機(jī)械設(shè)計二級減速器說明書

1、督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告一、課程設(shè)計目的與要求機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是機(jī)械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的是：1）培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)知識，結(jié)合生產(chǎn)實際分析解決機(jī)械工程問題的能力。2） 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，了解和掌握簡單機(jī)械傳動裝置的設(shè)計過程和進(jìn)行 方式。3）進(jìn)行設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。 要求學(xué)生在課程設(shè)計中1）能夠樹立正確的設(shè)計思想，力求所做設(shè)計合理、實用、經(jīng)濟(jì)；2）提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍 了事的作風(fēng)。3）掌握邊畫、邊計算、邊修改的設(shè)計過程，正確使用參考資料和標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范。4）要求圖紙符合國家標(biāo)準(zhǔn)，計算說

2、明書正確、書寫工整，二、設(shè)計正文1. 設(shè)計題目及原始數(shù)據(jù)設(shè)計帶式輸送機(jī)用二級齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：1）輸送帶工作拉力 F= 4660 N;2）輸送帶工作速度 v=0.63m/s（允許輸送帶速度誤差為土 5%）;3）滾筒直徑D=300 mm;4）滾筒效率n = 0.96 （包括滾筒和軸承的效率損失）;5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6） 使用折舊期8年；7） 動力來源：電力，三相交流，電壓380V;8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。2設(shè)計內(nèi)容：1）傳動裝置的總體方案設(shè)計；選擇電動機(jī)；計算運動和動力參數(shù)；傳動零件的設(shè)計。2）繪制裝配圖和零件圖。3）設(shè)計計算說明書一份

3、，包括：確定傳動裝置的總體方案，選擇電動機(jī)，計算運動和動力參數(shù)，傳動零件的設(shè)計，軸、軸承、鍵的校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體的設(shè)計等。一.選擇電動機(jī)；1.選擇電動機(jī)（1）選擇Y系列三相異步電動機(jī)。（2）電動機(jī)的容量由電動機(jī)至工作機(jī)的總效率為n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5式中各部分效率由設(shè)計資料查得：普通V帶的效率n 1=0.96,一對滾動軸承的效率 n 2=0.99 (初選球軸承)，閉式齒輪傳動效率 n 3=0.97 (初定8級)，十字滑快聯(lián)軸器的效率 n 4=0.97，卷筒傳動效率n 5=0.96?？傂蕿?n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5=0.96*

4、0.99 4*0.973*0.96=0.808電動機(jī)所需功率為Pd=(F*v)/(1000* n )=3.634kw(2)確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為nw=(60*1000*v)/(兀d3=40.107r/min且初步估取電動機(jī)的額定功率為4kw又優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機(jī)。有設(shè)計資料電動機(jī)部分選用=35.93755iY132M1-6或Y112M-4型電動機(jī)，同時查得 Y132M1-6的滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min,總傳動比 i總=門d/nw=960/40=24，過小，故不選。綜上所述，選取Y112M-4型電動機(jī)。其主要性能見表電動機(jī)型 號額定功率滿

5、載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量Y112M-4414402.243外形和安裝尺寸見下表;機(jī)座號中心高安裝尺寸軸伸尺 寸平鍵尺寸外形尺寸HABDEF*GDGlDAAC/2AD112M11219014028608*742004652 115190分配各級傳動比總傳動比為由式i=h*i2,式中i1和i2分別為V帶傳動和減速器的傳動比。按傳動比分配注意事項，i 帶i 齒，初步取 i 帶=2.99 , i 齒=i/i 帶=35.937/2.99=12.019.又在減速器中，取 h=3,i2=4.006。三. 計算運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速：山=nm/T 帶44440/2.99=481.605r/minn

6、” = 2L =4840605/3=!691535ddi7mi nh 一 3 一 minn 仃=n=27d.535/4.006=?ro,Q24r/mini3.5minl2卷筒軸 n 戒=n b =40.074r/min 各軸的輸入功率：Pi = PdSi =3563480.96=39989kw 5.3084P” = Pi * ；42* n %-=0.484*c0980*.97-=3!.35kW0982Pm = P” *n 2*5.098235*0.98*0.99=3.244冊63Pw = Pm *忌叫34=32098299*0紡=30089kw 4.8963Pi(3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Ti =

7、9550=69.i5flmNmnl同理，T” =497,984969，T m =76625?55nT w =736.137nm將計算數(shù)值列于下表:軸號轉(zhuǎn)速 n (r/min )輸入功率P(kw)輸入扭矩(N m)電動機(jī)軸1440I軸481.6053.48969.185”軸160.5353.35199.287m軸40.0743.217766.640w軸40.0743.089736.137四設(shè)計計算窄V帶傳動1.確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)Ka=1.2，故Fla =K*P=1.2*4=4.8kw選取窄V帶帶型4督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告5督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告根據(jù)Pca、nj

8、由圖8-9 (課本上)確定選用 SPZ型3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑由表8-3和表8-7取主動輪基 根據(jù)式8-15，從動輪基準(zhǔn)直徑 按式8-13驗算帶的速度： 由公式二d d1n 1dd1=71mmdd2= i*d d1=213mm6000得 V 1=5.353m/s35m/s.故帶的速度合適。4.確定窄V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù) 0.7* (dd1+dd2)a120o故主動輪上的包角合適。6. 計算窄V帶的根數(shù)Z由式 8-22 知：Z=Pca/(PFb)*K a *Kl由 nm=1440r/min, ddi=71mm,i=3,查表 8-5c和 8-5d 得Fb=1.237kw Po=0.217k

9、w查表8-8得Ka =0.947，查表8-2得則代入公式計算得：取Z=4根7.計算預(yù)緊力Fo由式8-23知 F 0Z=3.709查表得q=0.07kg/m，故ecKl=0.94e fv：1e f- 1qv6督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告Fo=185.819N#督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告#督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告8.計算作用在軸上的壓軸力Fp由式得：F p二2 zF 0cosji=2 zF 0 cos(亍)2 zF 0 sin#督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告代入數(shù)據(jù)得：Fp=1462.51N。五減速器內(nèi)傳動零件的.設(shè)計計算材料及齒數(shù)高速齒輪組的設(shè)計與強(qiáng)度校核選定齒輪類型、精度等級、#督

10、.2 3曲A音 課程設(shè)計報告A.B.如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動；運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8 級精度(GB10095 88)；C.材料選擇。由表10 1選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度#督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告是280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度差為 40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù) 乙=24,大齒輪齒數(shù)為 Z 2 =4.006* Z1 =96.144，取Z 2 =96。E. 初選螺旋角3 =14 =2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計；2Kt（u +1） Zh Ze 2 dit 啟;（）V ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓

11、直徑dt = Zl m_（42j.O00mm同理 d 2 =248.001mmcos P4）計算齒輪寬度b= ddt =62.000mm圓整后取 B2 =65mmBt =70mm此時傳動比i2=4,i帶=2.99片=3.005，經(jīng)修正后得：軸號轉(zhuǎn) 速n(r/mi n )輸入功率P（kw）輸入扭矩（N- m）I軸481.6053.48969.185n軸160.2683.35199.619川軸40.0673.217766.774軸40.0673.089736.266 低速齒輪組的設(shè)計與強(qiáng)度校核1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如課本上圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動。B. 運輸機(jī)為一般工作機(jī)

12、器， 速度不高，故選用8級精度（GB10095 88）;C. 材料選擇。由表 10 1選擇小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。初選小齒輪齒數(shù) Z3=24，大齒輪齒數(shù)為 Z4 =3.005* Z 3 =72.12，取72。11督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算d3t _3 2KtT2（U 1）（ZhZe）2Y4d SCT h 確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ). 試選 Kt=1.3，由圖10 30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433B. 由圖 10 26 查得 ；a3=0.771;a4

13、 =0.980 所以；a =1.751C. 由表10-7選取齒寬系數(shù) d =1D. 查表10 6得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MPa 2E. 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為H lim 3=600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為H lim 4 =550MPaF. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 3 =60nj Lh =60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*810同理N 4 =1.495* 10v=12督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告v=#督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN 3=0.94 K HN 4=0.98

14、G. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1，則K HN 3 H lim 3/S =564MPa二 H 打=K HN 4 ；H lim 4於=539皿卩玄所以；H =592.4MPa3) 計算A. 小齒輪分度圓直徑2K“2(u 1) Zh Ze 2所以 d3t 羋 ()=81.207mmYSaU6 B. 計算圓周速度d 3t nn=0.681m/s60 * 1000C. 計算齒寬b及模數(shù),b= d d3t =1*81.207=81.207mmv=13督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告-.=d 3t/Zi =3.384mmh=2.25* 二=7.613mmb/h=10.667D.

15、計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)K A=1，根據(jù)v=0.681m/s , 8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K v =1.1 ;直齒輪，假設(shè) K A*Ft/b100N/mm 查表 10-3 得 KHa =KFa =1.2；由表 10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時K H 鬥 115+0.10*18fc.d.23*t1dc2+(b31*1-0 -3*b=1.463 ；23由 b/h=10.667, K h RhSd2,查圖18也13得思甘035p所以 載荷系數(shù)K =Ka Kv KHa K=1.931E. 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=92.6213mmd 3 d 3t14督.2

16、3曲A音 課程設(shè)計報告F. 計算模數(shù)d 3 cos -mn =d3/z3=92.656/24=8.861Z32KT2Y ：cos2 -YFa Ysa4) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計dZ；a 二 F mn - 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K = K a K v K Fa K f -1.782B.查取齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù) YFa3 =2165 ； YFa4 =2.236應(yīng)力校正系數(shù) Ysa3 =1.58 ； Ysa 4 =1.754C.由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；FE3=500 MPa二 FE 4 - 380 MPaD. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3=097；

17、 Kfn4=0.89E. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ;貝9K FN 3； FE 3；-f3 一 =321.73MPa ; 同理 F 4 =241.571MPaSY YF. 計算大、小齒輪的 Fa Sa，并加以比較6Y Fa 3Y Sa 3丫 Fa 4Y Sa 4=0.01348 =0.01624 二 F】3二 F】4大齒輪的數(shù)值大5) 設(shè)計計算m：2TL2Y=2.791mmdZ3 ；a“對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn =3.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓

18、直徑d 3 =969656mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有Z3 =由市貶656/3=30.885,取 Z3=31則 Z4 =uZ 3 =93.155,取 乙=93m這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。6）幾何尺寸計算A. 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1*m=31*3=93mm d2=z2*m=93*3=279mmB. 計算中心距a=（d i+d2）/2=186mmC. 計算齒輪寬度b= dd 3 =93mm圓整后取 B4 =95mmb3 =100mmPi7）驗算 Ft=2* T /宙=5292.882 35 .2050K A

19、* Ft/b=46.16100.故合適。8）此時i帶=2.99, i1 =3,i2=4,經(jīng)再次修正后得:軸號轉(zhuǎn)速n輸入功率輸入扭矩(r/mi n )P(kw)(N- m)i軸481.6053.48969.185n軸160.5353.35199.287川軸40.1343.217765.499軸40.1343.089735.036六校驗傳動比實際傳動比為i實=2.99*3*4=35.88總傳動比i總=35.937所以傳動比相對誤差為(35.937-35.88) /35.937=0.159%七軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算一 高速軸的設(shè)計與計算1) 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面分析知：Pi = 33489k

20、W5.3485 * 0.9925 = 5.384ni =481.605r/mi nPiTi =69585Nm 二 35 .2050ni2) 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為62.000mmPi而 圓周力 Ft=2* T i /d195531.774N 35.2050nitan an 徑向力Fr= Fr 二 Ft- =839.378Ncos P軸向力 Fa = Ft tan 一： =2188332123) .初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取A0=112，于是得:,P3d min = A0 3=247676mmm n3輸出軸的最小直徑顯然是安

21、裝大帶輪處軸的直徑 d I - n,為了便于制造，故初選di-n =25mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案如上述分析所述，按課本上P48圖5-34所示裝配。2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足軸向定位要求，I - n軸段右端制出一軸肩，故取n -川段的直徑dn-m =35mm;并根據(jù)帶輪的寬度選 L i-n =B=(Z-1)*e+2*f=38mm.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球承。參照工作要求并根據(jù) dn -m =35mm由軸承中初步選取 0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承 7008C。起尺寸為 d*D*B

22、=40mm*68mm*15mr故取 d山-出=dw -別=40mm且取擋油板寬 度為10+2mm故L山-出=B+10+2=27mm顯然，- y =d 一出+2*h起軸肩定位作用，故取 dw- v =55mm根據(jù)計算，顯然齒根圓到鍵槽底部的距離X2*m。故將齒輪與軸做成一體，即齒輪軸。此時齒輪與軸使用同種材料并均經(jīng)過相應(yīng)熱處理，所以Lv-切=B=70mm.顯然，齒輪軸處安裝齒輪的軸徑dv 為齒輪軸的齒頂圓直徑，即dv -切=62+2*ha=66.000mm,同理 d=d w- v =55mm 且 L叩-別=L - w =27mmL-叩= 2-2=10-2=8mm,Lw-v =100+3+A2-2

23、-2.5*2=115,同時為了滿足凸緣式端蓋裝拆要求，取Ln-山=66mm.至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5軸上力的作用點及支點跨距的確定(1) 由手冊上查得軸承的a值為14.7mm，計算得出帶輪上力作用點與支撐受力點的距離為L1=0.5* LI-n +Ln -m +a=100mm;齒輪中心與左支撐受力點的距離為L2=0.5* Lv-w +Lw-v +L山-w-a=162mm齒輪中心與右支撐受力點的距離為L3=0.5* L v -w +L- vn +L 叩-別-a=55mm.6 .軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計算(1)軸的強(qiáng)度計算。由題圖的傳動方案， 假設(shè)高速軸上小斜齒輪右旋，并旋轉(zhuǎn)方向

24、為右旋，而且 3 =14.593高速齒輪軸的材料應(yīng)與小齒輪原定材料相同，即45綱調(diào)質(zhì)處理，此材料的M6=650Mpa, - J =60Mpa.高速軸的受力分析和彎扭矩圖如下圖所示（見下頁）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出C截面是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面 C出的Mh、Mv及M值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =557.944NFnh2=1673.831NFnv1=1815.28NFnv2=-1192.148N彎矩MM H=92060.76NmmM V1 =-117000.8NmmM v2=-65568.14Nmm總彎矩2 2 1/2M i = ( M h +M vi ) =

25、117000.8Nmm2 2 1/2M2=(Mh +Mv2 ) =117083.9Nmm扭矩TT1=69.185*103Nmm19督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告20督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告6按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行彎鈕校核時， 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6,軸的計算應(yīng)力為:ca2 2M （aTs）=4.321Mpa前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得匚J=60MPa，因此是安全的。（2）滾動軸承計算高速軸的軸受力分析簡圖如圖（f ）1）軸承B和D的徑向力分別為2 2 2 2Fri= . F nh 1 F nh 1 =189909N 2

26、11 .7=474 Ni 2222Fr2= v F nh 2 + F nh 2 =2o59976N 360 .3=1151 N2） 由滾動軸承標(biāo)準(zhǔn)查得7008C型附加軸向力為Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算Fd1 =0.4* Fr1 =0.4*1899.09=759.636NFd2=0.4*F r2=0.4*2054.976=821.99N按式 13-11 得：Fa1=Fae+Fd2=218.532+821.99=1040.522NFa2=Fd2=821.99N所以：Fa1/C0=1040.522/15200=0.0685同理，F(xiàn)a2/C0=0.0541由表13-5進(jìn)行插值計算得：

27、ei=0.44,e2=0.426再計算Fd1=e1*Fr1=0.44*1899.09=835.599NFd2 =e2*F r2=0.426*2054.976=875.349NFa1=Fae+Fd2=875.349+218.532=1093.881NFa2=Fd2=875.349N所以：Fa1/C0=1093.881/15200=0.0719Fa2/C0=875.349/15200=0.0576綜上兩次計算相差不大，因此確定：e1=0.44,e2=0.426，F(xiàn)a1=1093.881N，F(xiàn)a2=875.349N3）求當(dāng)量動載荷P1和P2電=1093.88161899.09=0.576 1FM 4

28、74Fa2 783=875.349/2054.976=e2Fr2 1151故對軸承 1 , Xi=0.44 , Yi=1.275610廣C60 n P丿對軸承 2, X2=1 , 丫2=0按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1,則：P=fp*(X 1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N 二P2=f p*(X 2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N4)驗算軸承壽命106 C因為L P1P2，所以按軸承2的受力大小驗算60 n I P 丿又 n=481.605r/min, C=20000N, =3,代入計算得：31899.596h=

29、5.46年故所選軸承可滿足要求。(3)鍵聯(lián)接計算F2T由以上計算得與帶輪連接的直徑為25mm長度為廿38mm今采用圓頭普通平鍵pA型，b*h=8*7mm,長度L=32mm鍵的材料為45鋼。klkld又鍵的工作長度 l=L-b=32-8=24mm,轉(zhuǎn)矩為 T=T1=69.185*10 3 Nmm因此擠壓應(yīng)力 (T p=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mpa=100Mp a故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。二.中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取a0=115，于是得：d min A0 3P3=317666

30、mmm軸的最小直徑是安裝在軸承上的，同時選角接觸球軸承。并根據(jù)dmin =視66仏性可埠67門37207C，其尺寸為 d*D*B=35*72*17mm.2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)顯然 d I - n =d V-w =35mm且查表知 B=17mm所以：LI - n =B+10+A2+2=39mmLv - w =B+10+A 2+2.5+2=41.5mm2)取安裝齒輪處的軸段n -川和W - V直徑為 dn=dw-V =40mm且由齒輪寬度得：Ln -皿=100-2=98mm,Lw -V =65-2=63mm3) 由以上分析知：d皿-w =d n -山 +2* (5.458.5 ),取 d 皿-w

31、=50mrp 且 L皿 _出=3-2.5=9.5mm4) 小直齒輪的作用點與右支撐受力點間的距離為:I 尸L _ 且-a+Bi/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm , 取 l i=71mm大斜齒輪的作用點與左支撐受力點的距離為I 2=L-v _a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取 I 2=56mm.小直齒輪與大斜齒輪的作用點的距離為I 3=Bi/2 +B2/2+L山-w =50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齒輪上的力：已知 d2=93mm而 Ft=2*/d n =2*199.287*10 3/93=4285.742NFr=Ft*tan

32、a n=4285.742*tan20 =1559.882N圓周力R及徑向力Fr的方向如圖所示22督.2 3曲A音 課程設(shè)計報告由以上計算得:載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3466.982NFnh2 =3050.534NFnv1 =-963.266NFnv2 =242.762N彎矩MMH1=246155.722NmmMH2=170829.904NmmM v1=68391.886Nmm Mv2=13594.672Nmm總彎矩M2 2 1/2M1=( Mh +Mv1 ) =255480.116Nmm2 2 1/2M2=(M h +M V2 ) =171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核時，由以上分析可知危險截面B最危險，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力2 2 M 曲）32.65Mp aW前已選定軸的材料為 45鋼，由表查得二J=60MPa，因此是安全的。（2）滾動軸承計算中間軸的軸受力分析簡圖如圖（e）1）軸承1和2的徑向力分別為fFr1= . F 2 NH1- F 2 NH1 =3598321N211 .7 2 = 474 NFr2= Jf 2nh 2 +F 2nh 2 =30號378寸360 .32 =1151 N2) 2)由滾動軸承標(biāo)準(zhǔn)查得7207C型附加軸向力為Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算Fd1