電機(jī)的選擇計算

1、 課程設(shè)計 電機(jī)的選擇計算2.1 選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機(jī)，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V.2.2 選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw.從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率：聯(lián)軸器的傳動效率 1=0.99.帶傳動效率2=0.96.一對圓錐滾子軸承的效率 3= 0. 98.一對球軸承的效率 4= 0.99.閉式直齒圓錐齒傳動效率5= 0.97.閉式直齒圓柱齒傳動效率6= 0.97.總效率=21233456=0.992×0.96×0. 983×0.9

2、9×0.97×0.97=0.817.所以電動機(jī)所需工作功率為：Pd=Pw/=2.2kw/0.817=2.69kw2.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速查表得二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比i=8-40，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：d=250mmnw=60×1000V/d=76.5r/m所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=i×nw =(8-40) ×76.5=(612-3060)r/m符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為100

3、0 r/m的電動機(jī)如表2-1：表2-1電動機(jī)的型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/（r/m）啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-639602.02.0電動機(jī)的主要安裝 尺寸和外形尺寸如表2-2：表2-2尺寸/mm型號HABCDEF×GDGY132S13221614089388010×8332.4 計算傳動裝置的總傳動比i 并分配傳動比2.4.1 分配原則1.各級傳動的傳動比不應(yīng)該超過其傳動比的最大值2.使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的各級傳動機(jī)構(gòu)具有最小的外部尺寸3.使二級齒輪減速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等，以利于實現(xiàn)油池潤滑2.4.2 總傳動比i 為：i =nm/ nw=96

4、0/76.5=12.5492.4.3分配傳動比：i =i1i2圓錐齒輪傳動比一般不大于3，所以：直齒輪圓錐齒輪傳動比：i1=3直齒輪圓柱齒輪傳動比: i2=4.18實際傳動比：i = 3×4.18=12.54因為i=0.009<0.05,故傳動比滿足要求2.5 計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)2.5.1 各軸的轉(zhuǎn)速軸 nI=nm=960r/m軸 n=nI/ i1=960/3=320 r/m軸 n=n/ i2=320/4.18=76.6 r/m軸 n=n=76.6r/m2.5.2 各軸的輸入功率軸 PI= Pd1=2.69kw×0.99=2.663kw軸 P= PI54

5、=2.663×0.99×0.97=2.557kw軸 P= P63=2.557×0.97×0.98=2.43kw軸 P= P13=2.43×0.99×0.98=2.358kw2.5.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td =9.55×106×2.69/960=2.68×104 N.mm所以：軸 TI=Td×1=2.68×104×0.99=2.65×104 N.mm軸 T=TI×54×i1=2.65×104×0.99×

6、0.97×3=7.63×104 N.mm軸 T=T×63×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105 N.mm軸 T=T×13=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105 N.mm運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理如表2-3：表2-3軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N.mm)轉(zhuǎn)速n/（r/m）傳動比i效率電機(jī)軸2.692.68×10496010.99軸2.6632.65×10496013軸2.5577.63&#

7、215;1043203-4.180.98軸2.433.03×10576.64.18軸2.3582.94×10576.61-4.180.973 傳動零件的設(shè)計計算3.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算a選材七級精度小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217286，大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度Hmin1=600 Mpa ；大齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度Hmin2 =550 Mpab.(1) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N:N1=60njL=60×960×

8、;1×8×10×300=2.765×109N2=N1/ i1=2.765×109/3=9.216×108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系數(shù)SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.91/1=546 MpaH2=550×0.93/1=511.5 MpaH1>H2 取511.5 Mpa(3) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）:取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1×i1=24×

9、3=72，取Z2=72實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tan2=cot1=31=18.435°2=71.565°則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zm1=z1/cos1=24/cos18.435°=25.3zm2=z2/cos2=72/cos71.565°=227.68(4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=2.0有T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.試計算小齒輪的分度圓直徑為：d1t2.92=63.96mmc.齒輪參數(shù)計算(1)計算圓周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*63.

10、96*960/60000=3.21335m/s(2)計算齒輪的動載系數(shù)K根據(jù)v=3.21335m/s，查表得：Kv=1.18,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00取動載系數(shù)K=1.0取軸承系數(shù)K=1.5*1.25=1.875齒輪的載荷系數(shù)K= Kv*KA* K *K=2.215(3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式:d1= d1t×=63.96×=66.15mmm=66.15/24=2.75d按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度FE1=500 Mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度FE2 =380 Mpam(2)查得彎

11、曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.88.計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力，安全系數(shù)取S=1.4由F=Fmin× KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa計算載荷系數(shù)K= Kv*KA* K *K=2.2151.查取齒形數(shù)：YFa1=2.65, YFa2=2.2362.應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1=1.58, Ysa2=1.7543.計算小齒輪的YFa * Ysa /F并加以比較YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/308.92

12、8=0.01355 YFa2 * Ysa2/F 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632YFa1 * Ysa1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以選擇YFa2 * Ysa2/F 2=0.01632m =2.087對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強(qiáng)度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關(guān)，所以將取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)的值，即m=2.5。按接觸疲勞強(qiáng)度計算的分度園直徑d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.528,則Z2=Z1*m=28*3=84f.計算

13、大小錐齒輪的基本幾何尺寸模數(shù)：m=2.5分度圓直徑：d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm齒頂圓直徑：da1=d1+2m* cos1=70+2*2.5* cos18.435°=74.74mmda2=d2+2m* cos2= 210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm齒根圓直徑：df1= d1-2.4m* cos1=70-2*2.5* cos18.435°=64.31mmdf2= d2-2.4m* cos2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm齒輪錐距：R=0.5m=110m

14、m將其圓整取R=112mm大端圓周速度：v=*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s齒寬：b=R*=112/3=38mm所以去b1=b2=38mm分度園平均直徑：dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mmdm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm3.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算a選材七級精度小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217286，大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度Hmin1=600

15、Mpa ；大齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度Hmin2 =550 Mpab.(1) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N:N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲勞壽命系數(shù)：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系數(shù)SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.96/1=576 MpaH2=550×0.98/1=539 MpaH1>H2 取539 Mpa(3

16、) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計）:取齒數(shù) Z1=24，則Z2=Z1×i1=24×4.18=100，取Z2=100實際傳動比u=Z2/Z1=100/24=4.167，(4)查表有材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8，取載荷系數(shù)Kt=1.5有T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.齒寬系數(shù)：=1試計算小齒輪的分度圓直徑為：d1t2.32*=*=60.34mmc.齒輪參數(shù)計算(1)計算圓周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s齒寬b=*d1t=1*6

17、0.34=60.34計算齒寬與齒高之比：b/h模數(shù)mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514h=2.25mt=5.6565b/h=60.34/5.6565=10.667(2)計算齒輪的動載系數(shù)K根據(jù)v=1.0104m/s，查表得：Kv=1.05,又查表得出使用系數(shù)KA=1.00取動載系數(shù)K=1.1取軸承系數(shù)K=1.1*1.25=1.42齒輪的載荷系數(shù)K= Kv*KA* K *K=1.6401(3)按齒輪的實際載荷系數(shù)所得的分度圓直徑由公式:d1= d1t×=60.34×=62.16mmm=62.16/24=2.59d按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計：Fmin1=0.7HBS+

18、275由公式查得：(1)小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度FE1=500 Mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度FE2 =380 Mpam(2)查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KFN1=0.885,KFN2=0.905.計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力，安全系數(shù)取S=1.4由F=Fmin× KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa計算載荷系數(shù)由b/h=10.667,=1.42查得KF=1.45K= Kv*KA* K *KF=1*1.05*1.1*1.35=1.5591.查取齒形數(shù)

19、：YFa1=2.65, YFa2=2.282.應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1=1.58, Ysa2=1.793.計算小齒輪的YFa * Ysa /F并加以比較YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2 * Ysa2/F 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661YFa1 * Ysa1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以選擇YFa2 * Ysa2/F 2=0.01661m =1.98對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由因為齒輪模數(shù)m的大小主要由彎曲強(qiáng)度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度

20、所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關(guān)，所以將取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)的值，即m=2.5。按接觸疲勞強(qiáng)度計算的分度園直徑d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.526,則Z2=Z1*m=26*4.167=108f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸模數(shù)：m=2.5分度圓直徑：d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm齒頂圓直徑：da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mmda2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm齒根圓直徑：df1= d1-2hf=65-2*2.5* (1+0.25)=58.75mm （ha=h*m）df2= d2-2hf=210

21、-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm （hf=（1.+0.25）m）齒輪中心距：R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm齒寬：b=d1*=65*1=65mm所以去小直齒輪b1=65mm， 大直齒輪b2=60mm3.3 軸的設(shè)計計算3.3.1減速器高速軸的設(shè)計(1)選擇材料:由于傳遞中功率小，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理查表得，(2)根據(jù) P1=2.663kWT1=2.65×104n1=960r/m3初步確定軸的最小直徑取c=118mmdmin c=118×16.58mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)該加大5-7，故dmin =1

22、6.58×1.05=17.409mm(3)考慮I軸與電動機(jī)軸用聯(lián)軸器連接，因為電動機(jī)的軸伸直徑為d=38mm，查表選取聯(lián)軸器的規(guī)格YL7聯(lián)軸器的校核：計算轉(zhuǎn)矩為:Tc=KTK為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時，K=1.25-1.5。根據(jù)需要去K=1.5T為聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩，即:T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19NTc=KT=1.5×聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩Tn=1250>39.3許用轉(zhuǎn)速n=4750r/min>n=960r/m所以聯(lián)軸器符合使用要求(4)作用在小錐齒輪上的力：dm1=1-0.5×b/R

23、5;d1=1-0.5/112×70=50.125mm圓周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N徑向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N軸向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N(5)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3-1：圖3-1(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-軸端右端需要制出一軸肩dI- =30mm，故取d

24、- =35mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-軸段取L I- =62mm。初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)d- =35mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊標(biāo)準(zhǔn)，單列圓錐滾子承選用型號為30208，其主要參數(shù)為d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以d- =40mm，d- =50mm，d- =40mm，L- =17mm取安裝齒輪處的軸端-的直徑d- =32mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取L- =58mm。由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定L- =44mm。d I- =

25、30mm L I- =62mmd- =35mm L- =44mmd- =40mm L- =17mmd- =50mm L- =56mmd- =40mm L- =17mmd- =32mm L- =58mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。(6)求軸上的載荷如圖3-2計算軸上的載荷：圖3-2求垂直面內(nèi)的支撐反力：該軸受力計算簡圖如下圖，齒輪受力L- =56mm 軸承的T=19.75mm a=17.6L2= L-+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm根據(jù)實際情況取L2=60mm，估取L3=40mm=0,Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×

26、;(60+40)/60=1519.7N，Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88NMcy=1519.7×60=91182N.mm求水平面內(nèi)的支撐力：=0，RCz= Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2/L2=314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2/L2=480.86N=0，水平面內(nèi)C點彎矩，Mz=480.86×合成彎矩：M=作軸的扭矩圖如圖3-3圖3-3計算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m校驗高速軸：根據(jù)第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核：MD<M1D,又抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3 =

27、0.1×323=3276.8mm3 =/W=/3276.8=29.58Pa所以滿足強(qiáng)度要求3.3.2 減速器的低速軸的設(shè)計(1)選取材料：由于傳遞中功率小，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得，(2)根據(jù)P=2.557T1=7.63××104 Nn1=320r/m(3)初步確定軸的最小直徑取c=118mmdmin c=118×23.59mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)該加大5-7， 故dmin =23.59×1.05=24.77mm，取d=25mmdm1=（1-0.5×b/R）×d=174.375mm(4)大錐齒

28、輪圓周力：Ft1=2T1/ dm1=2×7.63×104 /174.375=875.125N徑向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos2=875.125×tan20°×cos18.44°=302.105N軸向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin2=875.125×tan20°×sin18.44°=100.75N(5)作用在小齒輪上力：圓周力：Ft3=2T2/d1=2×7.63×104 /60=2543.33N徑向力：Fr3= Ft3×t

29、an20°=243.33×tan20°=925.7N(6)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸的各定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)dmin=25mm取d I- =30mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊標(biāo)準(zhǔn)，單列圓錐滾子承選用型號為30206，其主要參數(shù)為d=30mm，D=62mm，T=17.25，B=16，C=14，所以d- =30mm。如圖3-4圖3-4取安裝大圓錐齒輪處的軸端-的直徑d- =50mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取L-=58.5mm。由軸承蓋寬度和套筒寬

30、寬的確定L- =59.8mm。安裝小齒輪為齒輪軸，其齒寬為65mm，直徑為55mm，所以d- =55mm，L- =64mm軸-段根據(jù)擋油環(huán)河套筒得出d- =40mm，L- =38mm。d I- =30mm L I- =38mmd- =50mm L- =49mmd- =55mm L- =64mmd- =40mm L- =38mmd- =30mm L- =17mm至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度3.3.3 減速器低速軸的設(shè)計計算(1)選擇材料：由于傳遞中功率不大，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得，(2)由軸上扭矩初算軸的最小直徑：機(jī)用的減速器低速軸通過聯(lián)軸器與滾筒的軸相連接，其傳遞

31、功率P=2.43kw。轉(zhuǎn)速n=76.6r/m，轉(zhuǎn)矩T=3.03×105 由機(jī)械設(shè)計查得c=118，所以：dmin c=118×33.24mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)該加大5-7， 故dmin =33.24×1.05=34.9mm，取d=35mm(3)考慮軸與卷筒伸軸與聯(lián)軸器連接。查表選用聯(lián)軸器規(guī)格為LH3聯(lián)軸器的校核：計算轉(zhuǎn)矩為：Tc=KTK為工作情況系數(shù)，工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時，K=1.25-1.5。根據(jù)需要去K=1.5T為聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩，即:T=9550×P/n=9550×2.43/76.6=302.95NTc=KT=1.5

32、15;聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩Tn=1250>454.43許用轉(zhuǎn)速n=4750r/min>n=76.6r/m所以聯(lián)軸器符合使用要求(4)作用在大直齒輪上的力： 圓周力：Ft4= Ft3=2543.33NFr4= Fr3=925.7N(5)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖3-5如圖3-5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半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-軸端右端需要制出一軸肩dI- =40mm，故取d- =50mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-軸段取L I- =80mm。初步選定滾動軸承，因為軸承只有軸向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求根據(jù)d- =50mm，根據(jù)機(jī)

33、械設(shè)計手冊標(biāo)準(zhǔn)，深溝球承選用型號為60210，其主要參數(shù)為d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以d- =56mm，為大齒輪的右端定位制造出一軸肩的高度為65mm，寬度為10mm，即d- =65mm，L-=10mm，d- =50mm，L- =17mm取安裝齒輪處的軸端-的直徑d- =60mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。大直齒輪的齒寬為60mm，所以軸段-的長度取L- =58mm。為保證機(jī)箱的寬度，故為確保機(jī)箱的寬度，軸和軸安裝軸承的軸的長度應(yīng)向?qū)?yīng)，故取L- =322.5mm。由軸承蓋端的總寬度和擋圈寬度軸承的寬度來確定L- =58.5mmd I- =40mm L

34、I- =88mmd- =50mm L- =66mmd- =56mm L- =59.8mmd- =65mm L- =10mmd- =60mm L- =58mmd- =50mm L- =58.5mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑很長度。(6)求軸上的載荷該軸受力計算簡圖如圖3-6：計算軸的載荷： 圖3-6求垂直面內(nèi)的支撐力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04NY=0，Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N，垂直面內(nèi)D點彎矩：MDy= RcyL1=1059.29

35、×109.8=116310.04 N·m ，M= RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m水平面內(nèi)的支撐反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78NZ=0，RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N，水平面內(nèi)D點彎矩MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m，M= RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m合成彎矩：MD=123804.31 N&#

36、183;m，M=42407.7N·m作舟的扭矩圖如圖3-7圖3-7計算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。校核低速軸:根據(jù)第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核：由圖可知，D點彎矩最大，故驗算D處的強(qiáng)度MD<M1D,取M=M1D=123804.31N又抗彎截面系數(shù)：W=0.1d3 =0.1×583=19511.2mm3 =/W=/19511.2=17.48Pa所以滿足強(qiáng)度要求.4 滾動軸承的選擇與壽命計算4.1 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1)高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40，選用型號為30208，其主要

37、參數(shù)為：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查表,當(dāng)A/R時，X=1，Y=0； 當(dāng)A/R>e時，X=0.4,Y=1.6(2)計算軸承D的受力（圖1.5）， 支反力RB=630.04 N，RC=1593.96 N附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N，SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N軸向外載荷 FA=Fa1=104.97 N(4)各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393

38、.14N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =498.15N(5)計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊查表得 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=393.14/630.04=0.623=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872NAC/ RC =498.15/1585.872=0.314=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869

39、.128N(6)計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查表，得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2869.128）10/3 /（60×960）=0.032×106 h。4.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1)高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55，由表選用型號為6210，其主要參數(shù)為：d=50，D=90，Cr=33500 N，Cr0=25000(2)計算軸承D的受力支反力:RB=1579.15 N，RC=1127.39 N(3)軸向外載荷 FA=0 N(4)計算軸承當(dāng)量動載 由于受較小沖擊

40、查表fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5PB= fdfm RB =1.2×1.5×1579.15=2842.47 NPC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1127.39= 2029.3N(5)計算軸承壽命 又PB >PC，故按PC計算，查表得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2842.47）10/3 /（60×76.6）=14.82×106 h當(dāng)減速器內(nèi)的浸油傳遞零件（如齒輪）的圓周速度V2m/s時，采用齒輪傳動時飛濺出來的潤滑油來潤滑軸承室最簡單的

41、，當(dāng)浸油傳動零件的圓周速度v2m/s時，油池中的潤滑油飛濺不起來，可采用潤滑脂潤滑軸承。然后，可根據(jù)軸承的潤滑方式和機(jī)器的工作環(huán)境是清潔或多塵選定軸承的密封方式。5 鍵聯(lián)接的選擇5.1 高速軸的鍵連接1高速軸I輸出端與聯(lián)軸器的鍵連接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查表得 b×h=8×7，因L1長為60，故取鍵長L=50 ，2.小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=32，查表得 b×h=10×8，因小圓錐齒輪寬為38，L1長為40mm，故取鍵長L=30 5

42、.2 低速軸的鍵連接1.大圓錐齒輪與低速軸II的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查表得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為38，且L1長為60mm，故取鍵長L=50 2小柱齒輪與低速軸II的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=55，查表得 b×h=16×10，因小圓柱齒輪寬為65，且L1長為65mm，故取鍵長L=553.大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查表得 b×h=18×1

43、1，因大圓柱齒輪寬為60，且L1長為60mm，故取鍵長L=50 3.低速軸III輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=40，查表得 b×h=12×8，因L1長為80，故取鍵長L=706 減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計減速器機(jī)體是用來支持和固定軸系部件的重要零件。機(jī)體應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度，可靠的潤滑與密封及良好的工藝性。鑄鐵機(jī)體被廣泛采用，它具有較好的吸震性，良好的切削性能和承壓性能。6.1 機(jī)體要具有足夠的剛度設(shè)計機(jī)體時，要保證機(jī)體有足夠的剛度，主要措施是：(1)保證軸承座的剛度。為了增加軸承座的剛度，軸承座應(yīng)有足夠的厚度，當(dāng)軸承座

44、孔采用凸緣式軸承蓋時，軸承座的厚度常取為2.5d3，d3為軸承蓋的鏈接螺栓的直徑。為了增加軸承座的剛度，可在軸承座附近加支撐肋板或采用凸壁式機(jī)體。肋板有外肋和內(nèi)肋兩種結(jié)構(gòu)形式。內(nèi)肋結(jié)構(gòu)剛度大，外表面光滑美觀，且存油量增加。因此，雖然工藝比較復(fù)雜，內(nèi)壁阻礙潤滑油的流動，但是目前采用內(nèi)肋的機(jī)體還在逐漸增加。為了提高軸承座鏈接的剛度，座孔兩側(cè)的鏈接螺栓距離s1應(yīng)盡量小一些，但不與端蓋螺釘孔相干涉。通常s1D2，D2為軸承座外徑，取螺栓中心線與軸承座外徑D2的圓相切的位置。為此軸承座旁邊應(yīng)州出凸臺，軸承座凸臺的高度可以根據(jù)c1的大小用作圖法來確定。設(shè)計凸臺結(jié)構(gòu)時，應(yīng)在三個基本 視圖上同時進(jìn)行，當(dāng)凸臺位

45、置在機(jī)壁外側(cè)是，凸臺可設(shè)計成圓弧結(jié)構(gòu)。當(dāng)機(jī)體同一側(cè)有多個大小不等的軸承座時，除了要保證扳手空間c1和c2外，軸承旁邊凸臺的高度應(yīng)盡量去相同的高度，以使軸承旁邊鏈接螺栓長度都一樣，減少了螺栓的品種，而且應(yīng)按直徑最大的軸承座確定凸臺的高度。(2)機(jī)蓋和機(jī)座的連接凸緣及機(jī)座底部凸緣應(yīng)具有足夠的厚度和寬度。一般機(jī)蓋和機(jī)座的連接凸緣厚度為機(jī)體壁厚的1.5倍，即b=1.5，b=1.5。機(jī)蓋和機(jī)座連接凸緣的寬度和凸緣的類型有關(guān)，對外凸緣，其寬度為B+ c1+c2，式中，為機(jī)壁厚，c1，c2為凸緣上連接螺栓d2的扳手空間尺寸；對內(nèi)凸緣，其寬度為：K(2-2.2)d式中，d為機(jī)蓋和機(jī)座間連接螺栓直徑機(jī)座底部凸緣

46、承受很到的傾覆力矩，應(yīng)該很好地固定在機(jī)架或地基上，因此，所設(shè)計的機(jī)座底部凸緣應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度。為增加機(jī)座底部凸緣的剛度，常取凸緣厚度p=2.5，為機(jī)座的壁厚，而凸緣的寬度按地腳螺栓直徑df，由扳手空間c1和c2的大小確定。為了增加地腳螺栓的連接剛度，地腳螺栓孔的間隔距離不應(yīng)太大，一般為(150-200)mm地腳螺栓的數(shù)量通常取4-8個。6.2 機(jī)體的結(jié)構(gòu)要便于機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封及散熱減速器的傳動件，通常采用浸油潤滑，為了滿足潤滑和散熱的需用，機(jī)體油池必須有足夠的儲油量。同時為了避免浸油傳動件回轉(zhuǎn)式將油池底部沉積的污物攪起，大齒輪的的齒頂圓到油池地面的距離H1應(yīng)不小于（30-50）mm，

47、由此可決定機(jī)座的中心高H，如果H值與相連電動機(jī)的中心高相接近，則可取電動機(jī)的中心高作為減速器機(jī)座的中心高，從而簡化安裝減速器和電動機(jī)的平臺機(jī)架結(jié)構(gòu)。傳動件在油池中的浸油深度。圓柱齒輪應(yīng)浸入1-2各齒高，但不應(yīng)該小于10mm，這個有油面位置為最低油面位置?？紤]使用中油不斷蒸發(fā)損耗，還應(yīng)給春一個允許的最高油面。對中小型減速器，其最高油面比最低油面高處（10-15）mm即可。此外還應(yīng)保證傳動件浸油深度最低不得超過齒輪半徑的1/4-1/3，以免攪油損耗過大。錐齒輪的浸油深度取齒寬的1/2最為最低油面位置。浸油也不應(yīng)小于10mm。為了保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處的密封，可采取的措施有：連接凸緣出應(yīng)有足夠的寬度外，連接表面應(yīng)精刨，其表面粗糙度應(yīng)不小于6.3，密封要求高的表面還要經(jīng)過刮研。裝配時可涂密封膠，但不允許放任何墊片。在螺栓的布置上應(yīng)盡量做到均勻，對稱，并注意不要與吊耳，吊鉤，定位銷等發(fā)生干涉。6.3 機(jī)體結(jié)構(gòu)要具有很好的工藝性機(jī)體結(jié)構(gòu)工藝性主要包括鑄造工藝性和機(jī)械加工工藝性等方面。良好的工藝性對提高加工精度和生產(chǎn)率，降低成本及提高裝配質(zhì)量等有重