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2009-01-12 21:46 |
单级斜齿轮减速箱设计说明书
机械设计基础课程设计任务书 !7:EE,W~ ) >>u|#@z 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 bjM-Hd/K th.M.jas 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) |Q5H9<* D 7Gd% 目 录 +l2e[P+qA lEO?kn.:z 一 课程设计书 2 r\A@&5#q Du)B9s 二 设计要求 2 7j@^+rkr3f q6;OS.f 三 设计步骤 2 9>A-$a4R> &GXtdO>;Zv 1. 传动装置总体设计方案 3 t!6\7Vm/ 2. 电动机的选择 4 C!$Xv&"r 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ]sX7%3P 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 _Ct}%-,4 5. 设计V带和带轮 6 ?~F]@2)5w 6. 齿轮的设计 8 Am2*- 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 L\QQjI{ 8. 键联接设计 26 Y
h^WTysBn 9. 箱体结构的设计 27 euRCBzc 10.润滑密封设计 30 fswZM\@ 11.联轴器设计 30 kA1RfSS z`\#$ 四 设计小结 31 ,3G$` 五 参考资料 32 -6uH. PfVEv * 一. 课程设计书 Hm.X}HO0L 设计课题: V8-4>H}Cb/ 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V j FgZ}Xp 表一: @) 题号 +ckMT3 z
VnIr<!8_ 参数 1 MNkKy(Za 运输带工作拉力(kN) 1.5 \U==f&G?J 运输带工作速度(m/s) 1.1 ILNE 4n 卷筒直径(mm) 200 PqTYAN&F #uQrJh1o8 二. 设计要求 OpYmTep#T\ 1.减速器装配图一张(A1)。 K3La9O)> 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 CoKiQUW 3.设计说明书一份。 DG_}9M!DW@ 4#TnXxL 三. 设计步骤 A$/KP\0Y2 1. 传动装置总体设计方案 cB{%u
' 2. 电动机的选择 wUbmzP. 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1oB$MQoc 4. 计算传动装置的运动和动力参数 O:2 #_ 5. “V”带轮的材料和结构 a a4$'8s 6. 齿轮的设计 2q+la|1Cr 7. 滚动轴承和传动轴的设计 QxKAXq@)i 8、校核轴的疲劳强度 X
d!Cp 9. 键联接设计 baqn7k" 10. 箱体结构设计 IoQr+:_R 11. 润滑密封设计 P<8LAc$T 12. 联轴器设计 cvxIp#FbW ] OUD5T 1.传动装置总体设计方案: TV<Aj"xw Xz8$Xz,O 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 4 uShM0qa 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, ,KT<4 要求轴有较大的刚度。 k9cK bf@ 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。 VcP:}a< B\ 其传动方案如下: [S%J*sz~ !5NGlqEF# 图一:(传动装置总体设计图) l+oDq'[q" 'wa g |- 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 d"Bo8`_ 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 <Uf|PFVj$ 传动装置的总效率 0xv\D0 η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Yi[4DfA 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, NOV.Bs{
yL η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ehU"*9 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ZHz^S)o\[s S3; lKr 2.电动机的选择 *}7U`Aa *jGPGnSo 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, CK=ARh#|
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, R3cg2H 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。 (s&ORoVGn D$ ej+s7 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, {Wh BoD ej<`CQ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 |l$
u<3
v C^>p5F 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 3=IG#6)~C n7@j}Q(&? j+nv=p 方案 电动机型号 额定功率 {QMN=O&n P -gB{:UYi3 kw 电动机转速 f0OgK<.>T 电动机重量 ,|A{!j` N 参考价格 D]jkR} t 元 传动装置的传动比 # 9V'';: 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 8'+7i8e 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 V>AS%lXj Zct!/u9 Q 中心高 DDWp4`CS| 外型尺寸
C[R`Ml 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 ve6x/ PD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 >C:If0S4X ]uAS+shQ& 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 } +1'{B"I x+K gc[r (1) 总传动比 7pz\ScSe 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 O hi D (2) 分配传动装置传动比 ^zHRSO =× y>)MAzz~\ 式中分别为带传动和减速器的传动比。 4aA9\\hfGY 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 u|T%Xy=LU 4.计算传动装置的运动和动力参数 \x(.d.l/ (1) 各轴转速 bK?MT]%}r ==1440/2.3=626.09r/min ]r!QmWw~V ==626.09/5.96=105.05r/min g[AA,@p+ (2) 各轴输入功率 zPHy2H$28 =×=3.05×0.96=2.93kW l!/!?^8|f =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW $3]b>v 则各轴的输出功率: I'?6~Sn3 =×0.98=2.989kW >2u y =×0.98=2.929kW >J>>\Y(p 各轴输入转矩 oCbpK =×× N·m TH YVT%v 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· %OEq,Tb 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m :SK<2<8h =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m _!%M% 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 0`6),R'x =×0.98=242.86N·m +
LS3T^ 运动和动力参数结果如下表 yZ5x88 > 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min o _(0 输入 输出 输入 输出 %6Rn4J^^ 电动机轴 3.03 20.23 1440 Fav^^vf*1 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 IqNpLh|[ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 >IBTBh_ka Ww=O=c5uOu 5、“V”带轮的材料和结构 >gnF]< 确定V带的截型 #cO+ <1 工况系数 由表6-4 KA=1.2 /z#F,NB 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 E0<)oQ0Xa> V带截型 由图6-13 B型 N2[jO+6 8<{;=m8cQ 确定V带轮的直径 'g~@"9'oe 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm d+Ds9(gV 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s +2Z#M 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm K?[)E3 6{8/P'@/Zz 确定中心距及V带基准长度 ` zY!`G 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 [g`, AmR\! 360<a<1030 VyY.r#@ 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm MUB37
e"~)Utk 初定V带基准长度 SOs,) Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm S~> 5INud 9qre|AA V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm |AC6sfA+ 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm KJdzv!l= 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 GQ[pG{_+ K#wK1 Sv 确定V带的根数 kN.B/itvA 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 9ad6uTc 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 rH.gF43O: 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 !*_K.1' 带长修正系数 由表6-2 KL=1 V_f`0\[x fnWsm4 V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 CL1
oAk LXNQb6! 取Z=2 :!']p2B V带齿轮各设计参数附表 ~~q}cywBk as#J qE 各传动比 p-Pz=Cx- NpR6 V带 齿轮 ]-a{IWVN 2.3 5.96 E(;i> q#'VJA:A5& 2. 各轴转速n wV:C<Mg7q (r/min) (r/min) `.8UKSH+ 626.09 105.05 `|?]CkP 0bSz4<} 3. 各轴输入功率 P ~#Aa Ldq (kw) (kw) OXCQfT@\ 2.93 2.71 GI_DhU]~) Z/7dg-$?'0 4. 各轴输入转矩 T |xeE3,8 (kN·m) (kN·m) { *$9, 43.77 242.86 s:b"\7 C_Gzv'C"L 5. 带轮主要参数 'evv,Q{87 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) Yf=FeH7" 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 />F.Nsujy 带的根数z nvH|Ngg Q 160 368 708 2232 B 2 > 0T
Za D%gGRA 6.齿轮的设计 3Oiy)f@{TF 6v>z h (一)齿轮传动的设计计算 NnOI:X { +v-LL*fa 齿轮材料,热处理及精度 ;RHNRVP 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 !.-.#<<_a (1) 齿轮材料及热处理 c{4R*|^ 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 "lrA%~3%[P 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 HTR1)b ② 齿轮精度 7=3O^=Q^Q 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 l[*sHi nh0&'hA 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 6p m~sD 按齿面接触强度设计 2*Q3.2 Z 8[R1A 确定各参数的值: Q.ukY@L.' ①试选=1.6 FUqt)YHi 选取区域系数 Z=2.433 ~-<:+9m d1bhJK 则 P7r4ePtLk{ ②计算应力值环数 eXG57<t ON N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) km4g}~N</ =1.4425×10h %w:'!X>< N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) }"4roJ ③查得:K=0.93 K=0.96 P^zy; Qs7 ④齿轮的疲劳强度极限 {:)vwUe{ 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: WK4@:k
m6) []==0.93×550=511.5 > UWStzH< wv^b_DR []==0.96×450=432 @|=UrKA N 许用接触应力 ?0z)EPQ| (Fqa][0 ⑤查课本表3-5得: =189.8MP "teyi"U+ =1 QiU_hz6?v T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 2GUupnQkD =4.47×10N.m Abf1"#YImy 3.设计计算 j+Zt.KXjT ①小齿轮的分度圆直径d 9wMEvX70 (I~\,[ =46.42 ^@"c` ②计算圆周速度 \ 3G*j` 1.52 xlw 2g<s ③计算齿宽b和模数 0'@u!m? 计算齿宽b VVLIeJ(*XT b==46.42mm v.b5iv 5 计算摸数m <jFSj=cIL 初选螺旋角=14 BSDk9Oc = c'rd $ ④计算齿宽与高之比 Fr;lG 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 _:%U_U =46.42/4.5 =10.32 \u8,!) 4i ⑤计算纵向重合度 ttj2b$M, =0.318=1.903 4#h?Wga ⑥计算载荷系数K @H+~2;B, 使用系数=1 `p1DaV 根据,7级精度, 查课本得 $3 vhddO 动载系数K=1.07, MWhwMj!:m 查课本K的计算公式: n;qz^HXEJ K= +0.23×10×b !qaDn.9 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 _.=`>%, 查课本得: K=1.35 `j:M)2:*y 查课本得: K==1.2 $m8leuo) 故载荷系数: 8f-:d] K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 XN(tcdCG ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 T3rn+BxF 7 d=d=50.64 gVA; `< ⑧计算模数
0Ve%.k = df
?eL2v 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 C fSl
54 由弯曲强度的设计公式 ^K.*.| ≥ z5 pc3: "*bk{)dz} ⑴ 确定公式内各计算数值 G
*@@K ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m }9=2g`2Q 确定齿数z _uJVuCc 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 DM'qNgB7 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 h>|u:]I> Δi=0.032%5%,允许 !
]\2A.b[ ② 计算当量齿数 >fbo
r'| z=z/cos=24/ cos14=26.27 (Y )!"_| z=z/cos=144/ cos14=158 <tW:LU(! ③ 初选齿宽系数 ~lk@6{`l|1 按对称布置,由表查得=1 [?I/Uo8
④ 初选螺旋角 (Com, 初定螺旋角 =14 f@x_#ov ⑤ 载荷系数K HT&p{7kFm K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 | lE-&a$xd ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 0 {,h.: 查得: ~?-qZ<9/ 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ArL-rJ{} 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 JaFUcpZk$ yl]UUBcQ ⑦ 重合度系数Y <N-=fad] 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 j[H0SBKC =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ?~ ?Hdv =14.07609 z{' 6f@] 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 0#
l#,Y6#I ⑧ 螺旋角系数Y EIPnm%{1 轴向重合度 =1.675, oR#my ^ Y=1-=0.82 0+|>-b/% {=6)SBjf ⑨ 计算大小齿轮的 jiq2 x\\! 安全系数由表查得S=1.25 NhCAv+ 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 +0dT^Jkqg 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 :Dj#VN 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 }U
i_ynZ! 查课本得到弯曲疲劳强度极限 w#<p^CS 小齿轮 大齿轮 C
rfRLsN] qS|AdkNL 查课本得弯曲疲劳寿命系数: KD=bkZ& K=0.86 K=0.93 ?^F5(B[+Y 'QnW9EHLF 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 KDBY9`08 []= V pH|R []= I5Q~T5Ar S
QSA%B$< <uC<GDO 大齿轮的数值大.选用. 8
#Fh> q^%5HeV 2 ⑵ 设计计算 j)BQMtt&U 计算模数 La]4/=a fQ1 0O(`g, @ce3%`c_ 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: ^F&A6{9f/h _)q4I(s* z==24.57 取z=25 ~Zu}M>-^c, 0H<4+
*`K 那么z=5.96×25=149 0NrTJ R` 2$3kKY6$e ② 几何尺寸计算 Wkww&Y 计算中心距 a===147.2 GeVc\$K- 将中心距圆整为110 Uqr{,-]5v Stt* 1gT 按圆整后的中心距修正螺旋角 )6g&v'dq {n6\g]p3 =arccos zG<0CZQ8 TRo4I{L6S 因值改变不多,故参数,,等不必修正. |w4(rs- tbY SK 计算大.小齿轮的分度圆直径 [{?;c+[ j $KM9 d==42.4 Z+Xc1W^ F46O!xb% d==252.5 \1~I04'= P$Axc/H 计算齿轮宽度 EL"4E', 1aVgwAI
B= &`m~o/ lR,G; 圆整的 F-$Kv-f uO6c3|Zjs 大齿轮如上图: 1BTgGF NPP3(3C tG_-;03<`4 3JTU^ -S< 7.传动轴承和传动轴的设计 S7Qen6lm aam1tm#Q 1. 传动轴承的设计 FDl,Ey^r/ xTGP ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 :C>J-zY P1=2.93KW n1=626.9r/min q;IhLBl' T1=43.77kn.m A<a2TXcIE3 ⑵. 求作用在齿轮上的力 B{^`8Htrn 已知小齿轮的分度圆直径为 )ynA:LXx d1=42.4 j\nE8WH 而 F= ?!R%o F= F )Gx":
D .0?ss0~ F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N OCvml 2
vP C5BzWgK *1R##9\jU7 ]j72P ⑶. 初步确定轴的最小直径 )H.ubM1 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 3KDu!w@ (/To?` |+>%o.M&i 5?D1][ 从动轴的设计 zsHG=Ee* lR|$*:+ 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, Jii?r*"d P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M []^PJ ⑵. 求作用在齿轮上的力 (N&k}CO]W 已知大齿轮的分度圆直径为 ,<`|-oa d2=252.5 5?<|3 而 F= rE!G,^_{ F= F ]JkpR aP$ _G_ &Me0 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N l2z`<2mp de*,MkZN f0:EQYYZ eTLI/?|+N ⑶. 初步确定轴的最小直径 WHZe)|n 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 C}t+t d#X&Fi 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 =d:R/Z%, 查表,选取 ;9 =}_h)] xc:`}4 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 qz-#LZFTR 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 n0Qh9*h _|Y.!ZRYP ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 COxZ
Q 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 。 p,M3#^ q p~v2XdR 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. Fh*q]1F >w%d'e$ D B 轴承代号 D5o+0R 45 85 19 58.8 73.2 7209AC G2U5[\ 45 85 19 60.5 70.2 7209B [)C)p*!Y) 50 80 16 59.2 70.9 7010C 5n&)q=jk= 50 80 16 59.2 70.9 7010AC &>+I7Ts] UKt/0Ze S,d ngb{ H]T2$'U6 =woqHTR 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 a PcGI 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, QZ:]8MHl] 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. o O{|C&A \N'hbT= 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. *SMoodFBS 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, te! ]9rR 高速齿轮轮毂长L=50,则 IPr*pQ{;c U|y;b+n` L=16+16+16+8+8=64 $=@9 D,R 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ;T"m[D -.+KCt G$+ 5. 求轴上的载荷 "63zc1 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, `-9*@_-=M 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. >8F{lbEe !h`cXY~w eNlF2M iuH8g ~L4*b*W '<{oYXZW3 LB64W ;#h hM1&A h[[/p {z a?xq*|? %BKR} 传动轴总体设计结构图: ECE{xoc lO5gkOJ? %0y3 /W |GVGny< (主动轴) ?Uy*6YS 2y
.-4?e #:Sy`G6!? 从动轴的载荷分析图: ]y)R C-N YiQeI|{oN 6. 校核轴的强度 6S+K*/w 根据 dg'CHxU == cQ8$,fo 前已选轴材料为45钢,调质处理。 q!9v}R3( 查表15-1得[]=60MP \4`saM /x 〈 [] 此轴合理安全 JK^B +. J}Z_.:JO(w 8、校核轴的疲劳强度. x":Bw;~ ⑴. 判断危险截面 !=q:>}g 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. HLyFyv\ ⑵. 截面Ⅶ左侧。 ~gLEh tW 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 "DcueU#! 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 !Z0rTC3d 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 {eD>E(Y@z1 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 :.'T+LI 截面上的弯曲应力 G~iYF(:& ~XT
a= 截面上的扭转应力 z"P,=M6De == ZjI/zqBm 轴的材料为45钢。调质处理。 &Ow?Hd0 由课本得: <DlanczziF L_zmU_zD 因 (J;zk b 经插入后得 >!v,`O1 2.0 =1.31 |@Idf`N$ 轴性系数为 uB#B\i =0.85 >.nt'BQ K=1+=1.82 OSh mrz28 K=1+(-1)=1.26 NE>JtTF< 所以 HV.|Eh_7 N mjBJ_G 综合系数为: K=2.8 OTtanJ? K=1.62 vdFQf ^l 碳钢的特性系数 取0.1 E.Q}
\E 取0.05 }AH|~3|D 安全系数 (!&O4C5 S=25.13 ka9v2tE\ S13.71 ht74h ≥S=1.5 所以它是安全的 *d,n2a#n5 截面Ⅳ右侧 F>_lp,G 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 !L.z4n,n+ \g6 #MNW 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 MzW$Sl&: ;KZ2L~
THG 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 !CMVZf;u Ckl]fy@D} 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 =smY/q^3 截面上的弯曲应力 @LMV ? 截面上的扭转应力 ^~1@HcJo ==K= c$SxDYG K= uKAHJ$% 所以 = {DB 综合系数为: }m
lbN0v K=2.8 K=1.62 xfV2/A#h 碳钢的特性系数 Ywb)h^{! 取0.1 取0.05 z^GGJu%vjr 安全系数 g8*|"{ S=25.13 cXEy>U|/ S13.71 DmpJzHj| ≥S=1.5 所以它是安全的 $MEbePxe ;8xn"G0}a 9.键的设计和计算 /n}V7 xupdjT%4 ①选择键联接的类型和尺寸 @5@{Es1u 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. "dU#j,B2 根据 d=55 d=65 <YNPhu~5 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 }8KL]11b b=20 h=12 =50 F"0jr7 RX|& | |