最新最新机械课程课程设计zl-6

一、设计任务书

1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置

2） 工作条件：

3） 技术数据

二、电动机的选择计算

1） 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应 选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y 系列电动机

2） 滚筒转动所需要的有效功率

kw

FV

p w 92.3100028

.0140001000=?==

传动总效率

根据表4.2-9确定各部分的效率:

传动滚筒效率 η滚=0.96

弹性联轴器效率 η弹=0.993

联轴器效率 η联=0.99 滚动轴承效率 η轴承=0.99

开式齿轮的传动效率 η开齿=0.95

闭式齿轮的传动效率 η闭齿=0.97（8级） 803

.096.099.095.097.099.0993.0525

2=?????=?????=滚筒

轴承开齿齿联弹ηηηηηηη 3).所需的电动机的功率

kw p p w

r 89.4803.092

.3===η Pr=4.89kw

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式 结构，电压380V ，Y 系列

查表4.12-1所选的Y 型三相异步电动机的型号为Y132S-4 型，或选Y132M2-6型。

滚筒转速

min /7.104.024

.06060w r D v n =??==ππ

现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min ） 及Y132M2-6 型（1000r/min ）两种方案比较，由[2]表4.12-1查得电动机

比较两种方案，选电动机Y132M2—6型 ，额定功率5.5kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。

同时，由[2]表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm ， 外伸轴段 D ×E=38mm ×80mm 。

三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）. 分配传动比．

1） 总传动比 72.890

==w

n n i

2）各级传动比的粗略分配

由[2]表4.2-9 取i 开＝6

减速器的传动比：

953.14672

.

89===开减i i i

减速箱内高速级齿轮传动比

493.4953.1435.135.11=?==减i i

i 1=4.493 减速箱内低速级齿轮传动比

328.3493.4953

.141

2===i i i 减

i 2=3.328

（二） 各轴功率、转速和转矩的计算

1．0轴：（电动机轴）

kw p p r 89.40== P 0=4.89KW m in /9600r n = n 0=960r/min

m N n p T ?=??=?=64.48960

1089.455.955.93

000 T 0=48.64Nm 2．Ⅰ轴： （减速器高速轴）

kw p p ct 86.4993.089.401=?=?=η P 1=4.86kw m in /96001

01r i n n == n 1=960r/min

m N n p T ?=??=?=35.48960

1086.455.955.93

111 T 1=48.35N.m 3. Ⅱ轴： （减速器中间轴）

kw p p B G 67.499.097.086.412=??==?ηη P 2=4.67kw min /7.213493

.49601212r i n n ===

n 2=213.7r/min m N n P T ?=??=?=70.2087.2131067.455.955.93

222 T 2=208.70N.m

4. Ⅲ轴：（减速器低速轴）

kw p p B G 48.499.097.067.423=??==?ηη P 3=4.48kw min /2.64328

.37.2132323r i n n ===

n 3=64.2r/min m N n P T ?=??=?=42.6662

.641048.455.955.93

333 T 3=666.42N.m

5. Ⅳ轴： （传动轴）

kw p p G 39.499.099.048.434=??==η P 4=4.39kw min /2.641

2.643434r i n n ===

n 4=64.2r/min m N n P T ?=??=?=03.6532

.641039.455.955.93

444 T 4=653.03N/m

6. Ⅴ轴： （滚筒轴）

kw p p k B 21.495.099.048.445=??==ηη P 5=4.21kw min /7.106

2.6445r i n n ===

n 5=10.7r/min m N n P T .52.37577

.101021.455.955.93

555=??=?= T 5=3757.52N.m

参数汇总

（三） 设计开式齿轮

1）． 选择材料

小齿轮选用40Cr 钢，调质处理，齿面硬度241—286HBS ，

大齿轮选用ZG310-570号钢，正火处理，齿面硬度162—185HBS 。

2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数

初取中心距 a=280mm 估算模数

m=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×280=1.96~5.6mm

取m=4mm m=4mm （[1] 表 5-7） 小齿轮的齿数 20)

16(4280

2)1(21=+??=+=

u m a Z Z 1=20

大齿轮的齿数 12062012=?=?=u Z Z Z 2=120

开式齿轮相关参数：

m=4mm 201=Z 1202=Z ?=20α

1.齿轮分度圆直径

mm mZ d 8020411=?== d 1=80mm mm mZ d 480120422=?== d 2=480mm

2.齿轮齿顶圆直径

mm m h d d a a 8840.12802*1

=??+=+= d a1=88mm mm m h d d a a 48840.124802*

2=??+=+=

d a2=488mm 3.齿轮基圆直径

mm d d b 18.7520cos 80cos 11=??==α d b1=75.18mm mm d d b 05.45120cos 480cos 22=??==α d b2=451.05mm

4.圆周速度

269.010602

.648014.310603311=???=?=n d v πm/s

5.齿宽

mm a b a 562802.0=?==φ b=56mm

四、传动零件的设计计算

1.高速级斜齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

1）材料选择及热处理

小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

两者皆为软齿面。

2）选用8级精度。

3）选小齿轮齿数z 1=22,大齿轮齿数z 2=99

4）选取螺旋角β=160。

2.按齿面接触疲劳强度设计

d 1t ≥√2KtT 1?d ?α

u±1u (Z H Z E [σH ])2

3

(1)确定公式内各计算数值

1）试选Kt=1.6

2)由文献【1】图10-30选取区域系数Z H =2.433.

3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.75，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.6.

4）小齿轮传递的转矩T 1 =4.826×104N ·㎜。

5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数?d =1

6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数

Z E =189.8MP a 12

7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa ；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa

8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数

N 1=60n 1jL h =60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×10

9 N 2=60n 2jL h =60×960×1×(2×8×300×8)/4=5.53×108

9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90,

K HN2=1.05.

10)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得

[σH ]1=

K HN1σlim1S =0.90×600MPa=540MPa [σH ]2=

K HN2σlim2S =1.01×550MPa=577.5MPa [σH ]=[σH ]1＋[σH ]22=540+577.52=558.75MPa

（2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径d 1t =√

2×1.6×4.826×1041×1.6×54×(2.433×189.8558.75)23=43.47㎜ 2）计算圆周速度

V=πd 1t n 160×1000=π×43.47×96060×1000=2.19m/s.

3)计算齿宽b 及模数m nt 。

b=?d d 1t =1×43.47=43.47㎜

m nt =d 1t cos βZ 1=43.47×cos 16022=1.89㎜

h=2.25 m nt =2.25×1.89=4.26㎜

b/h==10.18

4）计算纵向重合度εβ。

εβ=0.318?d Z 1tan β=0.318×1×22× tan 160=2

5）计算载荷系数K

已知使用系数K A =1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系

数K V =1.08,由文献【1】表10-4查得K H β=1.308,由文献【1】图10-13查得K F β=1.26.由文献【1】表10-3查得K H α=K F α=1.2。故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1×1.08×1.2×1.308=1.7

6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a ）得

d

1=d

1t√

K

K t

3=43.47×√1.7

1.6

3

=44.32㎜

7)计算模数m

n

m n =d1cosβ

z1

=44.32×cos16

22

=1.94㎜

3.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17

m

n ≥√2KT1YβCOS2β

?d Z12εα

·Y Fa Y Sa

[σF] 3

（1）确定计算参数1）计算载荷系数。

K=K

A K

V

K FαK Fβ=1×1.08×1.2×1.26=1.633

2)根据纵向重合度εβ=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86. 3）计算当量齿数。

Z V1=Z1

COSβ

=22

COS16

=24.77

Z V2=Z2

COS3β

=99

COS316

=111.6

4)查取齿形系数

由文献【1】表10-5查得Y

Fa1=2.623；Y

Fa2

=2.170

5）查取应力校正系数。有

由文献【1】表10-5查得Y

Sa1=1.588；Y

Sa2

=1.79

6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。

7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K

FN1=0.88,K

FN2

=0.90。

8）计算弯曲疲劳许用应力

1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：

[σF]1=K FN1σFE1

S =0.88×500

1.4

=314.29MPa

[σF]2=K FN2σFE2

S =0.90×380

1.4

=244.29MPa

9)计算大小齿轮的Y Fa Y Sa

[σF]

并加以比较×

Y Fa Y Sa [σF]1=2.63×1.588

314.29

=0.01325

Y Fa Y Sa [σF]1=2.198×1.789

244.29

=0.01598

大齿轮的数值大。（2）设计计算

m n ≥√2×1.633×4104×0.86×COS2160

1×222×1.6

×0.016 3

=1.449

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m

n

大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，取m

n=

1.5㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲

劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d

1

=44.32应有齿数。于是由

Z

1=d1cosβ

m n

=44.32×COS16

1.5

=28.4

取Z

1=29,则Z

2

=uZ

1

=4.493×29=130。

4.几何尺寸计算（1）计算中心距

a=(Z1+Z2)m n

2COSβ=(29+130)×2

2COS160

=124㎜

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=cos?1（Z1+Z2)m n

2a =cos?1(29+130)×2

2×130

=16.070

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、Z

H

等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径

d 1=Z1m n

COSβ

=29×2

COS16.07

45.25mm

d 2=Z2m n

COSβ

=130×2

COS16.070

=202.8㎜

(4)计算齿轮宽度

b=?b d1=1×45.25=45.25㎜

圆整后B

2=45㎜,B

1

=50㎜

5．主要设计计算结果。中心距： a=124㎜；

法面模数： m

n

=1.5mm；螺旋角：β=16.070

齿数; Z

1=29,Z

2

=130

分度圆直径：d

1=45.25㎜,d

2

=202.8mm

齿顶圆直径：da

1=48.25mm,da

2

=205.8mm

齿根圆直径：df1=42.25mm,df2=199.8mm

齿宽： B

2=45㎜,B

1

=50㎜

材料选择及热处理

小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.

大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

2:低速斜齿轮传动的设计计算

1）材料选择及热处理

小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.

大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

两者皆为软齿面。

2）选用8级精度。

3）选小齿轮齿数z

1=30,大齿轮齿数z

2

=99.84

4）选取螺旋角β=160。

2.按齿面接触疲劳强度设计

d 1t ≥√2KtT 1?d ?αu±1u (Z H Z E [σH ])23 (1)确定公式内各计算数值

1）试选Kt=1.6

2)由文献【1】图10-30选取区域系数Z H =2.433.

3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.76，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.61.

4）小齿轮传递的转矩T 1 =2.087×105N ·㎜。

5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数?d =1

6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数

Z E =189.8MP a 12

7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa ；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa

8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数

N 1=60n 1jL h =5.53×108

N 2=60n 2jL h = 1.89×108

9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=1.05,

K HN2=1.08.

10)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得

[σH ]1=

K HN1σlim1S =1.05×600MPa=630MPa [σH ]2=

K HN2σlim2S =1.08×550MPa=594MPa [σH ]=[σH ]1＋[σH ]22=612MPa

（2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径d 1t =√2×1.6×2.087×1051×1.61×3.932.93×(2.433×189.8612)2

3=68.16㎜ 2）计算圆周速度

V=πd 1t n 160×1000=π×68.16×24060×1000=0.76m/s.

3)计算齿宽b 及模数m nt 。

b=?d d 1t =1×68.16=68.16㎜

m nt =d 1t cos βZ 1=68.16×cos 16030=2.18㎜

h=2.25 m nt =2.25×2.18=4.89㎜

b/h=57.614.15=13.88

4）计算纵向重合度εβ。

εβ=0.318?d Z 1tan β=0.318×1×30× tan 160=2.74

5）计算载荷系数K

已知使用系数K A =1,根据v=0.72m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系

数K

V

=1.05,由文献【1】表10-4查得K Hβ=1.31,由文献【1】图10-13查得K Fβ=1.283.由文献【1】表10-3查得K Hα=K Fα=1.2。故载荷系数

K=K

A K

V

K HαK Hβ=1×1.05×1.2×1.31=1.65

6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得

d

1=d

1t√

K

K t

3=68.16×√1.65

1.6

3

=68.85㎜

7)计算模数m

n

m n =d1cosβ

z1

=68.85×cos16

30

=2.20㎜

3.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17

m

n ≥√2KT1YβCOS2β

?d Z12εα

·Y Fa Y Sa

[σF] 3

（1）确定计算参数1）计算载荷系数。

K=K

A K

V

K FαK Fβ=1×1.05×1.2×1.283=1.617

2)根据纵向重合度εβ=2.74，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86. 3）计算当量齿数。

Z V1=Z1

COS3β

=30

COS316

=33.78

Z V2=Z2

COS3β

=90

COS316

=99

4)查取齿形系数

由文献【1】表10-5查得Y

Fa1=2.52；Y

Fa2

=2.175

5）查取应力校正系数。

由文献【1】表10-5查得Y

Sa1=1.625；Y

Sa2

=1.801

6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。

7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K

FN1=0.9,K

FN2

=0.88。

8）计算弯曲疲劳许用应力

1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：

[σF]1=K FN1σFE1

S =0.9×500

1.4

=321.43MPa

[σF]2=K FN2σFE2

S =0.88×380

1.4

=238.86MPa

9)计算大小齿轮的Y Fa Y Sa

[σF]

并加以比较×

Y Fa Y Sa [σF]1=2.52×1.625

321.43

=0.01274

Y Fa Y Sa [σF]1=2.175×1.801

238.86

=0.01635

大齿轮的数值大。（2）设计计算

m n ≥√2×1.617×2.087×105×0.86×COS2160

1×302×1.61

×0.01635 3

=1.82㎜

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m

n

大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，取m

n=

2.00㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲

劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d

1

=68.85㎜l来计算应有齿数。于是由

Z

1=d1cosβ

m n

=68.85×COS16

2

=32.76

取Z

1=33,则Z

2

=uZ

1

=3.328×33=110。

.4.几何尺寸计算（1）计算中心距

a=(Z1+Z2)m n

2COSβ=(33+11)×2

2COS160

=148.76㎜

将中心圆整为114㎜。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=cos?1（Z1+Z2)m n

2a =cos?1(33+110)×2

2×114

=15.990

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、Z

H

等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径

d 1=Z1m n

COSβ

=33×2

COS15.990

=68.66mm

d 2=Z2m n

COSβ

=110×2

COS15.990

=228.87㎜

(4)计算齿轮宽度

b=?b d1=1×68.66=68.66㎜

圆整后B

2=70㎜,B

1

=75㎜

5．主要设计计算结果。中心距： a=148.76㎜；法面模数： m

n

=2mm；

螺旋角：β=15.990

齿数; Z

1=33,Z

2

=110

分度圆直径：d

1=68.66㎜,d

2

=228.87mm

齿顶圆直径：da

1=72.66mm,da

2

=232.87mm

齿宽：B

2=70㎜,B

1

=75㎜

材料选择及热处理

小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

五 轴的设计计算

（一） 高速轴的设计

1．初步估定减速器高速轴外伸段轴径

又由Y132M2-6电机的轴径为38mm

则d=(0.8~1.0)d 电机 =（0.8~1.0）38=30.4~38mm

取d=32mm

d=32mm 2． 选择联轴器

根据传动装置的工作条件拟选HL 型弹性柱销联轴 器（GB5014-1985）。

计算转矩为 T C =KT=1.5×48.64= 72.96N ·m

由表4.7-2，选TL6型弹性套柱销联轴器，

公称转矩 Ｔｎ＝250N ·m>T C =72.96 N ·m,

[n]=3300r/min>n=960r/min

所以取减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ，

长度L=82mm 。

L=82mm （二） 中间轴的设计

mm n P

A d 31.317.21367.4112330=?=≥，取ｄ＝40ｍｍ

ｄ＝40ｍｍ （三） 低速轴的设计计算

11.462.6448.4112330=?=≥n P A d mm,因轴端处需开一个键 槽，轴径加大５％,mm d 42.48%)51(11.46=+?≥,

取ｄ＝55ｍｍ。 ｄ＝55ｍｍ 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

六 轴的强度校核

作用在齿轮上的圆周力 N d T F t 71.4331692.3076664172243=?== F t =4331.71N 径向力N tg tg F F t r 36.16114047.2071.4331=?=?=?α F r =1611.36N 轴向力N F F t a 21.9878386.12tan 71.4331tan =?==?

β

F N a 21.987= （１） 绘轴的受力简图，求支座反力

ａ. 垂直面支反力

0=∑B M

)(221=++-L F L L R t Ay N L L L F R t Ay 94.118671.43315.485.1285

.482

12

=?+=+=

R AY =1186.94N 0=∑Y ,N R F R Ay t By 77.314494.118671.4331=-=-= R BY =3144.77N b. 水平面支反力

0=∑B M 得，

02

)(4221=?+++-d F L F L L R a r Az N L L d F L F R a r Az 60.12995.485.1282692.30721.9875.4836.161122142=+?+?=+?+= R Az =1299.60N

0=∑Z

N R F R Az r Bz 76.31160.129936.1611=-=-= R BX =311.76N

(2)作弯矩图

a. 垂直面弯矩M Y 图

C 点 ， Nmm L R M Ay Cy 1525225.12894.11861=?== M CY =152522 Nmm b. 水平面弯矩MZ 图

C 点右 mm N L R M Bz Cz ?=?==36.151205.4876.311'2 M'CX =15120.36N.mm C 点左, mm N L R M Az Cz ?=?==6.1669985.12860.12991 M CX =166998.6N.mm c. 合成弯矩图

C 点右, mm N M M M cz cy c .15326915252236.151202222=+=+= M mm N c .153269=

C 点左 mm N M c .96.2261666.16699815252222'=+= M 96.266166'

=c N.mm

（３）作转矩T 图

T c =666416.26

（４）作计算弯矩M ca 图

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑， 取α=0.6

C 点左边

mm N T M M c c caC ?=?+=+=46.459381)26.6664166.0(96.226166)(2222'α

M caC =459381.mm

C 点右边

mm

N T M M C C caC ?=?+=+=153269)06.0(153269)(222'2''α M’caC =231000N.mm

D 点右边

M mm N caD .76.39984926.6664166.0=?=

M caD =399849.76N.mm

（５）校核轴的强度

由以上分析可见，C 点弯矩值最大，而D 点轴径最小，所以该 轴危险断面是C 点和D 点所在剖面。

查表8-1得2/650mm N B =σ查表8-3得2

1/60][mm N b =-σ。

C 点轴径 []mm M d b caC

C 46.42601.046

.4593811.0331

=?=≥-σ 因为有一个键槽mm d C 58.44)05.01(46.42=+?=。该值小于原 d c =44.58<65mm 设计该点处轴径65mm ，故安全。

D 点轴径[]mm M

d b caD

D 54.40601.076

.3998491.0331

=?=≥-σ

d D =40.54<55mm 因为有一个键槽mm d C 57.42)05.01(54.40=+?=。该值小于原 设计该点处轴径55mm ，故安全。

（6）精确校核轴的疲劳强度

（a ） 校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲劳强度

Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，

查得825.1=σk ，625.1=τk

Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，

查得97.1=σk ， 51.1=τk

Ⅲ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：

515055=-=-r d D 020.050

1==d r 所以955.1=σk ， 63.1=τk 。因1-1、2-2剖面主要受转矩作 用，τk 起主要作用，故校核1-1剖面。

1-1剖面产生的235max /68.2550

20.01042.6mm N W T T =??==τ τm ax =25.68N/mm 2 2

max /84.122mm N m a ===τττ

m a ττ==12.84N/mm 2

45钢的机械性能查表8-1，

得21/268mm N =-σ，21/155mm N =-τ

绝对尺寸影响系数由附表1-4，得84.0=σε， 78.0=τε 表面质量系数由附表1-5，得92.0=σβ,92.0=τβ 查表1-5，得34.0=σ?，21.0=τ?

1-1剖面安全系数

88.484

.1221.084.1278.092.0625

.11551

=?+??=+==-m a k S S τ?τεβτττ

τττ

S=4.88>[S] 取[]8.1~5.1=S ，[]S S >，所以1-1剖面安全。

b.校核ⅥⅦ剖面的疲劳强度

Ⅶ剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1， 查得97.1=σk ， 51.1=τk

Ⅶ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：

616167=-=-r d D 016.0611

==d r

所以016.2=σk ， 645.1=τk 。

Ⅷ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1， 查得825.1=σk ，625.1=τk 。

故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核Ⅶ剖面。 Ⅶ剖面承受

()mm N B L L M M c

??=-??=

??? ?

?

-=55111072.12/5.615.1205.1201031.22 mm N T ??=51008.6

Ⅶ剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 23

5

max

/58.761

1.0107

2.1mm N W M =??==σ m ax σ=7.58N/mm 2 2max /58.7mm N a ==σσ 0=m σ a σ=7.58N/mm 2 Ⅶ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 0=m σ

23

5max /39.1361

2.01008.6mm N W T T =??==τ m ax τ=1

3.39N/mm 2

2max

/7.62

mm N m a ==

=τττ m a ττ==6.7N/mm 2

由附表1-4,查得78.0=σε74.0=τε,表面质量系数由附表1-5， 得92.0=σβ,92.0=τβ

34.0=σ?,21.0=τ?,表面质量系数同上，Ⅵ剖面的安全系数按 配合引起的应力集中系数计算，

59.120

58.778

.092.0016

.2268

1

=+??=

+=

-m

a k S σ?σεβσσσ

σσ

σ

8.87

.621.07.674

.092.0645

.1155

1

=?+??=

+=

-m

a k S τ?τεβτττ

ττ

τ

2.78

.859.128.859.122

2

2

2

=+?=

+=τ

στσS S S S S

[]8.1~5.1=>S S ,所以8-8剖面安全。 S=7.2>[S]

其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。

七 滚动轴承的选择及其寿命验算

低速轴轴承选择一对7213AC 角接触球轴承。 低速轴轴承校核

工作中稍有波动，

工作温度低于1000，予计寿命48000h. （１）确定轴承的承载能力

查表9-5，轴承7213AC 的C=51200N ，C ?=43200N （２）计算径向支反力

N R R R V H 026.88021211=+= R 026.8801=N

N R R R V H 096.158022222=+= R N 096.15802=

（３）弯矩图（如前） （４）计算派生轴向力 查表9—12 S 1=0.68R 1, e=0.68

S 1=0.68R N 418.598026.88068.01=?= S 1=598.418N S 2=0.68R

N 466.1074096.158068.02

=?= S 2=1074.466N

（５）求轴承轴向载荷

A N S F S Max A 072.1568),(121=+=

A N 072.15681=

A N S F S Max A 466.1074),(212=-= A N 466.10742= （６）计算当量动载荷

由A1/R1=1568.072/880.026=1.78〉e=0.68 查表9—10 X 1=0.44，Y 1=0.87

由A 2/R 2=1074.466/1580.096=0.6868.0=≤e 查表9—10 X 2=1.0，Y 2=0 查表9—11，取fd=1.1

根据合成弯矩图取fm1=fm2=1.0

P 1=f d f m1(X 1R 1+Y 1A 1)

=1.1N 577.1926)072.156887.0026.88044.0(0.1=?+???

P 2=f d f m2(X 2R 2+Y 2A 2)

=1.1×1.0×1580.096=1783.678N

7)校核轴承寿命

h

L h P C n L h h 480004872641577.1926512000.12.6460106010'103

63610=>=??? ?????=??? ??= h L 10 h 487264= 故角接触球轴承7213AC 适用

.参考文献

1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

2. 《机械设计课程设计》

东北大学出版社

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/tw3j.html