发布时间 : 星期六 文章链传动一圆柱齿轮减速器方案说明书更新完毕开始阅读
个人资料整理 仅限学习使用 器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为64mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=<64+17+2）=83mm III段直径d3=38mm L3=50 -2=48mm Ⅳ段直径d3=38mm ∵h=2c c=2mm d4=d3+2h=38+2×2=42 mm 长度与右面的套筒相同，即L4=5mm Ⅴ段直径d5=34mm. 长度L5=29mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm 6.1.3按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=50mm ②求转矩：已知T1=39400N·mm ③求圆周力：Ft 根据课本P127<6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×39400/50=1579N ④求径向力Fr 根据课本P127<6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1579×tan200=573.6N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=42mm (1>绘制轴受力简图<如图a） <2）绘制垂直面弯矩图<如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=286.8N FAZ=FBZ=Ft/2=798.5N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=286.8×21=6.02N·m (3>绘制水平面弯矩图<如图c） Ft =1579N Fr=573.6N FAY =286.8N FBY =798.5N FAZ =798.5N MC1=6.02N·m MC2=16.76N·m MC =17.8N·m T=141N·m 个人资料整理 仅限学习使用 Mec =142N·m σe =25.9MPa <[σ-1]b 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=798.5×21=16.76N·m (4>绘制合弯矩图<如图d） MC=(MC12+MC22>1/2=(6.022+16.762>1/2=17.8N·m (5>绘制扭矩图<如图e） 转矩：T=9.55×绘制当量弯矩图<如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT>2]1/2 =[17.892+(1×141>2]1/2=142N·m (7>校核危险截面C的强度 由式<6-3） σe=Mec/0.1d33=142/0.1×383 =25.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 d=34mm N 个人资料整理 仅限学习使用 6.2 输出轴的设计计算 6.2.1按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度<217~255HBW） 根据课本P235页式<10-2），表<10-2）取c=120 d≥c(P3/n3>1/3=120(3.76/254.6>1/3=29.44mm 取d=34mm 6.2.2轴的结构设计 <1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承从右面装入。 <2）确定轴的各段直径和长度 初选6027型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为21.5mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3>按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T2=141N·m ③求圆周力Ft：根据课本P127<6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×141×103/190=1484.2N ④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1484.2×0.36379=540.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=42mm (1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=1484.2/2=270.1N Ft =1484.2N FAX=FBY=270.1N FAZ=FBZ =742.1N MC1=5.67N·m MC2=15.58N·m MC =5.08N·m Mec =141.09N·m σe =25.7Mpa <[σ-1]b 轴承预计寿命29200h 个人资料整理 仅限学习使用 FAZ=FBZ=Ft/2=540.2/2=742.1N (2>由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=270.1×42=5.67N·m (3>截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m (4>计算合成弯矩 MC=计算当量弯矩：根据课本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[5.082+(1×141>2]1/2 =141.09N·m (6>校核危险截面C的强度 由式<10-3） σe=Mec/<0.1d）=141.09/(0.1×1903> =25.7Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 7滚动轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命 10×365×8=29200小时 7.1计算输入轴承 <1）已知n1=960r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=573.6N 初先两轴承为深沟球轴承6207型 根据课本P214<例）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=361.4N (2> ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=361.4N FA2=FS2=361.4N (3>求系数x、y FA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63 FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.63 根据课本P192表<12-12）得e=0.44 FS1=FS2=361.4N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=860.4N P2=860.4N LH=319503.9h ∴预期寿命足够 FR =540.2N FS1=340.6N x1=1 y1=0