【正文】 P） ]ε =16670/57[66500/()]3 =6338669369h48720h ∴預期壽命足夠 31 設計計算及說明 結果 八 、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 h=8mm b=10mm l=52mm σp= [σR] h=12mm b=20mm l= σp= [σR] h=10mm b=16mm l=64mm σp = [σR] （ 1） 與帶輪配合的軸段的 軸徑 d=32mm,L1=62mm 選用 A 型平鍵 GB109679 h=8mm b=10mm 鍵長 l=l1b=6210=52mm T1= N （ 2）對于滾動軸承來說，因為浸油齒輪圓周速度為 v=57π 429/(601000)≈ ,可利用飛濺到箱 蓋內壁的油匯集到輸油溝內，再流入軸承進行潤滑。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件 （ 4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內 溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。 (7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用 一調整軸承間隙。 但是真的做起來，才知道課程設計真的是說起來容易做起來難 ， 。 。 在克服困難的同時我也收獲了很多。 35 設計計算及說明 結果 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機 蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷， 孔位置盡量遠些。 （ 2） 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污 油， 注油前用螺塞賭注。同時為了避免油攪動 時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 不應小于 30~50mm。 28 設計計算及說明 結果 七、滾動軸承的校核計算 Lh=14600 小時 FS1=FS2= Fa=0 FA1= FA2= FA1/FR1 ≈ 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=16 365 8=14600 小時 計算輸入軸承 （ 1）已知 n1=314r/min 兩軸承徑向反力： FR1=FR2=2045N 初 選 兩軸承為角接觸球軸承 7209AC型得軸承內部軸 向力 FS= 則 FS1=FS2= 2045 tan25176。 mm =√(+ ) = N mm 截面 C 右側彎矩 Mcv’= FBV L/2= mm。 ○ 5 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸 肩，取軸肩的直徑為 d5=82mm ,長度取 L5=10mm ○ 6 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸 徑為 d6=65mm，長度 L6=△ 3+23+12=33mm。 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 22 設計計算及說明 結果 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 鍵 8— 軸承端蓋 9— 軸端擋圈 10— 半聯(lián)軸器 d1=55mm L1=80mm (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45調質，硬度 217~255HBS，由表 111 查得強 度極限 σ B=640Mpa。 mm Mce’=Mc’= N mm ○10繪制合成彎矩圖 e Mc = √(??????2 +??????2) = √( +1452882) = N 水平面的支反力： FAH= FBH =Ft/2 = 4090/2=2045N ○ 6 繪制水平彎矩圖 b， 水平面截面 C 處的彎矩 MCH=L FAH /2 = 2045 /2= N ○ 4 右起第四段，考慮齒輪與箱內壁有一段距離 ，軸向固定封油盤，取 d4=48mm， L4=8mm。 28) ≈ , 1］［ σF σ F2=σ F1 YF1/YF2 = =。大齒 輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為 220HBS。 （ 8）、計算帶的初拉力和加在軸上的壓力。 11 設計計算及說明 結果 （ 4）、暫取傳動中心距為 α 1 =176。 m T’ Ⅱ = TⅡ η 軸承 = = m TⅡ == N m） nⅠ=320r/min nⅡ =57r/min PⅠ = PⅡ = KW Td== N V/（π 由表 24 查得η １ =， η ２＝ ， η ３＝ ， η ４＝０ .99. 5 設計計算及說明 結果 η 5= η 總 = Pd= kw 則： η 總 = = 所以：電機所需的工作功率： Pd = FV/1000η 總 =(3000 )/(1000 ) = (kw) 確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n 卷筒 =60 1000 此選定電動機型號為 Y132M26，其主要性能： 電動機主要外形和安裝尺寸 中心高 H 外形尺寸 L (AC/2+AD) HD 底角安裝尺寸 A B 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 D E 裝鍵部位尺寸 F GD 160 515 315 216 178 12 38 80 10 8 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 7 設計計算及說明 結果 由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 n ia= 可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/ n 卷筒 =960/57 = 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0 i （式中 i0、 i 分別為 V 帶傳動 和減速器的傳動比） 分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書 P7 表 1，取 i0=3（鏈輪 i=2～ 4） 因為： ia＝ i0 i 所以： i＝ ia／ i0 ＝ ＝ 四、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ 軸， ......以及 i0,i1， ......為相鄰兩軸間的傳動比 η 01， η 12， ......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ， PⅡ， ......為各軸的輸入功率 （ KW） 8 設計計算及說明 結果 TⅠ， TⅡ， ......為各軸的輸入轉矩 （ N P1/nm TⅠ = N m 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以 軸承效率： 故： P’Ⅰ =PⅠ η 軸承 = = P’Ⅱ = PⅡ η 軸承 = = KW 計算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以 軸承效率：則： T’Ⅰ = TⅠ η 軸承 = = （ 3）、計算 V 帶線速 v=π D1 n0/（ 60 1000） =π 125 960/60000 ≈ 在 5~25 m/s 范圍內。 由表 92至 98確定修正前每根 V 帶所能傳遞的功率 P0 及相關系數(shù) P0=， Kα =， KL=，按 表 97 查得功率增量△ P0=，修正后每根 V 帶所 能傳遞的功率為 [P0]=( P0+△ P0)Kq Kα KL 12 設計計算及說明 結果