机械设计基础课程设计任务书 %@JNX}Y'
f44b=,Lry5
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 my+y<C-o`
W[B%,Km%]
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) fu3~W
\GA6;6%Oo
目 录 Mle@.IIT
kT|{5Kn&s
一 课程设计书 2 S-)mv'Al'F
q:2V w`g'
二 设计要求 2 `U:W (\L
v,6
三 设计步骤 2 H(f~B<7q
9[.vtk\iyH
1. 传动装置总体设计方案 3 %{GYTc \'X
2. 电动机的选择 4 "{a-I=s\C
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 Om
#m":
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 pPr/r& r
5. 设计V带和带轮 6 ] Tc!=SV
6. 齿轮的设计 8 F!v`._]
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 #=6A[<qX
8. 键联接设计 26 43_;Z| T
9. 箱体结构的设计 27 QEd>T"@g
10.润滑密封设计 30 ^(,qkq'u
D
11.联轴器设计 30 'EF\=o)^Y
s"1:#.u
四 设计小结 31 2Eq?^ )s
五 参考资料 32 w.s-T.5.j
Fqtgw8
一. 课程设计书 S 6e<2G=O
设计课题: 8NY$Iw
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V w7n6@"q
表一: j9)WInYc:
题号 ,SEC~)L
LR :Qb]|"
参数 1 H8^U!"~E
运输带工作拉力(kN) 1.5 n<Vq@=9AE
运输带工作速度(m/s) 1.1 '2`MT-
卷筒直径(mm) 200 K(*QhKX
["FC
二. 设计要求 KIt:ytFx
1.减速器装配图一张(A1)。 \9[_*
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 p7.j>w1F
3.设计说明书一份。 EBF608nWfW
8<cD+Jtj
三. 设计步骤 %;5AF8# c
1. 传动装置总体设计方案 S;0,UgB1
2. 电动机的选择 SSi-Z
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 B o@B9/ABv
4. 计算传动装置的运动和动力参数 ;Od;q]G7L
5. “V”带轮的材料和结构 P( z#Wk
6. 齿轮的设计 We^!(G
7. 滚动轴承和传动轴的设计 YyI4T/0s_
8、校核轴的疲劳强度 ^1d"Rqtv
9. 键联接设计 o_un=ygU
10. 箱体结构设计 RI,Z&kXj2o
11. 润滑密封设计 P38D-fLq
12. 联轴器设计 d'1L#`?
`Qzga}`"]
1.传动装置总体设计方案: x --buO
JryC L]
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 iUcDj:
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, h-"c
)?p
要求轴有较大的刚度。 \Qa6mt2h
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 vIk;x
其传动方案如下: -C9_gZ
JN5<=x5r
图一:(传动装置总体设计图) yn;h.m [):
SG6@Rn*^
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 H^Th]-Zl
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 C %l!"s^
传动装置的总效率 ]?<j]u0J
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ym,UJs&
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, yFfa/d
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, z"`q-R }m
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 W/dl`UDY
4H4U
2.电动机的选择 ?t LJe
'B;aXy/JC
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, fV[(s7vW
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, }F=+*-SYZ
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 !P*1^8b`f
mp2J|!Lx
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, vRm.#+Td
Aj`zT'
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 E\U6n ""]
l V[d`%(
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 _c}@Fi+E
?A|8J5EV
Yh%a7K
方案 电动机型号 额定功率 79:Wo>C3-
P x,W)qv
kw 电动机转速 _C`cO
电动机重量 k(n{$
N 参考价格 #bX~.jKW
元 传动装置的传动比 %j],6wW5J
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 LqnN5l@_B
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 Y)@mL~){
r3a$n$Qw
中心高 #V4kT*2P)
外型尺寸 R/)cEvB-0
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 b2OVg
+3
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 K9v@L6pY=
7I~Ww{
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 t7 |uZHKK
nBs%k!RR
(1) 总传动比 KjR^6v
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 J(*QtF
(2) 分配传动装置传动比 k/+-Tq;
=× R["2kEF
式中分别为带传动和减速器的传动比。 T(@y#09
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 / d
S!
4.计算传动装置的运动和动力参数 Tjo
K]]
(1) 各轴转速 }V.Wp6"S
==1440/2.3=626.09r/min ns_5|*'
==626.09/5.96=105.05r/min 8D[8(5
(2) 各轴输入功率 ZM oV!lu
=×=3.05×0.96=2.93kW >Lo 0,b$
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW /s.O3x._'
则各轴的输出功率: ..yuEA
=×0.98=2.989kW *@'4 A :A
=×0.98=2.929kW S4]}/Imn)
各轴输入转矩 @DgJxY|
=×× N·m J{$+\
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· X+;F5b9z
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m nenYP0
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m b#h?O}
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m iTTe`Zr5y
=×0.98=242.86N·m 'Z LGt#
运动和动力参数结果如下表 %1ofu,%
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min =w HU*mK
输入 输出 输入 输出 [KXxn>n
电动机轴 3.03 20.23 1440 ,<$6-3sC-
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 JlAUie8
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 JpN]j`
@
mm*S:Gt#
5、“V”带轮的材料和结构 <b!ieK?\F3
确定V带的截型 K
@3 yS8F
工况系数 由表6-4 KA=1.2 2 g"_*[
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 uN bOtA
V带截型 由图6-13 B型 m#SDB6l
j`I[M6Qxh
确定V带轮的直径 ,)mqd2)+"
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm yoTbIQ
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s BcaMeb-Z
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm }IvJIr
gd'#K~?
确定中心距及V带基准长度 frS1<+
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 p2}$S@GD
360<a<1030 J<x?bIetj
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm -o\$.Q3
ia15r\4j)
初定V带基准长度 'Im7^!-d
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm zmkqqiDp_
g|*2O}<
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm c^P8)gPf
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm ^.Cfa
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 2SU G/-P#
xN
wKTIK$
确定V带的根数 Mw!?2G[|
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw -jsNAQ
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 n k]tq3.[
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 \3dMA_5
带长修正系数 由表6-2 KL=1 ]#]m_+} Z
2UY0:ye
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 \Ku=a{Ne
rP.qCl+J
取Z=2 mfOr+
V带齿轮各设计参数附表 M.1bRB
nt\6o?W
各传动比 e#Jx|Ej=
a9z|ef
V带 齿轮 h.c<A{[I6c
2.3 5.96 ]kLs2? \
VKy:e.
2. 各轴转速n ~rEU83
(r/min) (r/min) NL&(/72V
626.09 105.05 x8%Q TTY
_F
xq
3. 各轴输入功率 P &n|!
'/H
(kw) (kw) vC~];!^
2.93 2.71 B&A4-w v
&,+G}
4. 各轴输入转矩 T -xq)brG
(kN·m) (kN·m) B1m@
43.77 242.86 r AMnM>`
'5wa"/ ?w
5. 带轮主要参数 V1Dwh@iS
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) dA>t
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 s]`&9{=E
带的根数z &'V_80vA
160 368 708 2232 B 2 +<6L>ZAL
)hj77~{+
6.齿轮的设计 !%J;dOcU
N kp>yVj
(一)齿轮传动的设计计算 '1;Q'-/J
=Z_\8qc
齿轮材料,热处理及精度 dluNA(Xc-
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 "L.)ML
(1) 齿轮材料及热处理 cv;&ff2%?
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 w[\*\'Vm0
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 'vj45b
② 齿轮精度 le yhiL<
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 t3u"2B7oG
`;WiTE)&)
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 >i~W$;t
按齿面接触强度设计 /S1EQ%_
E-_)w
确定各参数的值: /,$;xt-J35
①试选=1.6 9Am&G
选取区域系数 Z=2.433 {YWj`K
,WA7Kp9
则 t5N@z
②计算应力值环数 !y$Hr[v
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 85Q2c
=1.4425×10h n )YNt
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) )v;>6(
③查得:K=0.93 K=0.96 EHkb{Q8
④齿轮的疲劳强度极限 _1hc^j
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: F6h3M~uR
[]==0.93×550=511.5 .Br2^F
f 7{E(,
[]==0.96×450=432 CCfuz &
许用接触应力 soW.
Ya*lq!
u
⑤查课本表3-5得: =189.8MP +mhYr]Z
=1 1qbd6D|t
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 WGKN>nV
=4.47×10N.m Dk|S`3
3.设计计算 \+fP&
①小齿轮的分度圆直径d pBiC
W+BM|'%}|
=46.42 }M?GqA=
②计算圆周速度 pez*kU+9
1.52 o,9E~Q '`{
③计算齿宽b和模数 5 g99t$p9
计算齿宽b 7oA$aJQ
b==46.42mm ?H eC+=/Z
计算摸数m >Mj :'
初选螺旋角=14 Ks@S5:9sp
= #Bj{
4OeV
④计算齿宽与高之比 ~[Mk QJxe
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 I!9u](\0
=46.42/4.5 =10.32 ?VEJk,/k
⑤计算纵向重合度 SEXeK2v
=0.318=1.903 <8 Nh dCO6
⑥计算载荷系数K ;j=/2vU~@
使用系数=1 'e02rqip{
根据,7级精度, 查课本得 cKh { s
动载系数K=1.07, 9X,dV7 yW
查课本K的计算公式: ;[0<QmeI!
K= +0.23×10×b ,$Qa]UN5Q
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 d~C
YZ
查课本得: K=1.35 cZ\#074u/
查课本得: K==1.2 l*HONl&j
故载荷系数: N\=pH{
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 sn_]7d+Q
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 [%YA42_`LD
d=d=50.64 DF%\1C>
⑧计算模数 af\>+7x93
= X/lLM`
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ?(Dkh${@
由弯曲强度的设计公式 \E9Z
H3;
≥ @cAv8iK
gsI"G
⑴ 确定公式内各计算数值 n%I%Kbw
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m ~-GgVi*I
确定齿数z r^ S4 I&
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 ;WJ}zjo >
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 )s,L:{<
Δi=0.032%5%,允许 ~l}rYi>g%
② 计算当量齿数 9@./=5N~3
z=z/cos=24/ cos14=26.27 zHG
KPuk'
z=z/cos=144/ cos14=158 6/hY[a!
③ 初选齿宽系数 $6XSW
按对称布置,由表查得=1 &BqRyUM$F
④ 初选螺旋角 M A} =
初定螺旋角 =14 Z*.fSmT8)
⑤ 载荷系数K qw&Wfk\}
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 ]7O)iq%
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y + Q
If7=
查得: Yb%H9A
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 gHQ[D|zu
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 LVq3R 8A
y1,L0v$=}
⑦ 重合度系数Y %h g=@7,|
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 yTz@q>6s-
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 "BK'<j^q
=14.07609 SWD
v\Vr
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 VmF?8Vi4
⑧ 螺旋角系数Y T_\HU*\
轴向重合度 =1.675, @j`_)Y\
Y=1-=0.82 |rH;}t|un
L^KGY<hp4
⑨ 计算大小齿轮的 + G"=1sxJ
安全系数由表查得S=1.25 Kw3fpNd
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 Z_}vjk~s
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 p H5IBIf'
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 DOaEz?2)
查课本得到弯曲疲劳强度极限 =#&K\
小齿轮 大齿轮 pB|L%#.cW
'C1=(PE%`
查课本得弯曲疲劳寿命系数: i^G/)bq
K=0.86 K=0.93 |0U"#xkf
=8X`QUmT
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 00Tm0rY
[]= :J@q
Xa
[]= @4B+<,i
s!~M,zsQN
{lT9gJ+
大齿轮的数值大.选用. 3uwu}aw
4HVZ;,q
⑵ 设计计算 5znLpBX<N
计算模数 xH;qJRHa
ME[Wg\
T3[\;ib}
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: KM g`O3_16
)pjd*+V
z==24.57 取z=25 E8T4Nh_
d;|e7$F'
那么z=5.96×25=149 ZwAX+0
&0K;Vr~D
② 几何尺寸计算 ZD6rD(l9
计算中心距 a===147.2 i6-q%%]6
将中心距圆整为110 GfUIF]X
:4}?%3&;
按圆整后的中心距修正螺旋角 a_^3:}i~D
`)`_G!a
=arccos N;>>HN[bBP
Gnj;=f
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
jC*(ZF1B
-g]/Ko]2@$
计算大.小齿轮的分度圆直径 3I^KJ/)A
4))u*c/,
d==42.4 ^TyusfOz
DdJxb{y7
d==252.5 RV.zxPw>>
`4.Wdi-Si
计算齿轮宽度 ]cc4+}L~
hQ i[7r($8
B= ?Mp~^sgp'
VBF3N5
;W
圆整的 (s
%T18
V,<,;d fR
大齿轮如上图: `=^29LC#
HPCzh
G-G!c2o
gT<E4$I69
7.传动轴承和传动轴的设计 zG[fPD
Y)N(uv6
1. 传动轴承的设计 ;8JJ#ED
r[eZV"
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 [@";\C_I
P1=2.93KW n1=626.9r/min #KXaz Zu"
T1=43.77kn.m <.HHV91
⑵. 求作用在齿轮上的力 X9/V;!
已知小齿轮的分度圆直径为 T73oW/.0X?
d1=42.4 C0jmjZ%w@
而 F= jm =E_86_
F= F V3$!`T}g4
4(R O1VWsb
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N )*G3q/l1u6
s^^X.z ,
6^wg'u]c
:)c >5
⑶. 初步确定轴的最小直径 prlnK
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 +AZ=nMgW
Gnl6>/L,
blid* @-
DHbLS3-
从动轴的设计 rzDqfecOmW
en=Z[ZIPO
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, vROl}s;
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M kNI m90,g
⑵. 求作用在齿轮上的力 HoT5 5v!o
已知大齿轮的分度圆直径为 U#-&%|b$
d2=252.5 4.,e3
而 F= ?p. dc~tZ
F= F ?fXg_?+{'g
FMwT4]y
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N CHdw>/5
gET& +M
9*[!uu
!#rZeDmw
⑶. 初步确定轴的最小直径 7V 4iPx
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 XEfTAW#7
eoR@5OA&
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 ( {m["d
查表,选取 7Hf6$2Wh
|E53
[:p
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 K
*{C:Y
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 =V"ags
Cs^o- g!L
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 kX'1.<[
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 j6/ 3p|E
y@~.b^?_u
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. '&?47+W
>%qGK-_
D B 轴承代号 5>j,P
45 85 19 58.8 73.2 7209AC vW"x)~B
45 85 19 60.5 70.2 7209B U>e@m?
50 80 16 59.2 70.9 7010C ,$}P<WZMu
50 80 16 59.2 70.9 7010AC D@[$?^H
PX?tD:,[-
-hQ=0h~\B.
SQvicZAN)`
(Uv{%q.n6
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ) OZDq]mV
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, 'V4.umj1~
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. 0K 7-i+\#
a+A/l
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. K.o?g?&<
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, @`%.\_
高速齿轮轮毂长L=50,则 tK g%5;v
'(+l77G
L=16+16+16+8+8=64 W;~^3Hz6
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. U,RIr8 G
mTZlrkT
5. 求轴上的载荷 _=UXNr8S
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, d^ipf*aLC
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. ovm*,La)g
L
nw+o}
tI.(+-q
XiKv2vwA
"N4c>2Q
P/nXY
aR}NAL_`w
6XFO@c}d
FE M_7M
$N,9e
bTO$B2eh|
传动轴总体设计结构图: ~+l%}4RZ
xS,):R
ynZ!
q?}G?n4
(主动轴) !RiPr(m@y
(ter+rTv
<Y~V!9(~{Q
从动轴的载荷分析图: rp=?4^(u
jG)>{D
6. 校核轴的强度 J)'6 z
根据 o }Tv^>L
== .?AtW:<*I
前已选轴材料为45钢,调质处理。 'v6Rd)E\z
查表15-1得[]=60MP e=8ccj
〈 [] 此轴合理安全 /V7u0y
f8[2$i*cL
8、校核轴的疲劳强度. 07/5RFmJ
⑴. 判断危险截面 b<=K@I.=
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. U> q&+: +
⑵. 截面Ⅶ左侧。 3vrQY9H>
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Ta9;;B?$
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 I62Yg
p$K
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 \+cQiN b@
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 (&njZdcb*
截面上的弯曲应力 tvFJ^5
>V;<K?5B`W
截面上的扭转应力 2$T~(tem
== KVQZ
轴的材料为45钢。调质处理。 BOh&Db*
由课本得:
9]AKNQq m
w`!Yr:dU
因 f3v/Y5)
经插入后得 >vP^l
{SD
2.0 =1.31 N3x}YHFF
轴性系数为 K.X% Q,XD
=0.85 'JkK0a2D
K=1+=1.82 d%]7:
K=1+(-1)=1.26 R^PQ`$W 'R
所以 ~_S`zzcZy4
V!ajD!00
综合系数为: K=2.8 78 UT]<Q;K
K=1.62 &TK% igL
碳钢的特性系数 取0.1 j$8~M
取0.05 (AwbZ n*
安全系数 9oGsrClH
S=25.13 0_&oMPY
S13.71 m m`:ci
≥S=1.5 所以它是安全的 dFFB\|e;0
截面Ⅳ右侧 JVXBm]
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 }>tUkXlhJ<
{ ET+V
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 `8'|g8,wb0
&JF^a
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 B<0lif|
}F1^gN&QF
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 Z ,T TI>P
截面上的弯曲应力 %/sf#8^m
截面上的扭转应力 nY~CAo/:
==K= cFH,fj
K= M4DRG%21
所以 W6\s@)b;
综合系数为: B*?v`6
K=2.8 K=1.62 K-#Rm%J+Wy
碳钢的特性系数 fx_7B (
取0.1 取0.05 Y$,]~Qzq
安全系数 &}P62&
S=25.13 zL7+HY*3o
S13.71 hVR=g!e#X
≥S=1.5 所以它是安全的 xQ$*K]VP
wk-ziw
9.键的设计和计算 8E$KR:/:4
T>1E
①选择键联接的类型和尺寸 1;H(
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. z{tyB
根据 d=55 d=65 $/pd[ H[{
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 [!DLT6Qk
b=20 h=12 =50 &