車輛工程設計帶式輸送機傳動裝置說明書

設計內(nèi)容 計算及說明 結果 較和選擇傳動方案 這次設計的機構要求連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作環(huán)境惡劣（灰塵較大，環(huán)境最高溫度 350C） ,還要求維修方便，故選用的是展開式二級 圓柱齒輪減速器。 在這次課程設計過程中，為了更好地達到培養(yǎng)設計能力的要求，應養(yǎng)成獨立思考，嚴肅認真，精益求精的好習慣。還要綜合考慮多種因素，要采取多種辦法進行比較分析。 最重要的是，通過這次的課程設計， 要學會機械設計的一半規(guī)律，樹立正確 的設計思想，還要學會用計算機繪圖。 這次設計的機構要求連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作環(huán)境惡劣（灰塵較大，環(huán)境最高溫度 350C） ,還要求維修方便，故選用的是展開式二級圓柱齒輪減速器。 本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 結構如下： 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 動機的選擇 動機類型 定電動機功率 定電動機轉(zhuǎn)速 定電動機 算總傳動比和分配各級傳動比 參數(shù) 題號 9 輸送帶工作拉力 F/送帶工作速度 v(m/s) 筒直徑 D(450 選用 工作機的效率 傳動裝置中各部分的效率，查機械設計課程設計手冊表 1 級精度的一般齒輪傳動效率 齒 高速級彈性聯(lián) 軸器傳動效率 聯(lián) 低速級齒式聯(lián)軸器傳動效率 滾子軸承傳動效率 )(對球 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率 l 滾子齒滾子齒滾子聯(lián) 工作機所需功率4 2 0 0 1 . 9 8 . 3 11 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6 W 所需電動機功率 8 . 3 1 9 . 3 40 . 8 9P K W 采用同步轉(zhuǎn)速 1500r/出電動機型號為 額定功率為 11載轉(zhuǎn)速 1460r/本符合題目所需的要求。 齒 聯(lián) 球 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 作機轉(zhuǎn)速 配各級傳動比 算傳動裝置運動及動力參數(shù) 算 各軸轉(zhuǎn)速 算各軸輸入功率 6 0 1 0 0 0 1 . 9 6 0 1 0 0 0 8 0 . 6 8 m i 0w 總傳動比 1460 1 8 . 1 08 0 . 6 8n i= i1 i2 1.5)取 4 6 0 m i n r 11460 2 8 0 . 7 6 m i 2 22 8 0 . 7 6 8 0 . 2 2 m i 5 0 . 2 2 r / m i 式中 : 為電動機滿載轉(zhuǎn)速 ,r/n、 n 、 n 分別為、軸轉(zhuǎn)速 ,r/為高速軸 ,為低速軸 . 01 9 . 3 4 0 . 9 9 9 . 2 5 K W 12 9 . 2 5 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 8 8P P P K W 齒 滾 23 8 . 8 8 0 . 9 7 0 . 9 9 8 . 5 3P P P K W 齒 滾 式中 : 為電動機輸出功率 ,P、 P 、 P 分別為、軸輸入功率 , 231201 ， 依次為電動機與軸軸軸的傳動效率。 .2 計內(nèi)容 計算及說明 結果 一級齒輪傳動的設計計算 面接觸疲勞強度計算 （ 1）初步計算 轉(zhuǎn)矩 寬系數(shù) d 接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應力 H 9 5 5 0 9 5 5 0 9 . 2 5 1 4 6 0 6 0 . 5 0T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 8 8 / 2 8 0 . 7 6 3 0 2 . 0 5T P n N m 9 5 5 0 9 5 5 0 8 . 5 3 8 0 . 2 2 1 0 1 5 . 4 8T P n N m 因該機構傳動尺寸無嚴格限制，且進行小批量生產(chǎn)，故小齒輪用 40質(zhì)處理 ,硬度 241286 均取為 260 齒輪用 45鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,硬度 229 286 均取為 240 6619 . 2 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 01460 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由圖 8 7 1 2l i i （ 式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 1T 60500 .m m 1=710 =580 2 2 6 3 921 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 初步計算小齒輪直徑 步齒寬 b （ 2）較核計算 圓周速度 v 精度等級 齒數(shù) m 使 用系數(shù) 載系數(shù) 算傳動比誤差 131 23216 0 5 0 0 5 . 2 1851 5 2 2 5 . 25 4 . 5 8 （式 1 1 5 7 11 5 7 1 4 6 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齒數(shù) 0;z2=30=156 m=d1/7/30= m=2.5 d1/m=57/2.8 z2=23=表 表 1 1111z i 0 5 . 2 5 . 2 2i 5 . 2 2 , =z 2 3 i 5 . 21 0 0 % 0 . 3 8 % ( 3 5 ) % 滿 足 要 求取 7mm b=57mm v=s 選 8 級精度 3; 20 v=計內(nèi)容 計算及說明 結果 齒間載荷分配系數(shù) K 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) 載荷系數(shù) K 區(qū) 域 系 數(shù) 1112221 2 . 1 0 ,2 2 6 0 5 0 02 1 2 2 . 8 1571 2 1 2 2 . 8 13 7 . 2 4 /571 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 12 3 1 2 0( 1 2 . 64 4 1 . 7 10 . 8 733( 1 2 . 1 0111. 3 20 . 8 7m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 5 7 B C b 由 表1 1 . 2 1 . 8 2 1 . 4 7A v H K K K （式 由表 圖 = =K=K= 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 總工作時間 力循環(huán)系數(shù) 觸壽命系數(shù) 用接觸應力H 驗算 由表 300 16 9 1 01 1 199211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 7 . 0 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 計 ， 則指 數(shù)式 ）原 估 計 應 力 循 環(huán) 次 數(shù) 正 確 。 由圖 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 51 . 0 55 8 0 1 . 0 41 . 0 5(式 12122 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 72 2 . 1 5 6 0 5 0 0 5 . 2 15 7 5 7 5 . 2H E Zb d u （ 式 ）計算結果表明 ,接觸疲勞強度較為合適 ,齒輪尺寸無需調(diào)整 . 8400h 1 06 1 02 6 4 2 . 3 8 5 7 4 . 4 8p aM p a25 3 4 . 2 6 滿 足 條 件設計內(nèi)容 計算及說明 結果 （ 3）確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d 中心距 a 齒寬 b 根彎曲疲勞強度驗算 向載荷分布系數(shù) 齒形系數(shù) 模數(shù)取標準值時 ,齒數(shù)已重新確定，但并未圓整 ,故分度圓直徑不會改變，即 d1=23=120=3002m ( z z ) 2 . 5 ( 2 3 1 2 0 )22a 1 1 5 7 5 7 m 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 1Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 9 由 表b/h=57/(圖 =A V F a K K = 7mm 00mm a= 7mm 7Y =2Y 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 應力修正系數(shù)曲疲勞極限 彎曲最小安全系數(shù) 力循環(huán)系數(shù) 曲壽命系數(shù) 寸系數(shù) 用彎曲應力 F 由圖 圖 表 1 01 1 198211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 1 4 6 0 3 8 4 0 03 . 3 6 1 03 . 3 6 1 0/ n i 由 表 估 計 ， 則指 數(shù)式 ）原 估 計 應 力 循 環(huán) 次 數(shù) 正 確 。由圖 圖 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 1 . 0 1 2 . 9 1 . 2 54 5 0 0 . 9 3 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1 06 1 0X= = 4 3 2 M p a F2 = 3 3 4 . 8 M p a F設計內(nèi)容 計算及說明 結果 驗算 二級齒輪傳動的設計計算 面接觸疲勞強度計算 （ 1）初步計算 轉(zhuǎn)矩 寬系數(shù) d 接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應力 H 11 1 11222211122 2 . 2 4 6 0 5 0 05 7 5 7 2 . 52 . 6 8 1 . 5 7 0 . 6 92 . 1 7 1. 8 21 0 5 . 5 32 . 6 8 1. 5 7F F a S aF a S a S Yb d 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核 6618 . 8 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 02 8 0 . 7 6 1 2 . 1 3 , 1 . 0d 由 表 取 由圖 8 7 1 2l i i （式 1 2 . 1 6 , 8 5由 表 取 11221 0 5 9 9 a2 3 0 2 0 5 0 .m 1=710 =580 2 2 6 3 921 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 初步計算小齒輪直徑 步齒寬 b （ 2）較核計算 圓周速度 v 精度等級 齒數(shù) m 驗算傳動比誤差 使用系數(shù) 載系數(shù) 323213 0 2 0 5 0 3 . 5 1851 5 2 2 3 . 59 5 . 6 6 （式 3 1 9 7 3 9 7 2 8 0 . 7 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 由表 取齒數(shù) 0;z4=30=105 m=d3/7/30= m=3 d3/m=97/3=z4=33= 2 2232z i 6 3 . 5 3 . 5 2i 3 . 5 2 , =z 3 3 i 3 . 51 0 0 % 0 . 5 7 % ( 3 5 ) % 滿 足 要 求由表 表 7mm b=97mm v=s 選 9 級精度 3 16 v=計內(nèi)容 計算及說明 結果 齒間載荷分配系數(shù) K 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) 載荷系數(shù) K 區(qū) 域 系 數(shù) 總工作時間 334221 2 . 1 0 ,2 2 3 0 2 0 5 06 2 2 7 . 8 4971 6 2 2 7 . 8 46 4 . 2 0 /971 0 0 /111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 63 3 1 1 6( 1 2 . 64 4 1 . 7 60 . 8 633( 1 2 . 1 0111. 3 50 . 8 6m m 由 表 先 求式 ）式 ）由 此 得23131 2 . 1 1b( ) 1 0 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 1 0 9 7 B C b 由 表1 1 . 1 5 1 . 3 5 1 . 3 9A v H K K K （式 由表 圖 表 300 16 = =K=K= 8400h 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 應力循環(huán)系數(shù) 觸壽命系數(shù) 用接觸應力H 驗算 （ 3）確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d 中心距 a 齒寬 b 791 1 188211 2 . 1 5 , 1 0 1 0m 8 . 7 86 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/3 . 5 n i 由 表 估 計 ， 則指 數(shù)式 ）原 估 計 應 力 循 環(huán) 次 數(shù) 正 確 。 由圖 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 1 . 0 41 . 0 55 8 0 1 . 1 41 . 0 5(式 2322 11 2 . 81 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 62 2 . 1 6 3 0 2 0 5 0 3 . 5 19 7 9 7 3 . 5H E Zb d u （ 式 ）計算結果表明 ,接觸疲勞強度較為合適 ,齒輪尺寸無需調(diào)整 . 因模數(shù)取標準值時 ,齒 數(shù)已重新確定，但并未圓整 ,故分度圓直徑不會改變，即 D3= 33=994= 116=3484m ( z z ) 2 . 5 ( 3 3 1 1 6 )22a 3 1 9 9 9 9 m 81826 1 1 02 7 0 3 . 2 4 6 2 9 . 7 1p aM p a25 5 3 . 2 6 滿 足 條 件9mm 48mm a= 094=99計內(nèi)容 計算及說明 結果 根彎曲疲勞強度驗算 向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù) K 齒形系數(shù) 力修正系數(shù)曲疲勞極限 彎曲最小安全系數(shù) 力循環(huán)系數(shù) 曲壽命系數(shù) 寸系數(shù) 用彎曲應力 F 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 ( 1 2 . 1 8 )1 . 7 6Y 式111 2 . 1 0 , 0 . 6 8 由 表b/h=99/(3)=圖 =A V F a K K = 由圖 圖 表 1 01 1 188211 2 . 1 5 , 3 1 0 1 0m 4 9 . 9 16 0 ( 1 2 . 1 26 0 1 2 8 0 . 7 6 3 8 4 0 06 . 4 7 1 06 . 4 7 1 0/ n i 由 表 估 計 ， 則指 數(shù)式 ）原 估 計 應 力 循 環(huán) 次 數(shù) 正 確 。 由圖 圖 l i m 1 11m i nl i m 2 22m i 0 0 . 9 2 1 . 0 1 2 . 91 . 2 54 5 0 0 . 9 5 1 . 01 . 2 5F N （ 式 ）Y =2Y l i m 1 = 6 0 0 M p aFl i m 2 = 4 5 0 M p 1826 1 1 0X= = 4 4 1 . 6 M p a F2 = 3 4 2 M p a F設計內(nèi)容 計算及說明 結果 驗算 第軸軸徑 第軸軸徑 第軸軸徑 1 12 . 1 6 3 0 2 0 5 09 9 9 9 32 . 4 7 1 . 6 4 0 . 6 82 . 1 7 1. 8 21 2 2 . 2 42 . 4 7 1. 6 4F F a S aF a S a S Yb d 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核 在畫裝配草圖前需初估軸徑 ,從而提高設計效率 ,減少重復設計的工作量 ,并盡可能的降低生產(chǎn)成本。 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 3319 . 2 51 1 2 2 0 . 7 21460 m 3328 . 8 81 1 2 3 5 . 4 22 8 0 . 7 6 m 3338 . 5 31 1 2 5 3 . 8 68 0 . 2 2 m 聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉(zhuǎn)矩外 ,有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能 ,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器 ,由于軸的轉(zhuǎn)速較高 ,為減小啟動載荷 ,緩和沖擊 ,應選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器 ,該設計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器 ,由于軸的轉(zhuǎn)速較低 ,不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量 ,但傳遞轉(zhuǎn)矩較大 ,又因減速器與工作機不在同一底座上 ,要求具有較大的軸線偏移 補償 ,因此選用齒史聯(lián)軸器。 根據(jù)上述分析并考慮到實際情況 ,聯(lián)軸器選擇如下 : 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用軸器1142 6030 60 20024323 11221 2 2 . 2 41 1 9 . 1 8 a取1d=302d=503d=65計內(nèi)容 計算及說明 結果 第軸軸承 第軸軸承 第軸軸承 體尺寸計算 箱座壁厚 箱蓋壁厚 1 箱蓋凸緣厚度 座凸緣厚度 b 箱座底凸緣厚度 腳螺釘直徑 腳螺釘數(shù)目 n 軸承聯(lián)接螺栓直徑 與座聯(lián)接螺栓直徑 接螺栓 間距 l 軸承端蓋螺釘直徑 孔蓋螺釘直徑 位銷直徑 d df,d1,外箱壁距離 C2 對應的 速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用155 8440 84 854 2001。 軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用三對深溝球軸承。 深溝球軸承 6308 深溝球軸承 6310 深溝球軸承 6313 均為 10為 102554 202500001=34， 8 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 對應的 c2 對應的 承旁凸臺半徑 臺高度 h 外箱壁至軸承座端面距離 造過渡尺寸 x、 y 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2 箱蓋 ,箱座肋厚m 軸承端蓋外徑 承旁聯(lián)接螺栓距離 S 速軸校核計算 計算齒輪受力 齒輪直徑 d 齒輪受力轉(zhuǎn)矩 圓周力 徑向力 受力圖 6， 4 8,6 24據(jù)低速軸承外徑確定以便扳手 操作 60=3,y=15 150mm m=21=1306023=1901=1602=190mm d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3342 2 1 0 1 5 4 8 0315t TF d 33 t a n 2 0 5 8 3 6 0 . 3 6 d=348 1 0 1 5 4 8 0 m m3836N 32124N 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 計算支承反力 水平面反力 水平面 (力圖 垂直面反力 垂直面 (力圖 水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩 許用應力 許用應力值 應力校正系數(shù) 當量轉(zhuǎn)矩 31 168 259F 2124 168259 32 91 259F 2124 91259 31 1 6 8 5 8 3 6 1 6 8 2 5 9 2 5 9F 2 3 1 5 8 3 6 3 7 8 6R t F 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 低 速 軸 材 料 選 用 45 鋼調(diào)質(zhì) , 6 5 0 , 3 6 0 a M P a T=插入法由表 得 M P a 2,60 01 應力校正系數(shù) 2600 1 b b0 0 1 5 4 8 0T 1378N 246N 1786N 2050N 125398 m m344435 m m366552M N m m609288T N m m 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 當量轉(zhuǎn)矩圖 當量彎矩 當量彎矩圖 校核軸徑 齒根圓直徑 軸徑 安全系數(shù)校核計算 對稱循環(huán)疲勞極限 脈動循環(huán)疲勞極限 等效系數(shù) 在齒輪中間處 22 2 21 3 6 6 5 5 2 6 0 9 2 8 8M M T 在靠近輸出端軸頸中間處 22 2 22 3 6 6 4 9 5 6 0 9 2 8 8M M T 4 2 ( ) 3 4 8 2 1 . 2 5 3d h c m 1 33 1 6 2 0 2 1 60 . 1 0 . 1 6 0 2 33 1 6 2 0 2 1 30 . 1 0 . 1 6 0 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。 以截面為例進行安全系數(shù)校核。軸材料選用45 鋼， ， 。 1 0 . 4 4 0 . 4 4 6 5 0 1 0 . 3 0 0 . 3 0 6 5 0B 011 . 7 2 8 6 1 . 7 011 . 6 1 . 6 1 9 5 1002 2 2 8 6 4 8 6486 1002 2 1 9 5 3 1 2312 1 6 2 0 2 1 6M N m m 2 6 2 0 2 1 3M N m m 6 3 4 0 m m 4 6 5 5d m m 1 286b M P a 1 195M 0 486b M 0 312 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 截面 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉(zhuǎn)切應力 扭轉(zhuǎn)切應力幅和平均切應力 應力集中系數(shù) 有效應力集中系數(shù) 表面狀態(tài)系數(shù) 尺寸系數(shù) 安全系數(shù) 彎曲安全系數(shù) 1 9 1 1 3 7 8 9 1 1 9 1 3 7 8 5 9 1 2 2 2 21 2 5 3 9 8 3 4 4 4 3 5 M 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )3 2 2 3 2 2 7 0d b t d tW d 36655229472W 0m 3 2 3 2( ) 7 0 2 0 7 . 5 ( 7 0 7 . 5 )1 6 2 1 6 2 7 0T d b t d tW d 101548063128 1 6 . 0 922 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=2 / 8 0 7 0 1 . 1 4 , / 2 / 7 0 0 . 0 2 9D d r d 和 ，從附錄表 。 由附錄 5查出 由附錄 6查出 設為無限壽命， 1，由式 1 1 2 8 62 . 2 5 7 1 2 . 4 40 . 9 2 0 . 7 8 125398 m m 344435 m m366552M N m m W =29472 1 2 a M P a 63128 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù) 復合安全系數(shù) 速軸軸承驗算 壽命計算 受力圖 左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 基本額定壽命 靜載荷計算 00, 1 1 1 9 51 . 5 2 8 . 0 4 0 . 2 5 8 . 0 40 . 9 2 0 . 7 4 2 2 2 27 . 3 0 9 . 7 77 . 3 0 9 . 7 7( 1 . 3 1 . 5 )經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。 221 5 6 5 1 9 9 222 1 5 6 9 5 5 4 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 5 5 9f X F 22 2 1 . 2 1 1 6 6 4P f d X F r 查 機械設計手冊 第 64頁表 6r=7000r/4 0 . 8 4 0 8 0 0C r K N N， 0 2 4 2 4 0 0 0 N 。因 2 1，只計算右邊軸承 66331021 0 1 0 4 0 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 1 4 6 0 1 9 9 6 . 8 故高速級軸承滿足壽命要求。 查 a 0 1 1 0 1 105 9 9 , 0 . 6 5 9 9 3 5 9 . 4r r r N P X F N 0 2 2 0 2 201 6 6 4 , 0 . 5 1 6 6 4 8 3 2r r r N P X F N 取 最 大 值 5 1 1 599 2 1664 1 2 510 0 1 0 8hL h h t 年 01025991664設計內(nèi)容 計算及說明 結果 安全系數(shù) 算額定靜載荷 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) 靜載荷分布系數(shù) 許用轉(zhuǎn)速 N 速軸軸承驗算 壽命計算 受力圖 左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 基本額定壽命 正常使用深溝球軸承，查 表 20S 0 2 0 0 2 2 1 6 6 4 P （ 01 02只算軸承） 由 116 7 0 . 8 0 . 0 1 640800,查圖 11 由 221 9 9 6 . 8 0 . 0 4 940800，查圖 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 7 0 0 01 1 7 0 0 0N f f NN f f N 經(jīng)檢驗該軸承合格。 221 7 8 0 1 4 1 7 222 2 1 6 5 3 9 3 7 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 1 6 1 7f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 4 9 3P f d X F r 查 機械設計手冊 第 64頁表 6r=6000r/6 1 . 8 6 1 8 0 0C r K N N， 0 3 8 3 8 0 0 0 N 。因 2 1，只計算右邊軸 20S 0 2 03328 C 11 12 1122211 7 0 0 0 / m i 7 0 0 0 / m i 4 6 0 / m i 于 工 作 轉(zhuǎn) 速 1 1617 2 4493 1 2 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 靜載荷計算 00, 安全系數(shù) 算額定靜載荷 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) 靜載荷分布系數(shù) 許用轉(zhuǎn)速 N 速軸軸承驗算 壽命計算 受力圖 左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 承 66331021 0 1 0 6 1 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 2 8 0 . 7 6 5 3 9 1 . 6 故中速級軸承滿足壽命要求。 查 a 0 1 1 0 1 101 6 1 7 , 0 . 6 1 6 1 7 9 7 0 . 2r r r N P X F N 0 2 2 0 2 204 4 9 3 , 0 . 5 4 4 9 3 2 2 4 6 . 5r r r N P X F N 取 最 大 值 正常使用深溝球軸承，查表 20S 0 2 0 0 2 2 4 4 9 3 P （ 01 02只算軸承） 由 111 9 4 0 . 4 0 . 0 3 161800,查圖 11 由 225 3 9 1 . 6 0 . 0 8 761800，查圖 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 6 0 0 01 0 . 9 8 6 0 0 0N f f NN f f N 經(jīng)檢 驗該軸承合格。 221 7 4 6 3 7 8 6 222 3 7 8 6 2 0 5 0 510 0 1 0 8hL h h t 年 01021617449320S 0 2 08986 C 11 12 1122211 6 0 0 0 / m i 5 8 8 0 / m i 8 0 . 7 6 / m i 于 工 作 轉(zhuǎn) 速 1 3858 2 4305 設計內(nèi)容 計算及說明 結果 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 基本額定壽命 靜載荷計算 00,安全 系數(shù) 算額定靜載荷 許用轉(zhuǎn)速驗算 載荷系數(shù) 靜載荷分布系數(shù) 許用轉(zhuǎn)速 N 查表 18.,取 1X ， 0Y 1 1 1 1 . 2 1 3 8 5 8f X F 2 2 2 1 . 2 1 4 3 0 5P f d X F r 查 機械設計手冊 第 64頁表 6r=4500r/9 3 . 8 9 3 8 0 0C r K N N， 0 6 0 . 5 6 0 5 0 0 N 。因 2 1，只計算右邊軸 承 66331021 0 1 0 9 3 8 0 0( ) ( )6 0 6 0 8 0 . 2 2 5 1 6 6 故中速級軸承滿足壽命要求。 查 a 0 1 1 0 1 103 8 5 8 , 0 . 6 3 8 5 8 2 3 1 4 . 8r r r N P X F N 0 2 2 0 2 204 3 0 5 , 0 . 5 4 3 0 5 2 1 5 2 . 5r r r N P X F N 取 最 大 值 正常使用深溝球軸承，查表 20S 0 2 0 0 2 2 4 3 0 5 P （ 01 02只算軸承） 由 114 6 2 9 . 6 0 . 0 4 993800,查圖 11 由 225166 0 . 0 5 593800，查圖 12 002211 1 1 2 1 02 2 1 2 2 01 1 4 5 0 01 1 4 5 0 0N f f NN f f N 經(jīng)檢驗該軸承合格。 1 2 5166 610 1 1 0 8hL h h t 年 01023858430520S 0 2 08610 C 11 12 1122211 4 5 0 0 / m i 4 5 0 0 / m i 0 / m i 于 工 作 轉(zhuǎn) 速設計內(nèi)容 計算及說明 結果 6鍵聯(lián)接的選擇和計算 速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 高速軸與連軸器鍵連接的軸的直徑為 30表4可知 2 2 3 0d 時可選用 8 7 50鍵 ，即鍵寬 8 7鍵長 0 。 鍵的接觸長度 5 0 8 4 2l l b m m 。 聯(lián)軸器采用 45鍛鋼制造， 由表 1 5