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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 /7C%m: LdyE*u_ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 x2+M0 }g #4!6pMW(&7 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) kYkck]| KQ.cd]6 目 录 NjSjE_S2B8 jce2lXMm 一 课程设计书 2 |R (rb-v ]j<&
:_ 二 设计要求 2 5@~5RNrq2 2|LkCu)~," 三 设计步骤 2 x[2eA!NC [
]=}0l<J 1. 传动装置总体设计方案 3 JP 8v2)
p 2. 电动机的选择 4 )X-TJ+d 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 /ee4 v! 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 JC4Z^/\. 5. 设计V带和带轮 6 ^os|yRzV*M 6. 齿轮的设计 8 q.PXO3T 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 ,U'E!?=:VS 8. 键联接设计 26 GK:pt8= 9. 箱体结构的设计 27 vjD||!g' 10.润滑密封设计 30 r$-]NYPi 11.联轴器设计 30 z>W'Ra6 !6d`e"\K 四 设计小结 31
q=cH ^`<. 五 参考资料 32 h:'wtn@l( ca8.8uHY\ 一. 课程设计书 XJi^gT N 设计课题: #[Vk#BIiv8 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 8BwJWxBQ 表一: [7SR2^uf<j 题号 xGymQ|y84 CT#N9 参数 1 *7 >K" j 运输带工作拉力(kN) 1.5 KmRxbf 运输带工作速度(m/s) 1.1 00@y,V_] 卷筒直径(mm) 200 \~'+TW W=T,hOyh<W 二. 设计要求 qW:\6aEG 1.减速器装配图一张(A1)。 qct:xviH<| 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 k/V:QdD Sb 3.设计说明书一份。 ]Q0+1'yuK uSK<{UT~3 三. 设计步骤 yTL<S ' 1. 传动装置总体设计方案 _D?`'zN 2. 电动机的选择 n:[GK_ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 0CRk&_ht 4. 计算传动装置的运动和动力参数 4PAuEM/z 5. “V”带轮的材料和结构 uPtS.j= 6. 齿轮的设计 Og~3eL[1%C 7. 滚动轴承和传动轴的设计 6,;7iA] 8、校核轴的疲劳强度 DnW*q/=w 9. 键联接设计 Qape DU; 10. 箱体结构设计 @.h|T)Zyr 11. 润滑密封设计 lGtTZcg 12. 联轴器设计 'w5g s}1D MUd
9R 1.传动装置总体设计方案: 'VTLp.~G~ IQ"9#{o 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ON<X1eU 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, w*"h#^1z 要求轴有较大的刚度。 Z6xM(*vg 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。 /DBldL7yi 其传动方案如下: )w++cC4/5 BTu_$5F 图一:(传动装置总体设计图) 3fWL}]{<a VaRP+J}UA. 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 .IJgkP)!] 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 u$?t |Ll 传动装置的总效率 B#U:6Ty η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; -<tfbaA 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Ki:.^ η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, g x~fZOF_ 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 Fb{kql= d=_Wgz,d 2.电动机的选择 \6U$kMGde S*-/#j 电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, `upxM0gc 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, e2PM^1{_ 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 ;K9rE3
[10;Mg 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 5E!G JxM[LvVi 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 ;<=B I! !:^lTvYWZH 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 b];p/V#
< b:w {7 D,H v(6({ 方案 电动机型号 额定功率 b0_Ih6 P .s!qf!{V` kw 电动机转速 C`0; 电动机重量 6X@$xe847[ N 参考价格 `Mxi2Y{vp 元 传动装置的传动比 S!;:7?mq 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 .oNs8._:
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 _#8OHG.x AGdFJ>/ 中心高 Dqw?3 KB 外型尺寸 8T#tB,<fFW 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 nBA0LIb 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 +$F_7Hx J!GWP:b3 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 f2y:K6$'l* "/zIsn7 (1) 总传动比 QIMoe'p 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 >&<~ (2) 分配传动装置传动比 ?U`~,oI0 =× 6HW8mXQh<h 式中分别为带传动和减速器的传动比。 /bd1Bi 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 +W6QtB6 4.计算传动装置的运动和动力参数 j}CZ* (1) 各轴转速 rIE
m ==1440/2.3=626.09r/min MZ{gU>K+ ==626.09/5.96=105.05r/min tJQFhY (2) 各轴输入功率 -W:te7 =×=3.05×0.96=2.93kW f/Lyc=-] =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 7jZ=+2 则各轴的输出功率: sr&hQ =×0.98=2.989kW azxGUS_i< =×0.98=2.929kW X. =% 各轴输入转矩 ,/=Fm =×× N·m d,_Ky#K5b 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· b5MCOW1+ 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m x dT1jI =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m ;ss,x
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m K6=i\ =×0.98=242.86N·m U '#Xwax 运动和动力参数结果如下表 &C.{7ZNt 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min V4PV@{G 输入 输出 输入 输出 ;e>pu"# 电动机轴 3.03 20.23 1440 Vk/!_) 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 \!erP!$x. 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 QD6in>+B@ Y'YvVI 5、“V”带轮的材料和结构 S<f]Y4A& 确定V带的截型 W]]@pbG"H\ 工况系数 由表6-4 KA=1.2 ^11y8[[ 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 K|q5s]4I V带截型 由图6-13 B型 pE<@ vCf{k 确定V带轮的直径 =peodj^ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm O]>FNsh ! 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s KkIxtFM 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm :/c40:[ &X^ -|7~N 确定中心距及V带基准长度 <]~FX25 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 f(^? PGO 360<a<1030 [p+]H?(A 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm R d?8LLz m+t<<5I[- 初定V带基准长度 J-6l<%962% Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 5 (Lw-_y# &DX&*Xq2 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm (Q_J{[F 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 1%v!8$ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ,eI2#6w|C $Z{ap 确定V带的根数 3tO= 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw >9Yo:b:f 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 vn]e`O>y 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 qT<OiIMj^ 带长修正系数 由表6-2 KL=1 78=a^gRB 'F\@KE-d V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 X=8CZq4 (R.l{(A 取Z=2 "Je*70LG# V带齿轮各设计参数附表 !O`aaLc ;;^OKrzWW 各传动比 3Kx&+ Y$vobi$ V带 齿轮 V<:)bG4;d 2.3 5.96 zS9HR1 d@$]/=% 2. 各轴转速n >@g+%K] (r/min) (r/min) ^\ N@qL 626.09 105.05 ,P%a0\ ;p/%)WW 3. 各轴输入功率 P }{R?i,j( (kw) (kw) mMNT.a 2.93 2.71 ^^9O9] n A<#A 4. 各轴输入转矩 T gB3Tz(! (kN·m) (kN·m) T{A_]2
G 43.77 242.86 aUGRFK_6$ W~!uSrY 5. 带轮主要参数 0r=KY@D 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) #FZoi:'Q 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 CeZ+!-lG 带的根数z ujLz<5gKuO 160 368 708 2232 B 2 KW&vX%i(. (GeOD V?U 6.齿轮的设计 0qCx.<"p8# qg`8f? (一)齿轮传动的设计计算 ^Fn~@' R0WI s:k2 齿轮材料,热处理及精度 >" &&,~ 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 `|rr<Tsy\ (1) 齿轮材料及热处理 g'%^-S ] 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 <Z>p1S 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 -p-<mC@<&S ② 齿轮精度 z#( `H6n: 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 [X\<C '< URo#0fV4C 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 :L6,=# 按齿面接触强度设计 U2DE zr q-3e^-S* 确定各参数的值: &gr)U3w ①试选=1.6 a(s%3"*Q 选取区域系数 Z=2.433 Ec/-f`8 aANzL 则 <5xlP:Cx ②计算应力值环数 V6CRl&ZKO N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) OsGKlWM/ =1.4425×10h 4g "_E N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) hmG^l4B.T ③查得:K=0.93 K=0.96 ol7^T ④齿轮的疲劳强度极限 |EjMpRNE 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: sT<XZLu []==0.93×550=511.5 skeXsls Jg2*$gL;_ []==0.96×450=432 mC,: .d 许用接触应力 l2S1?* +vSp+X1E ⑤查课本表3-5得: =189.8MP rQ:+LVfXjA =1 N+#lS7 T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 'ZXd|WI =4.47×10N.m Ltrw)H} 3.设计计算 =9;2(<A ①小齿轮的分度圆直径d qQ/<\6Sl 6$y$ VeW =46.42 "Ei' FM ②计算圆周速度 sq;nUA= 1.52 @krh <T6| ③计算齿宽b和模数 O V+|j 计算齿宽b ,mY3oyu b==46.42mm 7K`Z<v&* 计算摸数m b&_u+g 初选螺旋角=14 : 6|nXL
= [Q:C\f] ④计算齿宽与高之比 +)06*"I 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 !hc#il'g]. =46.42/4.5 =10.32 ()`cW>[ ⑤计算纵向重合度 -n#fj;.2_ =0.318=1.903 KM&bu='L^ ⑥计算载荷系数K :vWixgLg 使用系数=1 Pg%k>~i 根据,7级精度, 查课本得 D:DtP6 动载系数K=1.07, Pgh)+>ON 查课本K的计算公式: |-zefzD| K= +0.23×10×b 37U$9] =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 R GC DC*\ 查课本得: K=1.35 U_oei3QP 查课本得: K==1.2 mgL{t"$c 故载荷系数: hI}rW^o^ K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 F*{1, gb ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 8;+dlWp d=d=50.64 X6SqOb\(a ⑧计算模数 E!]d?t3b = o7^u@*"F 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 .'Rz
tBv 由弯曲强度的设计公式 +T*]!9%<`: ≥ - D^.I U!D\Vd ⑴ 确定公式内各计算数值 _2p D ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 'j oE-{ 确定齿数z $QC^hC 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 GW~ ZmK 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 bQBYzvd Δi=0.032%5%,允许 |*te69RX ② 计算当量齿数 2y` :#e`x1 z=z/cos=24/ cos14=26.27 bG&vCH;}% z=z/cos=144/ cos14=158 5lYzgt-oP ③ 初选齿宽系数 geJO#; 按对称布置,由表查得=1 N3SB-E+ ④ 初选螺旋角 ^ygh[.e, 初定螺旋角 =14 gVU&Yl~/^ ⑤ 载荷系数K @(I)]Ca%O K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 =! P ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y ZB5u\NpcW 查得: z>9gt 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 l>{+X ) 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 yaW HGre Zzea ⑦ 重合度系数Y eW.[M ?, 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 }v$T1Cw =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 rwCjNky! =14.07609 a/s6|ri`0 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 r>.^4Z@ ⑧ 螺旋角系数Y 6"PwOEt 轴向重合度 =1.675, HP
G*o Y=1-=0.82 +E8}5pDt }\wTV*n`X ⑨ 计算大小齿轮的 6j5?&)xJ 安全系数由表查得S=1.25 QCVwslj,K 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 DY' 1#$; 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 g4CdzN~ 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 Yt#e[CYnu 查课本得到弯曲疲劳强度极限 n=tg{_9f% 小齿轮 大齿轮 +:m'a5Dm xGVL|/?8 查课本得弯曲疲劳寿命系数: N%" /mcO K=0.86 K=0.93 ZW>?y$C+ v.pj
PBU1 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 (25v7Y] []= 97~*Z|#<+ []=
(U#9 WzxDnd<B -Yf pfNt 大齿轮的数值大.选用. 2%oo.?!R 53jtwklA ⑵ 设计计算 B}A7Usm 计算模数 L?~-<k ({l !'>? Ow7}&\;^- 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: wU =@,K Ne 9R
u'B6 z==24.57 取z=25 XkJzt >xa k 那么z=5.96×25=149 i][af S/l?wwD ② 几何尺寸计算 BoMf#l.3B 计算中心距 a===147.2 JkM f+! 将中心距圆整为110 3[E)/~- Z-BPC|e 按圆整后的中心距修正螺旋角 <u9U%Vsi wtL_c =arccos E%E3h1Ua k2S6 SB 因值改变不多,故参数,,等不必修正. *=O~TY<]( 3"OD" 计算大.小齿轮的分度圆直径 ZZXQCP6] h
r!Htew4 d==42.4 (&x#VmDL ]/y&5X d==252.5 ;2=H7dq 8`/nk`; 计算齿轮宽度 zFtRsa5+ I8 \Ka=w B= aH1mW;,1u s)~60c 圆整的 BEv>?T
0
l'2a?1/q 大齿轮如上图: YLfZ;W|6u k^IC"pUc 7TC=$y , O)tZ`X; 7.传动轴承和传动轴的设计 ^|(w)Sy >|[74#}7 1. 传动轴承的设计 JRC+>'}Xj ttwfWfX ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 i-b++R/WN P1=2.93KW n1=626.9r/min <R.5Ma T1=43.77kn.m 6J|Y+Y$ ⑵. 求作用在齿轮上的力 P*#H]Pv 已知小齿轮的分度圆直径为 lF\oEMd* d1=42.4 cIO7RD$8 而 F= ]tVU$9D F= F dfDz/sD* P>dMET F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 'j)xryw IR+dGqIjZb I]]3=?Y FX FTf2*T ⑶. 初步确定轴的最小直径 5Z 7 <X2 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 wPn#>\/L ov=[g l 24)3^1P\V ?dukK3u 从动轴的设计 @}K'Ic -|MeC 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, K.Tfu"6 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ;R E|9GR ⑵. 求作用在齿轮上的力 4dXuy>Km 已知大齿轮的分度圆直径为 1}C|Javkn d2=252.5 af61!?K 而 F= ?=B$-)/ F= F :t6w+h
2NLD7A F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N m
?a&XZ t%e}'?#^ vs/.'yD/C )QGj\2I ⑶. 初步确定轴的最小直径 Lt+ Cm$3 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 uoYG@L2 yVvO! 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 |hjm^{!TpW 查表,选取 y]B?{m``6 + RX{ 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 [V ~(7U 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 8,p nm Fu0 dYN ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sv0)sL 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 Kv'2^B `H6-g=C 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. CpuL[|51 \WG6\Zg0A D B 轴承代号 r#^/qs(~ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 3~~Kt H= 45 85 19 60.5 70.2 7209B <(dHh9$~ 50 80 16 59.2 70.9 7010C GsG.9nd 50 80 16 59.2 70.9 7010AC Z,%^BAJ D<5;4Mb 5F{NPKaQ v1Tla]d 0Ym+10g 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 `LU[+F8< 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, B#Cb`b" 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. fmf3Hp@ FS7 _ldD 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. f 4CS 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, U|QLc 高速齿轮轮毂长L=50,则 j+He8w-4 8"L#5MO t L=16+16+16+8+8=64 hI.@!$~= 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. e^)+bmh InnjZ>$ 5. 求轴上的载荷 +eSNwR= 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, 5+*MqO> 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. ;i*<HNQ h.PVR Awk b^[Ab:`}[V n qSjP5 2Wwzcvs@ @X@?jj& F!DDlYUz. NUBf>~_} HriY-=ji>a h"Qp e'D} mw2/jA7 传动轴总体设计结构图: hTZ& jFbj)!; <d89eV+ Fk(nf9M% (主动轴) :.8@ xVH 4D+S\S0bk "Sm'TZx 从动轴的载荷分析图: 8S*3W3HY cu{c:z~ 6. 校核轴的强度 rCt8Q&mzf 根据 ZfM DyS$. == c>I(6$ 前已选轴材料为45钢,调质处理。 M)sM G
C 查表15-1得[]=60MP 9e5XS\ 〈 [] 此轴合理安全 \ZN> 7?Vs .nDB{@# 8、校核轴的疲劳强度. <'WS -P%U ⑴. 判断危险截面 vmEbk/Vy 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. yW3!V-iA ⑵. 截面Ⅶ左侧。 ?|4Y(0N 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 -rg >y!L 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 :wWPEhK 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 dsJMhB_41U 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 p;#@#>h 截面上的弯曲应力 MTI[Mez vwF#;jj\ 截面上的扭转应力 K
qK?w*Qw == ]#$l"ss, 轴的材料为45钢。调质处理。 f/"?(7F 由课本得: % YgGw:wZ a -[:RJW 因 ;og[q 经插入后得 hIBW$ 2.0 =1.31 LDX>S*cL 轴性系数为 {"rYlN7, =0.85 :8(
"n1^ K=1+=1.82 {H F,F=W K=1+(-1)=1.26 ]lQLA
IQ 所以 {$
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$m h7?uM^p 综合系数为: K=2.8 ^9_4#Ep( K=1.62 vZ6_/ew8 碳钢的特性系数 取0.1 Z [[AmxE'l 取0.05 $3yzB9\a" 安全系数 &];:uYmMU S=25.13 (~k{aO S13.71 `8x.Mv ≥S=1.5 所以它是安全的 @#u'z~a) 截面Ⅳ右侧 ,ma4bqRMc 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 K>a@AXC &$H7vdWNy 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 a ]b%v9 A#;TY:D2 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 $!LL ta 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 zWA~0l.2 截面上的弯曲应力 PI-o)U$Ehv 截面上的扭转应力 sKCfI] ==K= ]ykMh K= ABG>W>H-S 所以 R?Ys%~5 综合系数为: (_ TKDx_ K=2.8 K=1.62 o[Gp *o\ 碳钢的特性系数 5f}GV0=n 取0.1 取0.05 c{(4s6D 安全系数
26[. te9 S=25.13 LX%UkfA9 S13.71 P`$Y73L ≥S=1.5 所以它是安全的 -~+Y0\%E >Y)FoHa+/ 9.键的设计和计算 1RU+d.&D ^MczumG[ ①选择键联接的类型和尺寸 =5kTzH. 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. k62KZ5| D 根据 d=55 d=65 < | |