振动筛砂机 机械设计计算说明书

机械原理机械设计

机械设计计算说明书

振动筛砂机

设计题目

目 录

一．设计题目.……………………………………………………….1 二．系统总体方案的确定.…..……………………………………….1 三．设计原始数据…………………………………………………… 四．电动机的选择…………………………………………………… 五．传动比的分配…………………………………………………… 六．执行机构尺寸计算……………………………………………… 七．机构运动分析…………………………………………………… 八．V带设计……………………………………………………….. 九．传动装置的运动和动力参数………………………………….. 齿轮的传动计算……………………………………………….. 减速器机体的尺寸设计…………………………………… 轴的设计…………………………………………………… 键的选择及强度较核……………………………………… 轴承寿命计算及静强度…………………………………… 轴的强度较核……………………………………………… 参考文献………………………………………………

计 算 及 说 明 一、设计题目：振动筛砂机 机器的用途及功能要求 筛沙机是在铸造车间中使用的一种筛取型砂（用于铸造工件）的机械，其基本功能就是使盛装型砂的砂箱往复运动执行筛沙动作，以便获得合格的型砂。在筛沙过程中，砂箱作平面运动。砂箱的重力G及工作阻力F（包括砂箱运动的惯性力）均作用在砂箱中间靠下的部位。F沿水平方向，且与砂箱运动方向相反；G为铅锤方向。筛沙机的工作环境灰尘较大，载荷有中等冲击，每天工作8小时，使用折旧期为10年。 主要结果 设计要求和原始数据 设计原动机为电动机的筛沙机 (1)建议取工作机构为简单的曲柄摇杆机构，机构许用压力角[?]?40? (2)机器工作时，砂箱应相对于某一铅锤面作左右对称运动，其水平(3)运动的距离为S，与水平面的最大摆角?应小于8?； (4)工作机构的效率为0.95. 设计原始数据为： 重力 =900 工作阻力F=3200 往复次数 N=85(1/min) 水平运动距离=150mm 砂箱 高度 H=(700~800) 砂箱尺寸（长?宽?高）800?600?180 计 算 及 说 明 二、系统方案设计评价决策 方案（a）：圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。 主要结果 方案（b）：蜗杆传动结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声小。效率较低，制造精度要求较高，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。 计 算 及 说 明 方案（c）：锥齿轮传动适用于输入轴与输出轴轴线垂直相交的场合。其制造安装复杂，成本高。当其结构尺寸太大时，加工困难，承载不均匀现象严重。圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。 方案（d）：在方案（c）基础上加入带传动，使传动平稳，噪声小，能 缓冲吸振；同时带的结构简单 ，轴间距大，成本低。但是外廓尺寸大， 传动比不恒定，寿命短。 主要结果

计 算 及 说 明 方案（e）：皮带--二级圆柱圆锥减速器-滑块：工作机构摆角为零，筛沙效果好。但摩擦大，消耗功率大，机构制造成本高。 2、传动方案的选择 由于电机与工作机构的输入部分有高度差，传动机构的摆放位置空 间有限，输入轴和输出轴的轴线垂直相交，为单位生产，故选择带传动 ＋圆锥－圆柱减速器为传动机构。 3、执行机构的选择 根据任务说明书的设计要求，选择工作机构为曲柄－摇杆机构。 输入端为曲柄，砂箱固定的连杆上，连杆与摇杆的绞接点选择在砂 箱中间靠下的部位。 三、电动机的选择： 电动机消耗功率：Pd?Pw?(kW) 一个运动周期所经过的位移：S=2×150=300(mm)， 1 一个周期的时间：t==0.70(s)； 85/60工作阻力：F=3200N 主要结果 计 算 及 说 明 FSFS3200?300?10-3??×10-3?1.37KW 工作机构需要功率：Pw=tt0.70V带传动效率?1?0.95，轴承传动效率?2?0.98，圆锥齿轮传动效率主要结果 Pw?1.37KW ?3?0.97，圆柱齿轮传动效率?4?0.97，工作机构效率?5?0.95 3传动装置总效率：????12?3?4?5?0.7992 ??0.7992 Pd?1.72KW 电动机消耗功率：Pd?Pw?=1.72(KW) 电动机极数：p?Y100L1?1 综上，选择电动机Y100L1?1，额定功率2.2KW，额定转速3000rmin 五、执行机构尺寸计算： 1．机构简图： 2．尺寸选取： 已知水平运动距离S=150mm；砂箱高度H∈(700~800)； lAB=75mm 则lAB=S/2=75mm； 60f1；已知f1?50HZ n1计 算 及 说 明 lCD?H2?(S/2)2?7502?752?753.74mm； 主要结果 lCD=753.74mm lAB?615.41；取lBC=600mm； ?sin7lBC=600mm lAD?960.47mm lAD?(lAB?lBC?S/2)2?H2?6002?7502?960.47mm； lAB?lAD?75+960.47=1035.47；lBC?lCD?600+753.74=1353.74mm； lAB?lAD?lBC?lCD，铰链四杆机构存在曲柄。 六、机构运动分析： 1．数学模型： AB+BC=AD+DC lABei?1?lBCei?20?lADei0?lDCei?3 (1) 将式(1)的实部和虚部分别相等可得 lABcos?1?lBCcos?20?lAD?lDCcos?3 (2) lABsin?1?lBCsin?20?lDCsin?3 (3) 为了消去?20角，将式(2)和(3)移项再平方后相加可得 2lBC?(lAD?lDCcos?3?lABcos?1)2?(lDCsin?3?lABsin?1)2 为求解?3，将上式改写为如下的三角方程 Asin?3?Bcos?3?C?0 (4) 式中A??sin?1；B?lADlAB?cos?1； 2222C?(lAD?lDC?lAB?lBC)(2lABlDC)?lADcos?1lDC (5) 为了便于用代数方法求解?3，令x?tan(?32)，于是 sin?3?2x(1?x2)；cos?3?(1?x2)(1?x2)； 从而，式(4)可化成下列二次方程 (B?C)x2?2Ax?(B?C)?0 (6) 计 算 及 说 明 由(6)式解出x可得 主要结果 A?A2?B2?C2 (7) ?3?2arctanx?2arctanB?C22因lBC?lDC?(lAD?lAB)2?2lDC(lAD?lAB)cos(???30)，则 22lBC?lDC?(lAD?lAB)2cos?3??R (8) 2lCD(lAD?lAB)1?R2 (9) ?3?arctanR连杆的位置角?20可由式(2)和式(3)求得 ?20?arctanlDCsin?3?lABsin?1 (10) lAD?lDCcos?3?lABcos?1?2????20 (11) 速度分析： 将式(1)对时间求导可得 ?ei(?1??2)?lBC?20?ei(?20??2)?lDC?3?ei(?3??2) (12) lAB?1将(12)式的实部与虚部分别相等可得 ?sin?1?lBC?20?sin?20?lDC?3?sin?3 (13) lAB?1?cos?1?lBC?20?cos?20?lDC?3?cos?3 lAB?1由式(13)得 ???20 ?lABsin(?1??3)??1? (14) lBCsin(?20??3)lABsin(?1??3)??1? lBCsin(?20??3)????20???2 ???3lABsin(?1??20)??1? (15) lDCsin(?3??20)计 算 及 说 明 角速度的正负分别表示逆时针和顺时针方向转动 加速度分析： 将式(12)对时间再求导可得 2i(?20??)?2ei(?1??)?lBC????ei(?20??2)?lDC?3?2ei(?3??)?lDC?3??ei(?3??2) lAB?1?lBC?2020e (16) 将式(16)的实部和虚部分别相等可得 ?2cos?1?lBC?20?2cos?20?lBC?20??sin?20?lDC?3?2cos?3?lDC?3??sin?3 lAB?1 (17) ?2sin?1?lBC?20?2sin?20?lBC?20??cos?20??lDC?3?2sin?3?lDC?3??cos?3 ?lAB?1 由式(17)可解得 ?2cos(?1??20)?lBC?20?2?lDC?3?2cos(?3??20)lAB?1??? (18) ?3 lDCsin(?3??20) ?2cos(?3??20)?lDC?3?2lAB?1?2cos(?1??3)?lBC?20??? (19) ?20lBCsin(?3??20) ?2cos(?3??20)?lDC?3?2lAB?1?2cos(?1??3)?lBC?20?????20???? ?2 lBCsin(?3??20) 主要结果

计 算 及 说 明 2．框图设计： 主要结果 输入已知数 FOR ?0.24? to 2.24? Step ?/180求?20，?2，?3，(?3??20)，?2，?3，aaIF (?3??20) PI/2 y(i)=y(i)-PI/2; else y(i)=PI/2-y(i); end P2=0.29*PI-p2; x(i)=P2; W2=AB*sin(P1-P3)*W1/(BC*sin(p2-P3)); v2(i)=W2; W3=AB*sin(P1-p2)*W1/(CD*sin(P3-p2)); v3(i)=W3; E3=(AB*W1*W1*cos(P1-p2)+BC*W2*W2-CD*W3*W3*cos(P3-p2))/(CD*sin(P3-p 2)); a3(i)=E3; P1=P1*K P3=P3*K W3 E3 i=i+1; end i=1:1:361; plot(q1(i),q3(i),'r',q1(i),v3(i),'-.b',q1(i),a3(i),':g'),xlabel('AB杆位置角'),ylabel('CD杆 运动参数'),title('运动分析线图') grid 主要结果 3．程序：(使用MATLAB分析摆角、压力角及做出线图) 计 算 及 说 明 maxPY=0; for i=1:1:361 if maxPY

计 算 及 说 明 七、传动比分配： 主要结果 电动机满载转速：nm?2880rmin 则机构总传动比：i??nmn?33.882 取V带传动传动比：i0?3 则圆锥齿轮传动比i1与圆柱齿轮传动比i2为：i1?i2?i?i0?11.294 则i1?2.824,i2?4.0000 各轴转速 Ⅰ轴 n1?i??33.882 i0?3 i1?i2?11.294 nm2880r/min??960rmin i03n1960rmin??340rmin i12.824n2340rmin??85.0rmin i24.0000Ⅱ轴 n2?Ⅲ轴 n3?各轴输入功率 Ⅰ轴 P1?Pd??1?1.72kW?0.95?0.98?1.63kW P1?1.63KW 计 算 及 说 明 Ⅱ轴 P2?P1??12?P1??2??3?1.63kW?0.97?0.98?1.579kW Ⅲ轴 P3?P2??23?P2??2??3?1.579kW?0.97?0.98?1.473kW 各轴输入转矩 电动机的输出转矩： 主要结果 P2?1.579KW P3?1.473KW Td?9550Pd1.72KW?9550??5.690Nm nm2880r/minⅠ T1?Td?i0??1?5.690Nm?3?0.95?16.22Nm Ⅱ T2?T1?i1??12?T1?i1??2??3?16.22?2.824?0.97?0.98?43.54Nm ⅢT3?T2?i2??23?T2?i2??2??3?43.54?4.0000?0.97?0.98?165.56Nm 运动和动力参数计算结果整理于下表： T1?16.22 T2?43.54 T3?165.56 电动机 功率P(KW) 转矩 转速n 传动比 T(N?m) (rad/min) i 1.72 1.63 1.579 1.473 5.960 16.22 43.54 2880 960 340 3 2.824 4 齿轮轴 Ⅰ 齿轮轴 Ⅱ 齿轮轴 Ⅲ 165.56 85 计 算 及 说 明 机构运动简图如下： 主要结果 五、减速器的结构设计 1 高速端直齿圆锥齿轮设计 P1＝1.630kw u=2.824 n1=960r/min (一)小齿轮转矩T1 T1=16.22Nm (二)选材料，确定许用压力 1 选材料 小齿轮 调质 平均取齿面硬度260HBS 大齿轮 调质 平均取齿面硬度230HBS 2 确定需用接触应力[?H] （1）总工作时间 tH=(10?360?8)=28800h （2）寿命系数 接触应力循环次数 T1=16.22Nm 小齿轮260HBS 大齿轮230HBS tH=28800h N1＝60?nttn=60?1?960?28800?1.659?109 N1?1.659?109 N2=N15.875?108 =uN2=5.875?108取寿命系数ZN1＝0.92,ZN2＝0.95 ZN1＝0.92 ZN2＝0.95 （3）接触疲劳极限?Hlim取极限应力 计 算 及 说 明 ?Hlim1＝720 ，?Hlim2＝580 主要结果 （4）安全因数SH取安全因数SH＝1.1 （5）许用接触应力[?H] 因为?Hlim1?ZN1＝662.4MPa??Hlim2?ZN2=551MPa 许用应力为[?H]=SH＝1.1 [?H]=500.9MPa ?Hlim2?ZN2SH=580?0.95?500.9 1.13 确定需用弯曲应力[?F] （1）寿命系数YN弯曲应力循环次数 NF1=N1?1.659?109 NF2?NF1u=5.875?108 取寿命系数YN1?YN2?1 弯曲疲劳极限?Flim，取极限应力 ?Flim1?300MPa ?Flim2?220MPa ?Flim1?300MPa ,?Flim2?220MPa （3）尺寸系数Yx估计模数mn?5,取尺寸系数Yx＝1 （4）安全系数SH取安全系数SH?1.6 （5）许用弯曲应力 [?F1]=SH?1.6 [?F1]=375MPa [?F2]=275MPa 2?Flim1YN1Yx2?300?1?1?375MPa =1.6SF2?Flim2YN2Yx2?220?1?1==275MPa 1.6SF[?F2]=(三)选择齿数、齿宽系数及精度等级 （1）初取齿数 初取小齿轮齿数z1=20,则大齿轮齿数z2?uz1?56.48 z1=20 圆整z2?57 （2）选择齿宽系数及精度等级 z2?56.48 计 算 及 说 明 取齿宽系数?R?0.3，初估小齿轮直径 主要结果 d1估＝60,则齿轮圆周速度 v1?d1估＝60 v1?=3.016 ?d1估n160?1000=3.016 选8级精度等级 （四）确定载荷系数 （1）使用系数KA 取动载荷系数KA?1.6 （2）动载荷系数KV 取动载荷系数KV?1.15 （3）齿向载荷分步系数 因为一个锥齿轮为悬臂，故取 K?=1.88 （4）载荷系数K K=KAKVK?=3.46 （五）齿面接触疲劳强度计算 （1）弹性系数ZE ZE?190MPa（2）节点区域系数ZH ZH＝2.5 （3）分度圆直径d1= 为满足齿面接触疲劳强度，则需使分度圆直径 KA?1.6 KV?1.15 K?=1.88 K=3.46 ZE?190MPa ZH＝2.5 d?4.71KT1ZEZH2()=2[?]?R(1?0.5?R)uH2.957mm （六）主要参数 （1） 模数m m=取标准模数 m=4 （2） 分锥角? ?1?arcsind1=3.65 z111?u2u1?u2?19.499? 4.71?3.46?1.622?104(190?2.5)2=7d?72.957mm 0.3(1?0.15)22.824?500.92 m=3.65 m=4 ??1?19.499 ?2?arcsin?70.501 ???2?70.501

计 算 及 说 明 （3） 锥距R R=m242z1?z2?202?572=120.814 22主要结果 R=120.814 B=37 （4） 齿宽b b=?RR?36.244 b1?b2?b=37 （5） 分度圆直径d1?mz1?80 d2?mz2?228 d1?80 d2?228 （6） 平均直径dm和平均模数mm dm1?68 dm1?d1(1?0.5?R)?68 dm2?d2(1?0.5?R)?194 平均模数 dm2?194 mm?m(1?0.5?R)?3.4 （七）齿根抗弯疲劳校核 （1）齿形系数YFa1、YFa2 当量齿数 ZV1?mm?3.4 z1?21.217 cos?1 ZV1?21.217 ZV2z2??170.766 cos?2ZV2?170.766 YFa1?2.76 YFa2?2.14 取YFa1?2.76 YFa2?2.14 （2）应力修正系数YSa1、YSa2 取YSa1?1.56 YSa2?1.83 （3）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力 小齿轮?F1?YSa1?1.56 YSa2?1.83 4.71KT1?R(1?0.5?R)zm4.71KT12213u?12YFa1YSa1＝68.46MPa<375MPa ?F1=68.46MPa 大齿轮?F2?23?R(1?0.5?R)2z2mu2?1YFa2YSa2?20.57MPa<275MPa ?F2=20.57MPa 齿根抗弯疲劳强度足够 2低速端斜齿圆柱齿轮设计 计 算 及 说 明 P1?1.55kw i?4 n3?340r/min 小齿轮转矩T2=43.54Nm （二）选材料，确定许用压力 1选材料 小齿轮 40Cr 调质 平均取齿面硬度260HBS 大齿轮 45钢 调质 平均取齿面硬度 230HBS 2确定许用接触应力[?H] （1） 总工作时间 th?(10?360?8)h?28800 （2） 寿命系数 接触应力循环次数 N1?60?nth?5.875?108 N2?N1/u?1.469?108 取寿命系数ZN1?0.93 ZN2?0.98 （3） 接触疲劳极限?Hlim 取极限应力 ?Hlim1?710MPa ?Hlim2?580MPa （4） 安全因数SH 取安全因数SH?1.1 （5） 许用接触应力 [?H] 因为?Hlim1?ZN1?720*0.93=669.6>?Hlim2?ZN2?568.4 许用应力为 [?H]=主要结果 小齿轮 260HBS 大齿轮 230HBS th=28800 N1=5.875?108 N2=1.469?108 ZN1?0.93 ZN2?0.98 ?Hlim1?710MPa ?Hlim2?580MPa SH?1.1 [?H]=516.72MPa ?Hlim2?ZN2SH?568.4=516.72MPa 1.13确定许用弯曲应力[?F] （1） 寿命系数YN弯曲应力循环次数 NF1?N1?5.875?108 NF2?NF1/u?1.469?108 取寿命系数YN1?YN2?1 YN1?YN2?1 计 算 及 说 明 （2） 弯曲疲劳极限?Flim取极限应力 主要结果 ?Flim1?290MPa ?Flim2?220MPa （3） 尺寸系数Yx 估计模数mn?5 取尺寸系数Yx?1 （4） 安全系数SF 取安全系数SF?1.6 （5） 许用弯曲应力 [?F1]=?Flim1?290MPa ?Flim2?220MPa SF?1.6 [?F1]=362.5MPa [?F2]=275MPa 2?Flim1YN1Yx2?290?1?1?362.5MPa ?1.6SF2?Flim2YN2Yx2?220?1?1?275MPa ?1.6SF[?F2]=（三）选择齿数，齿宽系数及精度等级 （1）初选齿数 初取小齿轮齿数z1＝20，则大齿轮齿数z1＝20 z2=4.00?20?80 z2=iz1?4.00?20?80 （2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数?d?1.0，初估小齿轮直径 d1估?60mm，则齿宽b??dd1估＝1.0?60?60mm，取大齿轮齿宽 齿轮周转圆周速度b2?b?60mm ?d1估n2??60?340v1???1.068m/s v1=1.068m/s 60?100060?1000 选8级精度等级 （四）重合度计算 初估螺旋角 ?＝12? （1） 端面重合度?? ?＝12? 11?)]cos? z1z2 ???[1.88?3.2(?[1.88?3.2(11?)]cos12??1.643 2080（2）纵向重合度?? ??=1.643 计 算 及 说 明 ????dz11?20tan??tan12??1.353 ??主要结果 ??=1.353 （3）总重合度?r ?r???????1.643?1.353?2.996 （4）端面压力角?t ?r=2.996 ?t?arctan(tan?ncos?) ?arctan(tan20?cos12?)?20.41? （5）基圆螺旋角?b ?t=20.41 ?b?arctan(tan?cos?t) ?arctan(tan12?cos20.41?)?11.27? （6）当量齿轮端面重合度??n ?b=11.27 ??n???cos2?b ?1.643/cos211.27??1.708 ??n=1.708 （五）确定载荷系数 （1）使用系数KA，取KA?1.5 （2）动载荷系数KV，取动载荷系数KV?1.2 KA?1.5 KV?1.2 （3）齿向载荷分布系数K?，取K??1.38 K??1.38 （4）齿间载荷分配系数KF?，KH? 由齿轮切向力 2T12?4.354?104Ft1???1.451?103及条件 d1估60KAFt11.5?1.451?103??36.3?100 b60取齿间载荷分配系数KF??KH????n?1.708 （6）计算KF，KH载荷系数 KF?=1.708 计 算 及 说 明 KH?KF?KAKVK?KH??1.50?1.2?1.38?1.708?4.243 （六）齿面接触疲劳强度计算 （1）弹性系数ZE ZE?190MPa （2）节点区域系数ZH ZH?2.43 （3）重合度系数Z?Z??1???11.643?0.780 （4）螺旋角系数Z? Z??cos12??0.989 （5）分度圆直径d1 为满足齿面接触疲劳强度，则需要把分度圆直径 d1?3主要结果 KH=4.243 ZE?190MPa ZH?2.43 Z?=0.780 Z?=0.989 2KHT2i?1ZEZHZ?Z?2??() ?di[?H]2?4.243?4.354?1044?1?1.04 ?3190?2.43?0.78?0.9892?()516.72?60.315mm （七）确定主要参数 d1=60.315mm 60.315?cos12???2.9 20 （1）模数mn mn?取标准模数mn?3 （2）中心距a0 a0?d1cos?z1mn=2.9 mn(z1?z2)3?(20?80)?mm?153.35mm 2cos?2?cos12?mn(z1?z2)?13.087? 2aa0=153.35mm （3）螺旋角? ??arccos?=13.0870 （4）计算分度圆直径d1 d2 d1?mnz13?20??62.00mm cos?cos13.087?d1=62.00mm 与初估d1值相差不大

计 算 及 说 明 d1?mnz23?80??248.00mm ?cos?cos13.087主要结果 d1=248.00mm （5）齿轮宽度b1 b2 b??dd1?62?1?62mm 取大齿轮齿宽b2?b?62mm小齿轮齿宽b1?b2?8?70mm （八）齿根抗弯疲劳校核 （1）齿形系数YFa1 YFa2 当量齿数 ZV1?z120??20.533 33?cos?cos13.087z280??82.133 33?cos?cos13.087ZV1=20.533 ZV1=82.133 ZV1?取YFa1?2.78 YFa2?2.21 （2）应力修正系数YSa1 YSa2 取YSa1?1.56 YSa2?1.76 （3）重合度系数Y? YFa1?2.78 YFa2?2.21 YSa1?1.56 YSa2?1.76 0.75?0.692 1.708Y??0.25?0.75??n?0.25?Y?=0.692 （4）螺旋角系数Y? Y??0.89 （5）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力 Y?=0.89 2KFT2小齿轮?F1?YFa1YSa1Y?Y? b1d1mn2?4.243?4.354?104??2.78?1.56?0.692?0.89MPa 70?62?3?73.4MPa???F1??362.5MPa 大齿轮 ?F2?F1=73.4MPa 2KFT2?YFa2YSa2Y?Y? b2d2mn计 算 及 说 明 2?4.243?4.354?104??2.21?1.76?0.692?0.89MPa 62?248?3主要结果 ?19.2MPa???F2??275MPa 齿根抗弯强度足够 3 轴的设计 （一）直径计算 按轴所受的转矩对轴的直径进行设计 ?F2=19.2MPa d1?C3P1.6301?1183?14.08mm n1960d1=14.08mm 由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到 16.189。取22mm d2?C3 由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到 22.50。取30mm P21.550?1183?19.56mm n2340d2=19.56 d3?C3P31.473?1183?30.54mm n385d3=30.54mm 由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到35.117。取45mm （二）结构设计 1轴的设计 （1）各轴段的直径 轴段1与带轮有配合关系，按标准尺寸选取轴段直径为30 轴段2为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承装拆而设置的非定位轴肩，故不宜比d1大很多。由此确定d2＝35mm。因此，轴承代号为7206C。 轴段3为轴环，其左右两侧是轴承定位面，形成的轴肩为滚动轴承的定位轴肩，故应该按轴承的定位轴肩，故应按照轴承标准的安装尺寸确定 轴段4为轴承颈，其直径应与轴段3相同。 轴段5与齿轮有配合关系，选取轴段直径为30mm （2）各轴段的长度 轴段1的长度取决于带轮轮毂的宽度，由带轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度l?(1.5~2)d1?(1.5~2)?30mm?(45~60)mm取l?60mm 计 算 及 说 明 轴段3的长度l3应与轴承宽度基本相等。由标准知30207轴承的宽度B?17mm，故取l3?16mm 轴段3的长度由给定的位置尺寸及轴承宽度确定 轴段4的长度应与轴段3相等 轴段5的长度由给定位置尺寸及圆锥齿轮的轮毂确定，圆锥齿轮的轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 主要结果 l?(1.5~2)d1?(1.5~2)?30mm?(45~60)mm取l?45mm。为使轴端挡圈工作可靠，轴段5的长度l5应略小于轮毂宽度1 （3）相关零件的结构设计 a）套筒的结构尺寸 套筒直径应按轴承7206C的安装尺寸确定为43mm，内孔直径按较大配合间隙考虑取为?35.5mm，长度为40mm b）轴端挡圈尺寸 按轴径d1（或d5）由标准取结构尺寸。最大直径为36mm c）端盖处轴承密封 采用毛毡圈密封，毡圈及槽的尺寸由标准确定 （4）轴上的零件的周向固定 a）键连接 由键的标准，根据带轮处轴径d1查的键横截面尺寸为b?h?(8?7)mm，根据轴段1的长度l1，选取键长L=50mm；齿轮处，根据轴径d5查得键得横截面尺寸为b?h?(8?7)mm。根据l5选取键长L=32mm b）零件的配合 带轮与轴：基孔制，选取H7r6；齿轮与轴：基孔制，选取H7m6；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差代选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制，选取H7h6 Ⅱ轴的设计 (1) 各段轴的直径 轴段1为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承拆装而设置的非定位轴承肩，故不宜比d1大很多。由此选定d1=30mm。因此，轴承代号应为6206。 计 算 及 说 明 轴段2与齿轮有配合关系，选取轴段直径为d2＝33mm。 轴段3为轴环，其右侧是齿轮的定位面，故按定位轴肩考虑，轴肩高度h h=0.07d2+(1~2)mm=0.07?33+(1~2)mm＝(3.3~4.3)mm 取h=4mm。则d3＝d2＋h＝(33+2?4)=41mm 轴段4与齿轮有配合关系，选取轴段直径为36mm。 轴段5为轴承颈，其直径应与轴段1相同。 (2) 各段轴的长度 轴段1的长度l1应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B＝16mm，故取l3＝30mm。 轴段2的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 l?(1.5~2)d2?(1.5~2)?30mm?(45~60)?b?70mm 取l?70mm。为使轴承段2与挡油环轴向固定可靠取轴段2的长度为l2。 主要结果 轴段3的长度l3取20mm 轴段4的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 l?(1~1.2)d4?(1~1.2)?36mm?(36~43.2)mm 取l?43mm。为使轴段4与挡油环轴向固定可靠，轴段4的长度应略小于轮毂。 轴段5的长度l5应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B＝16mm，故取l5＝37mm。 轴的总长度 L=(41+70+20+40+37)mm=208mm (3) 相关零件的结构设计 端盖处轴承密封，采用毛毡圈密封，毛毡圈及槽的尺寸由标准确定。 (4) 轴上零件的周向固定 1) 键连接 由键的标准，根据斜齿轮处轴径d2查得键的横截面尺寸为b?h?(8?7)mm，根据轴段2长度l2选取键长L＝59mm。锥齿轮处，根据轴径d4查得键的横截面尺寸为b?h?(8?7)mm，根据l4选取键长L＝35mm。 计 算 及 说 明 2) 零件的配合 斜齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；锥齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代表选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差带选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制H7/6h。 主要结果 4轴承的寿命校核 由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核 中间轴两轴承的寿命。 （一）两轴承所受径向载荷 作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出轴承反力 1.垂直平面受力 42T2?4.354?10??1404.5N 斜齿轮 切向力 Ft1?Ft1=1404.5N d622T2?4.354?104锥齿轮 切向力 Ft2???448.9N dm194轴承反力 1404.5?65?448.9(63?65)Fv1??780.8N 190.5 Ft2=448.9N Fv1=780.8N Fv2=1072.6N Fv2?Fr1?Fx2?Fv1?1072.6N 2 .水平平面受力 斜齿轮 径向力 Fr1?Ft1tan?t/cos??1404.5?tan20?/cos13.087?524.8N 轴向力 Fx1?Ft1tan??1404.5?tan13.087??326.5N Fr1=524.8N Fx1=326.5N 锥齿轮 径向力 Fr2?Ft2tan?sin??448.9?tan20??sin70.501??154.0N Fr2=154.0N 轴向力 Fx2?Ft2tan?cos??448.9?tan20??cos70.501??54.5N 轴承反力 FH1?Fr2?62.5?Fx1?62?Fr1?125.5?Fx2?114??526.2N 190.5Fx2=54.5N FH1=-526.2N FH2=55.94N FH2?Fr2?FH1?Fr1?54.5?526.2?524.8?55.94N 3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力 FR1?F2V1?F2H1?526.22?1072.62?1194.7N FR2?F2V2?F2H2?55.942?780.82?782.8N （二）计算轴承所受的轴向载荷 FR1=1194.7N FR2=782.8N

计 算 及 说 明 1. 计算内部轴向力 轴承型号6026，为深沟球轴承，由标准查得性能参数为 C＝19.5kN，C0?11.5kN n脂＝9500r/min P=fp(XFR?YFA)? 主要结果 FA1?326.5?154.0?172.5 轴承1 FA1?172.5N FR1?1194.7N FA1=172.5N FA1?172.5NFR1?1194.7N ??0.19 FA1172.5??0.015 取??0.19 C011500FA1172.5??0.12?0.19 FR11194.7故取x=1,Y=0. P1?1.1?X?1194.7?1314.2 P21.1?782.8?X?861.1 P1?P2 故校核寿命时取P1 L10h106C?106195003?()?()?160136h 60nP60?3401314.2L10h=160136h T=55年 验算静强度 T=55年 因P01

计 算 及 说 明 因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1） 2T?p??[?p] dlk式中T?43540Nmm d?30mm l?L?b?36?8?28m k?0.5h?0.5?7?3.5mm 由表15-1查取许用挤压应力为[?p]?40MPa 故?p?主要结果 A型普通平键 b?h?8?7 L?36mm l?28mm k?3.5mm 2?43540?29.61MPa?[?p]，满足强度要求 30?28?3.5Ⅱ斜齿轮 ?p?29.61MPa?[?p]1.确定齿轮的类型和尺寸 8级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。A型普通平键 由设计手册查得当轴径d?30mm时，键取为b?h?8?7。参照齿轮轮d?36mm b?h?8?7 毂宽度l0?44mm，及普通平键的长度系列，取键长L?59mm。 L?39mm 2.强度验算 T?43540Nmm 因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1） 2Td?36mm ?p??[?p] dlkk?3.5mm 式中T?43540Nmm d?36mm [?p]?40MPa l?L?b?59?8?51mm k?0.5h?0.5?7?3.5mm [?p?]?13.55MPa 由表15-1查取许用挤压应力为[?p]?40MPa [?p]??p，满足强度要求 6.V带设计： 1.普通V带型号 查表17-4，得KA?1.2?1.2?1.44 按式（17-15） P?KP?1.44?1.72kW?2.48kWcA 根据Pc和n1,由图17-11 选取A型V带 2.带轮基准直径 A型V带 由图17-11并参照表17-5选取 dd1?75mm dd1?75mm 计 算 及 说 明 dd2?i0?dd1?3?75mm?225mm 3.带速 60?10004.中心距、带长及包角 根据式（17-18） v??dd1n1?主要结果 ??75?2880?11.310ms v?11.310ms 0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) 0.7?(300)?a0?2?(300) 210?a0?600 初步确定中心距a0?480mm 根据式（17-19）初步计算带的基准长度 a0?480mm (dd2?dd1)2L?2a0?(dd1?dd2)??1442.92mm 24a0'd?L'd=1442.92 L'd?1600mm 由表17-9，选带的基准长度Ld?1600mm 按式（17-21）计算实际中心距 a?a0?Ld?558.54mm L'd根据式（17-22）验算小轮包角 d?d?1?1800?d2d1?57.30?164.61??1200 a5.带的根数 按式（17-23） z?Pc (P1??P1)K?KL a?558.54mm P1?1kW ?P1?0.35KW 由表17-3，查得P1?1kW 由表17-7，查得?P1?0.35KW K??0.95 由表17-8，查得K??0.95 KL?0.99 由表17-9，查得KL?0.99 z?2 计 算 及 说 明 2.471z??1.90 (1?0.35)?0.95?0.99主要结果 取z?2根 6.初拉力 按式（17-24） F0?500Pc2.5(?1)?qv2 vzK?q?0.11kgm F0?103.22N 由表17-1查得q?0.11kgm 2.4712.5F0?[500??(?1)?0.11?11.3102]N?103.22N 11.310?30.957.作用在轴上的载荷 按式（17-25） FQ?409.2N 164.610FQ?2zF0sin?2?2?103.22?sin?409.2N 22?1 计 算 及 说 明 参考文献 《机械原理与机械设计》上册、下册 主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社 《新编机械设计课程设计图册》 主编：陈铁鸣 高等教育出版社 《机械设计课程设计指导书》（第二版） 主编：龚桂义 高等教育出版社 《机械零件手册》（第五版） 主编：周开勤 高等教育出版社 《机械设计》（第四版） 主编：邱宣怀 高等教育出版社 《机械原理电算分析与设计》 主编：孟彩芳 天津大学出版社 主要结果 计 算 及 说 明 主要结果

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