机械设计基础课程设计任务书 Z8@]e}n
uj@<_|7
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 g=(+oK?
R;yAqr29
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) 7AiCQWf9
pSP_cYa#(#
目 录 bi[l ,
Ed-gYL^<
一 课程设计书 2 ZL>V9UWN
.R'i=D`Pz
二 设计要求 2 ^&.?kJM
*J=ol
三 设计步骤 2 m [g}vwS
""d>f4,S
1. 传动装置总体设计方案 3 Y Pc<
2. 电动机的选择 4 EHHxCq?
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 "=(;l3-o
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ,Aii>D]
5. 设计V带和带轮 6 U!5*V9T~J
6. 齿轮的设计 8 m5pVt4
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 -Tx tX8v
8. 键联接设计 26 =1VH5pVr}
9. 箱体结构的设计 27 *
2%e.d3"M
10.润滑密封设计 30 u2<h<}Y
11.联轴器设计 30 yh:,[<q
{1%ZyY
四 设计小结 31 uH[0kh
五 参考资料 32 ^j %UZ
Yn>zR I
一. 课程设计书 'qJ-eQ7e
设计课题: -#6*T,f0P(
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V l,FoK76G
表一: Jf$wBPg
题号 DcA'{21
g-FZel
参数 1 >G2-kL_
运输带工作拉力(kN) 1.5 P{eRDQ=
运输带工作速度(m/s) 1.1 EC'bgFe
卷筒直径(mm) 200 836m5/kH[
[{F7Pc
二. 设计要求 SZ{cno1`
1.减速器装配图一张(A1)。 17)M.(qmuP
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 lg>AWTW[
3.设计说明书一份。 )uvFta<(
QtQ^"d65
三. 设计步骤 =bWq 3aP)P
1. 传动装置总体设计方案 QJWES%m`
2. 电动机的选择 |:+pPh!-
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 dY<#a,eS
4. 计算传动装置的运动和动力参数 ~iZF~PQ1_
5. “V”带轮的材料和结构 rVy\,#|
6. 齿轮的设计 ;/ KF3
%
7. 滚动轴承和传动轴的设计 vXyo
8、校核轴的疲劳强度 p,\bez
9. 键联接设计 Q+(:n)G_6E
10. 箱体结构设计 tq[",&K
11. 润滑密封设计 i%PHYSJ.
12. 联轴器设计 T zYgH
*u'`XRJU/
1.传动装置总体设计方案: Xl6ZV,1=n7
Os 2YZ<t
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 >5O y^u6Ly
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, "!6~*!]c
要求轴有较大的刚度。 NoZ4['NI\
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 E)wT+\
其传动方案如下: 14 'x-w^~k
9~'Ip7X,!
图一:(传动装置总体设计图) 5qQ(V)ah
Q
EGanpz
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 9c}]:3#XO
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 b[o"Uq@8?
传动装置的总效率 /{MH'
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; JS?l?~
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, <VR&=YJ
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, h;UdwmT
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 x ETVtq
^%$W S,
2.电动机的选择 2mU-LQ1WN
=tRe3o0(
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, T>Rf?%o
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ajW$d!
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 FJ,\?ooGf
S%s|P=u
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 7K]U|K#
|DPpp/
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 X:-bAu}D
}:l%,DBw
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 +6)kX4
nB Iv{
x*"pDI0k)
方案 电动机型号 额定功率 \v
P2B
P |XA aKZA
kw 电动机转速 ID).*@(I"
电动机重量 X.AWs=:-
N 参考价格 }%ZG>LG5J
元 传动装置的传动比 b:5%}
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 <_{4-Q>S3#
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 ,iv%^C",)
Ysc|kxLb
中心高 M3;v3
}z<-
外型尺寸 l)rvh#D
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD q,,>:]f#
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 - Zoo)
Hs`#{W{.
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ))69a
nh&J3b}B!
(1) 总传动比 `_g?y)
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 >-|90CSdSJ
(2) 分配传动装置传动比 $h]Y<&('G
=× g*r{!:,t
式中分别为带传动和减速器的传动比。 Q~Sv2
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 Rw
ao5l=x
4.计算传动装置的运动和动力参数 N"
Jtg@w
(1) 各轴转速 "G-0i KW;
==1440/2.3=626.09r/min s8yTK2v2\
==626.09/5.96=105.05r/min Wh'_slDH+
(2) 各轴输入功率 A]O5+"mc
=×=3.05×0.96=2.93kW <.7I8B7
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW gQpD]p%k
则各轴的输出功率: <&Y}j&(
=×0.98=2.989kW e<O;pM:
=×0.98=2.929kW oB{}-[G
各轴输入转矩 X?v^>mA
=×× N·m hKzBq*cV
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ZG\ I1
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m wp]7Lx?F
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m k"^t?\Q%vI
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m \`Ph=lJO
=×0.98=242.86N·m Rqb{)L
X*
运动和动力参数结果如下表 b6WC@j`*T
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min x+*L5$;h
输入 输出 输入 输出 "U5Ln2X{J
电动机轴 3.03 20.23 1440 n"<GJ.{
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 .t^UK#@#4
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 v1X&p\[d
M8",t{7
5、“V”带轮的材料和结构 ^;CR0.4
确定V带的截型 !8" $d_=h
工况系数 由表6-4 KA=1.2 X@h^T>["
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 il>x!)?o
V带截型 由图6-13 B型 rPo\Dz
x(3
I?#kE
确定V带轮的直径 1y)$[e
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm '[=yfh
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s gM;)
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm msqxPC^I
;oY(I7
确定中心距及V带基准长度 \Sq"3_m4T
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 e1 {t0f
360<a<1030 7k`*u) Q
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm -M>K4*%K
CNpe8M=/3
初定V带基准长度 uku}Mr"p
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm =_?pOq
ENYF0wW
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm %g]$Vfpy
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm "3Xv%U9@
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 S-M)MCL
x8pbO[_|
确定V带的根数 1|l)gfcP
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw $xUzFLh=`
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 dY4k9p8
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 dIk8TJ
带长修正系数 由表6-2 KL=1 dxkRk#mf:
j2o1"
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 A'~%_}
Hn#GS9d_?
取Z=2 cz7CrK~5
V带齿轮各设计参数附表 Uaus>Frx.T
dK J@{d
各传动比 x:A-p..e
Uxk[O
V带 齿轮 &sZ9$s:(^
2.3 5.96 OD?y
.0Iun+nUD
2. 各轴转速n ,TKs/-_?
(r/min) (r/min) AK@`'$
626.09 105.05 RVgPH<1X@e
&*G5J7%w
3. 各轴输入功率 P #K:-Bys5v
(kw) (kw) `?zg3GD_
2.93 2.71 c%AFo]H
q3AJwELXw
4. 各轴输入转矩 T MG7 ?N #
(kN·m) (kN·m) Q)LXL.0h
43.77 242.86 ,?xLT2>J_
Ci7P%]9
5. 带轮主要参数 O6m.t%*
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) {)
:%WnM9
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 %]a
@A8o0
带的根数z X$7Oo^1;
160 368 708 2232 B 2 JQKC;p
/~3N@J
6.齿轮的设计 b 0LGH.
z4
&v5G92
(一)齿轮传动的设计计算 ]6$,IKE7
j4~7akG
齿轮材料,热处理及精度 8)^B32
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 w(76H^e
(1) 齿轮材料及热处理 Q00R<hu@F
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 YG0Px Zmi
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ..t,LU@|
② 齿轮精度 nS_Ta
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 _BZ1Vnv
&8[ZN$Xe"
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 G(U 9rJ9
按齿面接触强度设计 {]wIM^$6+
?z2jk
确定各参数的值: ?M *7@t@
①试选=1.6 o! aLZ3#X
选取区域系数 Z=2.433 C`\9cej
9R9__w;
则 {>8Pl2J
②计算应力值环数 Q~Ay8L+
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) ,:D=gQ@`
=1.4425×10h A/q2g7My
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) 9T(L"9r-e
③查得:K=0.93 K=0.96 96(R'^kNX
④齿轮的疲劳强度极限 K)\(wxv
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: e]lJqC
[]==0.93×550=511.5 |u@+`4o
>_XOc
[]==0.96×450=432 "(s6aqO$
许用接触应力 1HMUHZT
>T<6fpXuk2
⑤查课本表3-5得: =189.8MP '.?^uM
=1 f}^I=pS&
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 `
^DjEdUN
=4.47×10N.m Q,{^S,s<
3.设计计算 $}t=RW
①小齿轮的分度圆直径d 3Jk[/.h
k`Nyi)AGe
=46.42 Vy__b=ti?
②计算圆周速度 9B
/s
1.52 qu_)`wB
③计算齿宽b和模数 geksjVwPH
计算齿宽b 93j{.0]X
b==46.42mm 5sCFzo<=vh
计算摸数m +a%xyD:.?
初选螺旋角=14 zj<ahg%z
= 2
P=[
④计算齿宽与高之比 pz{'1\_+9
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 bmu6@jT
=46.42/4.5 =10.32 L>dkrr)e
⑤计算纵向重合度 yL6^\x
=0.318=1.903 `ncNEHh7K
⑥计算载荷系数K 6^)rv-L~5y
使用系数=1 )l&D]3$6K
根据,7级精度, 查课本得 t8QRi!\=
动载系数K=1.07, ;j{7!GeKa
查课本K的计算公式: H+ lX-,
K= +0.23×10×b T-'~? [v
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 &)n_]R#)
查课本得: K=1.35 7h%4]
查课本得: K==1.2 K UKACUL
故载荷系数: OOnX`
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 #uSK#>H_!
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 8-m
3e
d=d=50.64 AEY$@!8
⑧计算模数 [#Y' dFQ
= VPt9QL(
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 %Tv^GP{}
由弯曲强度的设计公式
.[?BlIlm
≥ 8TE>IPjm
.h4\{|
⑴ 确定公式内各计算数值 Bq@zaMv
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m `9Yn0B.
确定齿数z +L0w;w T
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 F30
]
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 $IVwA
Δi=0.032%5%,允许 qj!eLA-aD
② 计算当量齿数 c
pk^!@c
z=z/cos=24/ cos14=26.27 |S&5es-yW
z=z/cos=144/ cos14=158 ]N^*tO
③ 初选齿宽系数 :P$#MC
按对称布置,由表查得=1 P`S@n/}
④ 初选螺旋角 2C$R4:Ssw)
初定螺旋角 =14 Ts9ktPlm
⑤ 载荷系数K x&Cp> +i
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 N2ied^* 0
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y nPN?kO=]
查得: <P_ea/5:|
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 x({H{'9?
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 WA6!+Gy
#]E(N~
⑦ 重合度系数Y ";x+1R.d
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 v.=/Y(J
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 uLQ
=14.07609 C3XmK}h
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 I7n3xN&4"
⑧ 螺旋角系数Y @?kM'*mrZM
轴向重合度 =1.675, sbj";h=E
Y=1-=0.82 rY0u|8.5Q
^B/9{0n'
⑨ 计算大小齿轮的 hePPxKQ-
安全系数由表查得S=1.25 Wht(O~F
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 g5Z#xszj+
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 1[;;sSp
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ~Rpm-^
查课本得到弯曲疲劳强度极限 B=Ym x2A9]
小齿轮 大齿轮 a|4~NL
X^@I].
查课本得弯曲疲劳寿命系数: (;_FIUz0
K=0.86 K=0.93 +Qxu$#
5D Y\:AF
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 #]]Su91BA
[]= '?QuJFki
[]= h3*
x[W
yX!HZu;j
:hRs`=d"r
大齿轮的数值大.选用. ObG|o1b
e@#kRklV&
⑵ 设计计算 r?/A?DMe
计算模数 S4CbyXW
B,WTHU[AV
N587(wZ
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: _>m-AI4^
C?4JXW
z==24.57 取z=25 MJ`3ta
\x{;U#B[3>
那么z=5.96×25=149 )B#
,
errH>D~
② 几何尺寸计算 Pmg)v!"
计算中心距 a===147.2 sP@X g;]
将中心距圆整为110 GoM
ip8'u
fvq,,@23
按圆整后的中心距修正螺旋角 P>ceeoYQuA
Q/ms]Du
=arccos qa`-* 4m
Ycr3HLJy
因值改变不多,故参数,,等不必修正. (-77[+2
#H?t!DU
计算大.小齿轮的分度圆直径 #]?bLm<!
}@1q@xU
d==42.4 /iC;%r1L
^ KK_qC
d==252.5 &,\=3'
}R[#?ty;]
计算齿轮宽度 dy__e ^qi
f/,>%j=Ms
B= oX@ya3!Pz
)4>2IQ
圆整的 K,'*Dz
&3F}6W6A
大齿轮如上图: ^9OUzTF
1n5(S<T
DZ7
gcC
C?ib_K*
7.传动轴承和传动轴的设计 =<r8fXWZ
~\)qi=
1. 传动轴承的设计 :A
%^^F%
3A:q7#m
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 W7"{r)7
P1=2.93KW n1=626.9r/min *[ #;j$m
T1=43.77kn.m vu!d)Fy
⑵. 求作用在齿轮上的力 p.I.iAk%G^
已知小齿轮的分度圆直径为 n\Fp[9+Z\
d1=42.4 D4eTTfQ
而 F= )"zvwgaW
F= F UYk>'\%H0
p4IZ
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 7 n]65].t
4'$g(+z
mk7&<M
[7(-T?_
⑶. 初步确定轴的最小直径 k#[F`
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 *k"|i*{
lis/`B\x
H&r,FmI@
3lV^B[$
从动轴的设计 f\'{3I29
EbeI{-'aF
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, DG4d"Jy
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M e%8|<g+n6
⑵. 求作用在齿轮上的力 M"%Q&o/I
已知大齿轮的分度圆直径为 Y(cN}44
d2=252.5 Kp+CH7I*
而 F= DAo~8H
F= F b:qY gg
#r
PP*
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N m<L;
D\<y)kh
l3N I$Zu
1ygpp0IGJ
⑶. 初步确定轴的最小直径 zlR?,h-[3
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 omWJJ|b~
VMoSLFp^R
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 \!]Ua.e<
查表,选取 %| G"-%_E
\{Q?^E
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ,=?{("+
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 _gKe%J&
XeBP`\>Ve
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 OL_{_K(w
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 olLfko4$*V
XZw6Xtn
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. Y>jiXl?&
p ?wI9GY
D B 轴承代号 Z|RY2P>E
45 85 19 58.8 73.2 7209AC (KvROV);
45 85 19 60.5 70.2 7209B [{C )LDN
50 80 16 59.2 70.9 7010C &3J@BMYp
50 80 16 59.2 70.9 7010AC `jS T
r>bJ%M}
5NJ4
oD}uOC}FS{
]Qm]I1P
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 NBb6T
V}j
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, bQ|V!mrN}
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. eT2*W$
s+:=I
e
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. 5>AX*]c
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, fwzb!"!.@
高速齿轮轮毂长L=50,则 Y.^=]-n,
m7T)m0
L=16+16+16+8+8=64 p }[zt#v
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. \QU^>23
ko5V9Drc
5. 求轴上的载荷 2w)-\/j}
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, m Z1)wH ,
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. vM_:&j_?``
lsN~*q?~]
u.rY#cS,-R
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A<;SnXm
r H ~" 4
传动轴总体设计结构图: F[ewn/]n
%,ngRYxT#
-GLMmZJt
]~Y<o
(主动轴) q\H[am
i1RiGS
epgPT'^
从动轴的载荷分析图: 3j3N!T9
|F#1C9]P
6. 校核轴的强度 =/\:>+p^.y
根据 -\#0]F:-
== /r_~:3F
前已选轴材料为45钢,调质处理。 <id}<H
查表15-1得[]=60MP TwgrRtj'
〈 [] 此轴合理安全 XkyKBg-
"--t e
8、校核轴的疲劳强度. ul*Qt}
⑴. 判断危险截面 c&L"N!4z
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. 4V~?.
⑵. 截面Ⅶ左侧。 N]RZbzK_5G
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 W0}B'VS.I
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 awz;z?~
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 "+unS)M;Y
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 6d+p7x
截面上的弯曲应力 t]Xw{)T
jMpD+Mb
截面上的扭转应力 )aX,% yK
== j!3 Gz
轴的材料为45钢。调质处理。 SB)5@
nmS
由课本得: |<O9Sb_
2YDM9`5xs\
因 dXnl'pFS
经插入后得 uw2hMt (N
2.0 =1.31 ;D$)P7k6
轴性系数为 3N_"rNKD
=0.85 @/k@WhFZ
K=1+=1.82 1T[et-
K=1+(-1)=1.26 'R_g">B.
所以 ~}<DG1!
p ]d]QMu
综合系数为: K=2.8 'e6WDC1Am(
K=1.62 +a*tO@HG
碳钢的特性系数 取0.1 E4hLtc^
+
取0.05 {GJ@psG*
安全系数 l<N}!lG|
S=25.13 RZ+`T+zL
S13.71 [}&Sxgv
≥S=1.5 所以它是安全的 xNbPsoK
截面Ⅳ右侧 A,4fEmWM
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 v,ju!I0.
2p"WTd
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 :>=\. \
YY!Rz[/
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 ,TFIG^Dvq
AF%@VLf
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 tPF.r
截面上的弯曲应力 N ,z6y5Lu
截面上的扭转应力 8w.YYo8`
==K= rEF0oJ.
K= 4]E3cAJ
所以 cb}[S:&|
综合系数为: _F`lq_C
K=2.8 K=1.62 rvw)-=qR[
碳钢的特性系数 Gh}*q|Lz
取0.1 取0.05 9yfJVg
安全系数 87YyDWTn
S=25.13 Bs?^2T~%{
S13.71 4F{70"a
≥S=1.5 所以它是安全的 ^(FdXGs[
15sp|$&`
9.键的设计和计算 VTH>
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y~\oTJb
①选择键联接的类型和尺寸 LSRk7'0
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. *Em,*!
根据 d=55 d=65 *I0T{~
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Ct>GYk$
b=20 h=12 =50 % oo2/aF
<.? jc%
②校和键联接的强度 _D+J!f^
查表6-2得 []=110MP ;&)-;l7M
工作长度 36-16=20 FIsyiSY<j
50-20=30 Ll4g[8
③键与轮毂键槽的接触高度 aYSCw3C<
K=0.5 h=5 Dbz3;t
K=0.5 h=6 VF ys.=
由式(6-1)得: $A-J,_:T<
<[] MpR2]k#n<
<[] J
G{3EWXR
两者都合适 _BP&n