8、 由N1、N2查【2】第203頁圖10-19得
小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.06
大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)=1.15
9、 計算接粗疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
小齒輪40Cr 260HBS
大齒輪45 230HBS
Z1=31
Z2= 89
≈1.66
=189.8
=617MPa
=550MPa
=1.06
=1.15
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
根據(jù)【2】第202頁式10-12計算得
=654.02MPa
=632.50MPa
則=643.26MPa
則
計算圓周速度v==0.81m/s
計算齒寬b及模數(shù)mnt
根據(jù)【2】第197頁公式計算得b==93.43mm
根據(jù)【3】第130頁式6-40得=
計算載荷系數(shù)K
1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5
2、 根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.08
3、 根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得：
=1.15+0.18（1+0.6）+0.31b
=1.15+0.18（1+0.6）+0.3193.43
根據(jù)=7456.19N；=119.71N/mm
查【2】第193頁表10-3得=1.2
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K==1.51.081.4671.2
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
根據(jù)【2】第200頁式10-10a
=93.43
=643.26MPa
93.43mm
v=0.81m/s
b=93.43mm
=2.9243
=1.5
=1.08
=1.467
=119.71N/mm>100N/ mm
=1.2
K=2.852
=94.003mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
3、初定傳動主要
4、精確計算齒面接觸疲勞強度
根據(jù)【3】第130頁式6-40得=
根據(jù)【4】第77頁表4-2取標準值=3
根據(jù)【3】第130頁式6-41計算中心距a
a===185.5mm取整186mm
修正
===14.59255
根據(jù)【3】第130頁式6-40計算分度圓直徑和齒寬
=96.100mm
=275.900mm
取B2=97mm，B1=B2+5=102mm
圓周速度v===0.829m/s
根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.085
根據(jù)b、、齒輪布置查【2】第194頁表10-4得：
=1.15+0.18（1+0.6）+0.31b
=1.15+0.18（1+0.6）+0.3196.100
根據(jù)=7249.03N；=112.10N/mm
查【2】第193頁表10-3得=1.2
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K==1.51.0851.4681.2
根據(jù)【2】第200頁式10-10a
=2.9423
取=3
a=186mm
=14°35’33’’
=96.100mm
=275.900mm
B2=97mm
B1 =102mm
v=0.829m/s
=1.085
=1.468
>100N/m
=1.2
K=2.87
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
5、校核齒根彎曲疲勞強度
=93.43=94.202mm<96.100mm
故上述齒輪的主要尺寸及參數(shù)適用
根據(jù)【2】第213頁式10-16校核彎曲疲勞強度
=
根據(jù)【2】第190頁式10-2計算載荷系數(shù)K
K=
1、 根據(jù)工作機使用情況查【2】第190頁表10-2得=1.5
2、根據(jù)V及齒輪精度查【2】第192頁圖10-8得=1.085
3、根據(jù)【3】第130頁式6-38及式6-39得
h=2.25=2.253=6.75則B2/h=97/6.75=14.37
4、根據(jù)B2/h、查【2】第195頁圖10-13得：=1.44
5、查【2】第193頁表10-3得= =1.2
故K=1.51.0851.21.44=2.812
根據(jù)【3】第132頁式6-46計算當量齒數(shù)
===34.20
===98.20
根據(jù)、查【2】第197頁表10-5用插值法得：
=2.45-(2.45-2.52)(35-34.20)/(35-30)=2.4612
=1.65-(1.65-1.625)(35-34.20)/(35-30)=1.646
=2.18-(2.18-2.2)(100-98.20)/(100-90)=2.1836
=1.79-(1.79-1.78)(100-98.20)/(100-90)=1.7882
齒面接觸疲勞強度校核通過
=1.5
=1.085
=1.44
=1.2
K=2.812
=34.20
=98.20
=2.4612
=1.646
=2.1836
=1.7882
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
6、驗算傳動比
根據(jù)【2】第213頁公式計算斜齒輪的縱向重合度
=0.318=0.318131tan14.59255°=2.566
根據(jù)、查【2】第215頁圖10-28得=0.88 故
==
==
根據(jù)【2】第202頁式10-12計算齒輪的齒根彎曲許用應力
=
根據(jù)齒輪材料查【2】第204頁圖10-20c得：
小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa
大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa
根據(jù)N1，N2查【2】第202頁得
小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.97
大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.98
則根據(jù)【2】第202頁取安全系數(shù)S=1.4
===346.43MPa>
===266MPa>
校核通過
低速級齒輪的傳動比為i==2.871
傳動比誤差為==0.4%<3%合格
=2.566
=150.44MPa
=145.00MPa
=500MPa
=380MPa
=0.97
=0.98
=346.43MPa
=266MPa
齒輪的彎曲疲勞強度校核通過
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
六、潤滑及密封的選擇
七、減速器軸的設計計算及校核、聯(lián)軸器及軸承的選擇
由于高速級齒輪的圓周速度v=2.288m/s>2m/s，故軸承選用油潤滑
根據(jù)【2】第231頁表10-11及【2】第232頁表10-12選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200
根據(jù)【2】第326頁滾動軸承的密封裝置選用原則采用氈圈密封
1、 1軸的設計
l 材料選擇
根據(jù)高速級小齒輪的材料，該軸為齒輪軸故材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPa
l 按扭轉強度條件初估軸的最小直徑
根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑
d
根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取110
則=110=23.69mm
考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算
（1+6%）=25.11mm圓整為26mm
故=26mm
l 根據(jù)最小軸徑確定軸與大帶輪配合處軸徑
考慮小帶輪的孔徑為38mm初取大帶輪孔徑為45mm
即軸1處直徑=45mm并根據(jù)大帶輪輪轂寬取l1=62mm
l 軸的結構設計
選用油潤滑
潤滑油選用硫-磷型極壓工業(yè)齒輪油200
密封裝置：氈圈密封
軸材料：40Cr
=70MPa
=26mm
=45mm
l1=62mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
l 確定軸的各段直徑及長度
為滿足大帶輪輪轂的軸向定位，取==55mm
并根據(jù)此軸徑初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為：
7211AC 標記：滾動軸承 7211AC GB/T 292-94
軸承參數(shù)：dDBa=5510021649120.9
為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選定=64mm
根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm
為滿足左軸承的軸向定位，一端用端蓋頂住，另一端選用擋油環(huán)頂住，根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm，距離軸承1mm
根據(jù)【1】第146頁取齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則
l5=+--1=9mm
為滿足軸承的載荷均勻，軸末端伸出2mm，故
l6=B++1+2=30mm；由齒輪輪轂寬確定l4=75mm
根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16
下箱體厚為=10，調(diào)整墊片厚度取2mm
查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2++5=57mm
查【1】第154頁確定端蓋厚度e=9.6mm，
根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L’=20mm
故l2= L’+ C1+C2++5+2+e-=83.6mm
根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離（本說明書2軸設計得到）為208.5mm
則l3=208.5-l4-l5--1+2=127.5mm
l 選擇密封圈
根據(jù)查【1】第85頁表7-12選用半粗羊毛氈氈圈
標記：氈圈 55 JB/ZQ 4606-86
l 計算跨距：
L1=（62+2）/2+l2-B+a=136.5mm
L2=B+l3+l4/2-a=165.1mm
L3=B++l5-a+1+l4/2=52.6mm
==55mm
軸承型號為7211AC
=64mm
=5mm
=11mm
l5=9mm
l6=30mm
l4=75mm
l2= 83.6mm
l3=127.5mm
氈圈 55 JB/ZQ 4606-8
L1=136.5mm
L2=165.1mm
L3=52.6mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
2、 2軸的設計
l 材料選擇
根據(jù)【2】第355頁，該軸材料選用45 調(diào)質(zhì)處理 =60MPa
l 按扭轉強度條件初估軸的最小直徑
根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑
d
根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取103
則=103
考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算
（1+5%）=35.87mm圓整為36mm
故=36mm
l 軸的結構設計
l 確定軸的各段直徑及長度
根據(jù)最小軸徑初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為：
7211AC 標記：滾動軸承 7211AC GB/T 292-94
軸承參數(shù)：dDBa=5510021649120.9
根據(jù)軸承小徑選定==55mm
材料選用45 =60MPa
=36mm
滾動軸承 7211AC GB/T 292-94
==55mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
根據(jù)齒輪孔徑取軸徑==60mm
為了滿足兩齒輪的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=6mm則=72mm
根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm
為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選用擋油板定位，根據(jù)【5】第81頁取擋油環(huán)最小厚度=6mm，距離軸承1mm
為滿足軸承的載荷均勻，兩端軸末端伸出2mm
根據(jù)【2】第259頁原則，l2=102-2=100mm；l4=70-2=68mm
根據(jù)【1】第146頁取右齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離=11mm則
l1=++B+2+2=41mm
為保證兩齒輪距離，取l3=12mm
為滿足右軸承的軸向定位，軸承一段用端蓋定位，另一端根據(jù)大小選用軸套定位，左齒輪距箱體內(nèi)壁距離為+2.5
l5=++B+2+2+2.5=43.5mm；
由此可得左右內(nèi)箱壁距離為2+2.5+70+l3+102=208.5mm
l 計算跨距：
L1= l1+l2/2-a-2=68.1mm
L2=l4/2+l3+l2/2 =96mm
L3=l5+l4/2-a-2=54.6mm
3、 3軸的設計
l 材料選擇
根據(jù)【2】第355頁，該軸材料選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理 =70MPa
l 按扭轉強度條件初估軸的最小直徑
根據(jù)【2】第362頁式15-2計算最小軸徑
d
根據(jù)軸的材料查【2】第362頁表15-3得=112~97取97
==60mm
=72mm
l2=100mm
l4=68mm
l1=41mm
l3=12mm
l5=43.5mm；
L1=68.1mm
L2= 96mm
L3= 54.6mm
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
則=97
考慮單鍵槽根據(jù)【2】第362頁原則計算
（1+5%）=47.43mm圓整為48mm
故=48mm
l 選擇聯(lián)軸器
根據(jù)工作機查【2】第343頁表14-1得KA=1.9
根據(jù)【2】第343頁式14-3得到計算轉矩
=KAT=1832.5Nm
根據(jù)，查【1】第94頁表8-7選用HL5
標記：HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107
l 軸的結構設計
l 確定軸的各段直徑及長度
根據(jù)聯(lián)軸器=55mm
為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位根據(jù)【2】第357頁原則取軸肩高度h=5mm則==65mm
根據(jù)初選軸承，因軸承需承受一定的軸向力及徑向力故選用角接觸球軸承，查【1】第71頁選用軸承型號為：
7213AC 標記：滾動軸承 7213AC GB/T 292-94
軸承參數(shù)：dDBa=65120237411124.2
=48mm
標記：HL5 聯(lián)軸器 ZC 55107
=55mm
==65mm
標記：滾動軸承 7213AC GB/T 292-94
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
為滿足左軸承的軸向定位，根據(jù)取=82mm
根據(jù)齒輪的孔徑大小，取=70mm
根據(jù)軸承潤滑方式查【1】第179頁取=5mm
為滿足左軸承的軸向定位，一端用端蓋定位，另一端選用套筒定位
齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離+2.5，為滿足軸承的載荷均勻，軸末端伸出2mm，則
l1=++2+2.5+2+B=45.5mm
根據(jù)【2】第259頁原則，l2=97-2=95mm
根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)確定l5=107-3=104mm
根據(jù)【1】第146頁取軸承旁聯(lián)接螺栓型號為M16
下箱體厚為=10，調(diào)整墊片厚度取2mm
查【1】第149頁確定扳手空間C1+C2++5=57mm
查【1】第154頁確定端蓋厚度e=12mm，
根據(jù)【1】第181頁取軸段5伸出端蓋長度為L’=20mm
故l4= L’+ C1+C2++5+2+e-=86mm
根據(jù)左右內(nèi)箱壁距離為208.5mm
則l3=208.5-l2-2-2.5-+=103mm
l 計算跨距：
L1=l2/2+2++2.5++B-a =66.8mm
L2= l2/2+l3++B-a =154.3mm
L3=107/2+l4-B+a=140.7mm
l 軸的強度校核
根據(jù)【2】第195頁式10-3計算2軸主動輪的力
T2=348315.9Nmm
d1=96.100mm
==7249.0N
==1887.2N
==2726.4N
=82mm
=70mm
l1=45.5mm
l2=95mm
l5=104mm
l4=86mm
l3=103mm
L1 =66.8mm
L2=154.3mm
L3=140.7mm
=6991.5N
=1820.2N
=2629.5N
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
（1）求彎矩
1、求水平面支反力和彎矩
=L1/（L1+L2）=724966.8/(66.8+154.3)
=-=7249-2190.1
=L2=2190154.3=337917Nmm
2、求垂直面支反力和彎矩
=（L1-d/2）/(L1+L2)
=-=2726.4-1012.6
=L1=67641.68Nmm
=L2=264439.34Nmm
3、求合成彎矩
==
==
（2）作扭矩圖T
（3）求當量彎矩([2]第364頁式15-4)
根據(jù)【2】第364頁原則取=0.6
= =
= M2=429087.5 Nmm（4）校核危險截面強度
在最大處，根據(jù)【2】第365頁表15-4取W=0.1
====19.6MPa<=70MPa
校核通過
=2190.1N
==5058.9N
=337917Nmm
=1012.6N
=1713.8N
=67641.68Nmm
=264439.34Nmm
=344620.5Nmm
=429087.5Nmm
=673528.3Nmm
429087.5Nmm
=19.64MPa
校核通過！
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
八、軸承的校核
1、1軸上的軸承校核
l 求作用在軸承上的徑向力
根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力
T1=95451.6Nmm
d1=69.785mm
==2735.6N
==717.7N
==1029.4N
水平面支反力為：
=L2/（L2+L3）=2735.6165.1/(165.1+52.6)=2074.6N
=-=2735.6-2074.6=661N
垂直支反力為：
=（L2-d/2）/(L3+L2)=665.6N
=-=1029.4-665.6=363.8N
可得徑向力為：
===2178.76N
===754.50N
l 求載荷、
查【2】第314頁表13-5及【2】第315頁表13-7得e=0.68
則派生軸向力為
=0.68=0.682178.76=1481.56N
=0.68=0.68754.50=513.06N
=2178.76N
=754.50N
=1481.56N
=513.06N
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
+=513.06+717.7=1230.76N<
故1松2緊，可得：
==1481.56N
=-=1481.56-717.7=763.86N
l 計算當量載荷P1、P2，查【2】第314頁表13-5得
==0.68 得X1=1；Y1=0
==1.01>e=0.68得X2=0.41；Y=0.87
查【2】第315頁表13-6得=1.5
根據(jù)【2】第313頁式13-8a
P1=（X1+Y1）=1.5(12178.76+01481.56)
P2=(X2+Y2)=1.5(0.41754.50+0.87763.86)
取P=max{P1,P2}=max{3268.14，1460.85}=3268.14N
根據(jù)【2】第312頁式13-5得
Lh=
查【1】第71頁表6-6得=50500N
則Lh==98216.9h>2880h
校核通過！
2、2軸上的軸承校核
1松2緊
X1=1；Y1=0
X2=0.41；Y=0.8
=1.5
P1=3268.14N
P2=1460.85N
P=3268.14N
Lh=98216.9h
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
l 求作用在軸承上的徑向力
根據(jù)【2】第195頁式10-3計算力
T2=348315.9Nmm
d1=266.215mm
d2=96.100mm
==2735.6N
==717.7N
==1029.4N
==7249.0N
==-1887.2N
==-2726.4N
水平面支反力為：
=（L2+L1）/（L1+L2+L3）
=2735.6（68.1+96）/(68.1+96+54.6)=2052.6N
=-=2735.6-2052.6=683N
=L1/（L1+L2+L3）
=724968.1/(68.1+96+54.6)=2257.2N
=-=7249-2257.2=4991.8N
=+=2052.6+2257.2=4309.8N
=+=683+4991.8=5674.8N
垂直支反力為：
=（（L2+L1）-d1/2）/（L1+L2+L3）=335.6N
=-=1029.4-335.6=693.8N
=4309.8N
=5674.8N
設計內(nèi)容
計算及說明
結 果
=（L1-d2/2）/（L1+L2+L3）=-434.3N
=-=-2726.4+434.3=-2292.1N
=+=335.6+（-434.3）=-98.7N
=+=-2292.1+693.8=-1598.3N
可得徑向力為：
===4310.9N
===5895.7N
l 求載荷
收藏