福建農林大學機械設計課程設計說明書二級圓柱圓錐齒輪減速器

1、1 傳動簡圖的擬定1 2 電動機的選擇 2 3 傳動比的分配2 4 傳動參數的計算3 5圓錐齒輪傳動的設計計算3 6圓柱齒輪傳動的設計計算6 7軸的設計計算11 8鍵連接的選擇和計算20 9 滾動軸承的設計和計算 21 10聯軸器的選擇22 11箱體的設計22 設計總結25 參考文獻 26 1傳動簡圖的擬定 技術參數： 碾輪上的阻力矩為2800N 碾輪軸的轉速n=40 r / min , 允許有土 5%的偏差。 Pw = n = Pd = n=1500r/mi n 電動機型號： Y112M 4 i總= 11 = 12 = 13 = n1 =1470r/mi n n 2 =min n 3=min

2、 n 4 =40r/m in R = P2 = P3 = P4 = T| = N m T2= m T3= m T4= m z1 =35 z2=107 滴油潤滑 m =3 mm d1= mm d2 =321 mm z1 =24 工作條件： 混沙機由交流電動機帶動，單班制工作，工作時經常滿載、有輕微振動，工 作年限為五年。（設計時）。 1.3擬定傳動方案 傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒 輪減速器。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。 2電動機的選擇 電動機的類型：三相交流異步電動機（丫系列） 功率的確定 工作機所需功率Pw （kw）: Pw =Tn/9550=2800*

3、40/9550= 電動機至工作機的總效率n： 5 n = 1 X 1 X 2 X 3 X 4 x 5 =xxxxx = （1為聯軸器的效率，2為軸承的效率，3為圓錐齒輪傳動的效率，4為 圓柱齒輪的傳動效率，5為開式圓錐齒輪傳動的效率） 所需電動機的功率Pd （kw）: Pd = Pw/ n = 確定電動機的型號 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動 比和機構尺寸減小，其中Pm=4kN,符合要求，但傳動機構電動機容易制造 且體積小。 由此選擇電動機型號：丫180M 4 電動機額定功率Pm=,滿載轉速=1470r/min 電動機型號 額定功率 (kw) 滿載轉速 (r/m

4、i n) 起動轉矩/額 定轉矩 最大轉矩/額 定轉矩 Y180M-4 1470 選取B35安裝方式 3傳動比的分配 總傳動比：i總= nm/n出=1470/40= 設高速輪的傳動比為低速輪的傳動比為i2,開式圓錐齒輪傳動比為i3， 貝U i =i| i2 i3 = xx = i = （i - i 總）/ i總=0 符合要求。 4傳動參數的計算 各軸的轉速n(r/min) 高速軸I的轉速：n1 = :nm =1470 r/mi n 中間軸U的轉速：n2 = =n 1 / i1 =1470/= r/min 低速軸川的轉速：n3= :n 2 / i2 =490/=min 碾輪軸W的轉速：n4 = =

5、n3/ i3 =140/=40 r/min 各軸的輸入功率P (kw) 5 1 X 1 x 2 X 3 x 4 x 5 高速軸I的輸入功率： P|=PT*1 =* = 中間軸U的輸入功率： F2=p1* n 2* 3 =*= 低速軸川的輸入功率： P3=P* n 2* 4 =*= 碾輪軸W的輸入功率： F4=P* 5* n 2=*= 各軸的輸入轉矩T(N m) 減 i 減=總 / i3=12,選 i1 =, i2 = 減速器的傳動比為i減，開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4，選i3=, 高速軸I的輸入轉矩： T19550 R / n1 m 中間軸U的輸入轉矩： T29550 P2 / n2 m

6、 低速軸川的輸入轉矩： T39550F3 / n3 m Zi =91 m= z1 =30 z2=113 a= d1=90mm d2=339,mm B2 =95mm B1 =100mm d12=30mm d23 =35 mm 軸全長343mm l45=105mm 軸總長：296mm d12=60 mm d34 =70mm d67 =86mm l56 =12mm 軸總長：477mm 碾輪軸W的輸入轉矩：T49550 P4 / n4 5圓錐齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制 GB/T12369 1990齒形角20， 頂隙系數c*0.2，齒頂高系

7、數ha* 1，螺旋角m 0，軸夾角 90，不變位，齒咼用頂隙收縮齒。 根據課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS 根據課本表10-8，選擇7級精度。 傳動比u=z2/乙=3 節(jié)錐角，29018.4371.57 不產生根切的最小齒數：Zmin 2ha* cos 1 / sin2 = 選 z-i =35， z2=uz1=35*3=105 選取 z2 =107 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： 2 仏=3mu 試選載荷系數Kt =2 計算小齒輪傳遞的扭矩T1=x 105 R/n1 = X104N mm 選取齒寬系數R=

8、 計算應力循環(huán)次數 由課本表10-6查得材料彈性影響系數ZE 188MPa1/2 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim1 600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hiim2 550MPa 。 8 N2 N1 /u 2.76 10 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許用應力 試算小齒輪的分度圓直徑 代入 H中的較小值得 1 Ze 2KTi dit 即丁 = mm IHR 10.5 R U 計算圓周速度V dm1d1t 1 0.5 R 88.663 (1 0.5 0.3) 75.364 mm =(XX 1470) / (60X 1000) s 計算載荷系數

9、齒輪的使用系數載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表 10-2得Ka=。 由圖10-8查得動載系數Kv=。 由表10-3查得齒間載荷分配系數Kh = Kf =o 依據大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-19得軸承系數 K v = 由公式Kh =Kf =Kh be=接觸強度載荷系數K =Ka Kv Kh Kh =X X 1 X = 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 d1 d1tK/Kt =x V2.13/1.3 = mm m=/ 乙=35= 取標準值m = 3 mm。 計算齒輪的相關參數 d1 =mz1=3X 35=105 mm d2 =mz2 =3X 107=321 mm 1 arctan1/u 1

10、8.43 =18 6472 =90 - 1 =71 5313 校核齒根彎曲疲勞強度 確定彎曲強度載荷系數k=ka kv kf kf = 計算當里齒數 Zv1 = Z1 /cos 1 =35/cos 18.1 = zv2 = z2 /cos 2=107/ = 查表 10-5 得 YFa1 =, YSa1 =, YFa2=, YSa2 = 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 K FN 1 = K FN 2 = 取安全系數Sf = 由圖10-20C查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 FN1=500Mpa FN2 =380Mpa 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力 校核彎曲強度 根據彎曲強

11、度條件公式 滿足彎曲強度要求，所選參數合適。 6圓柱齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。 根據課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS大齒 輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS。 根據課本表10-8，混沙機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 試選小齒輪齒數z1 =26,則z2=uz1 = i2 z1 =24*91 初選螺旋角B =14。 按齒面接觸疲勞強度設計 公式：g 3三玄O VHdU 試選載荷系數Kt = 計算小齒輪傳遞的轉矩 T =x 105 p?/n2 = x 10N - mm 由表10-7選取齒寬

12、系數d=1 1 由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=188MPa2，由圖10-30查的區(qū)域系 數 Zh=o 由圖 10-26 查的0.78020.885貝U 21.72 需用接觸應力 h H 1H2558522.5540.25Mpa 2 2 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa，大 齒輪的接觸疲勞強度極限h imi =600Mpa。 計算應力循環(huán)次數 Ni 60n2 jLh=60XX 1X( 8X 250X 5) =x 108 N2=N1/u= X 108/= X 108 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KhN10.93 , Khn2 0.95。

13、計算接觸疲勞許用應力取安全系數S=1取失效概率1% H 1 KHN1-Hlim1 =X 600=576MPa 1S H 2 KhN2 Hlim2 =X600=588MPa S 試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入h中的較小值得 1廠 % 3 ZhZe2如(J HdU 計算圓周速度 d1t r)23.14 79.08 459.375 , v =m/s=s 60 1000 60 1000 計算齒寬b bd d1t=1X = 計算齒寬與齒高之比- h 模數 mt d1=*cos14 /24= Z1 齒高 h 2.25mnt =X = b= h = 計算縱向重合度0.318 dZ1tan0.318*1*

14、26* tan 2.06 計算載荷系數 根據v=s,由圖10-8查得動載荷系數Kv=; 直齒輪，由標10-3查的Kh = Kf = 由表10-2查得使用系數Ka = 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， Kh =。 由b = , Kh =查圖10-13得Kf =；故載荷系數 h K =K A KV Kh Kf =1 xxx = 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 di dit=79.082 冷2379 = Kt 1.3 計算模數m mn d1cos = x cos14。/24= Z1 按齒根彎曲強度設計 公式為 mn J2KT1Y2COS - Maa d Z1F 由

15、圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 450MPa，大齒輪 彎曲疲勞強度 fe2 450MPa 據縱向重合度2.06，從圖10-28查的螺旋角影響系數Y 0.88 計算當里齒數和齒形系數 當量齒數 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-20C查的小齒輪彎曲疲勞強度fe1 550Mpa 小齒輪彎曲疲勞強度fe2 600Mpa 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1=, Kfn2 = 取彎曲疲勞安全系數S=,則 k f 1FN； FE1 =x 500/=325 Mpa f 2 Kfn2 FE2 =x380/= Mpa S 計算載荷系數k k =ka Kv Kf Kf =1xxx = 查取齒

16、形系數 由表 10-5 查得 YFa1=，YFa2 查取應力校正系數 由表 10-5 查得 Y591=，Ysa1 計算大、小齒輪的 YFaYsa并加以比較 F YFa1YSal = F 1 丫Fa2丫Sa2 =X =大齒輪的數值大。 F 2 設計計算 2 1.3 2.98 100.686 0.01452.374mm 1 242 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的模數，取 m=，已可滿足彎曲強度，但為同時滿足接觸疲 勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di=111mm來計算應有的 齒數。于是由 z1 = d1cos =盹791 cos14 29.59

17、730 mn 大齒輪齒數：z2=30X =，即取z2=113 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根 彎 曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。 幾何尺寸計算 計算中心距 Z1 Z2 mn a= 2cos 38 1333214.5mm 2 cos14 圓整 a=265mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 因B值改變不多，故參數 、K、ZH等不必修正 計算分度圓直徑和齒輪寬度 dzm/cos =30X 3/。=90mm d2 = z2 mn/ cos =113x 3/ =339mm b= d d1=1 x 90mm=90mm 取 B2 =95mmB1=100mm 7軸的設計計

18、算 輸入軸設計 求輸入軸上的功率pi、轉速ni和轉矩Ti 5=n1=1470r/minT1= N m 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 d m1 1 0.5 r 102 (1 0.5 0.3) 86.7mm mm Fr Ft tan cos 12491 tan 20 cos16.38869.9 N Fa Ft tan sin 12491 tan 20 si n16.38 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本 表 15-3，取 A0115，得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10% 15%取d12=35 mm左右。輸入 軸的最小直

19、徑為安裝聯軸器的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12與聯 軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tea KaT1，查課本表14-1，由于轉矩變化較大， 故取KA 1.3，則 Tea KAT 1.3 108130140569N mm 140.569N m，因輸入軸與電 動機相連，轉速高，轉矩小，選擇彈性套柱銷聯軸器。電動機型號為 Y200L 4,由指導書表12-4查得，電動機的軸伸直徑 D= 48 mm。查 指導書表8-5，選LT8型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 250N m,半聯軸器長度L, 112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 為 84mm 擬定軸上零件的裝配方案

20、 為了滿足半聯軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段 的直徑d23 =35 mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=40 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為 L=84mm為了保證軸端 擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應 比L略短一些，現取l12 82mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子 軸承，參照工作要求并根據d23 =35 mm,由指導書表6-7，初步選取 03系列，30308軸承 其尺寸為d D T B 40 90 25.25 23，故 d34 d56 40mm，而為了利于固定l34 23mm。由指導

21、書表15-1查 得 d45 50mm。 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d67 35mm ；齒輪的左端與套筒之間采用 套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 50mm應使套筒端面可靠地壓緊 軸承，滾動軸承與 軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，全部倒角為2 45。 根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險截面。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T T3 =108000N- mm 計算軸危險截面處的M H、MV及M的值列于下表: 聯軸器附加徑向載荷Fc計算 Fc作用下的受力分析

22、如圖f 由受力平衡的 Frci2237.2 N Frc2 797.1N 作彎矩圖Mc,如圖g所示 M總 M Mc,如圖h 綜上可知：危險截面在靠近聯軸器的軸承支點處 M=206778N/mm,T=108000N/mm 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 0.6，軸的計算應力。 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15-1查得許用彎曲應 力 1 60MPa，因此ca 1 ,故安全。 中間軸設計 求輸入軸上的功率P2、轉速門2和轉矩T2 P2 = n2 =min T2= m 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑 d1 =9

23、0 mm 2T2 _2 370800 7490.9N d1 90 已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑 dm2d2t 1 0.5 R 339 (1 0.5 0.33) 288.15mm Fr2 Ft2 tan cos 12443.8 tan20cos69.17316.3 N 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據課本 表 15-3，取 A 114，得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin 40mm 擬定軸上零件的裝配方案如圖 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子 軸承，參照

24、工作要求并根據d12=d56 40mm，由指導書表6-7中初步 選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308,其尺寸為 d D T 40 90 25.25，所以d12=d56 =40mm這對軸承均采用套筒 進行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取 套筒外直徑55mm內直徑50mm 取安裝圓錐齒輪的軸段d23 50mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定 位，已知錐齒輪輪轂長L 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端 面，此軸段應略短于輪轂長，故取 58m m,齒輪的右端采用軸肩 定位，軸環(huán)處的直徑為d34 60mm。 已知圓柱直齒輪齒寬R=106mm為了使套筒

25、端面可靠地壓緊端面，此軸段 應略短于輪轂長，故取l45=105mm 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推 算出，箱體對稱則：取軸肩134 14mm 156 64mm, 112 55mm 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位米用平鍵連接，按 d23由課本表6-1查得平鍵截面 b h 14 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 51mm同時為保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；圓柱齒輪的周向定 m6 位米用平鍵連接，按d45由課本表6-1查得平鍵截面b h 16 10mm，鍵槽 用鍵槽銑刀加工，長為97mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故

26、選擇齒輪輪轂與軸的配合為 旦工；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來 m6 保證的，此處選軸的尺寸公差為 k6。確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2 45。 根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險危險截面。 綜 上 可 知： 危 險 截 面 在 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T T2 =370800N- mm 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的Mh、 Mv及M的值列于下表 靠近聯軸器的軸承支點處 M =531046N mm,T=370800N m 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表中的數據及軸的單向旋轉

27、，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15-1查得許用彎曲應 力 ! 60MPa，因此ca !，故安全。 輸出軸的設計 求輸入軸上的功率5、轉速厲和轉矩 P3 = n3=min 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 2T32 1360000 7619N d2=339mm Ft d2339 Fr Ft tan =7619tan202773.3N cos 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據課本 表 15-3，取 A 112，得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有

28、兩個鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin 60mm 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 由圖可得d12為整個軸直徑最小處選d12=60 mm。 為了滿足齒輪的軸向定位，取d23 65mm。根據鏈輪寬度及鏈輪距 箱體的距離綜合考慮取l12104mm， l23 55mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸 承，參照工作要求并根據血二小了* 70mm，由指導書表6-7中初步選 取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸為 d D T 70 150 38，所以d34=d78=70mm這對軸承均采用套筒進 行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定

29、位軸肩高度，因此取 d45 82mm。去安裝支持圓柱齒輪處直徑 d56 86mm。 已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段 應略短于輪轂長，故取l67=93mm 由于輸出軸在箱體內部長為235mm軸承30214寬為38mm可以得 出 l34 36mm， l45 94mm， 178 83mm。 至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67由課本表6-1 查得平鍵截面b h 25 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 88mm同時為 H 7 保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為一；鏈 m6 輪的周

30、向定位米用平鍵連接，按d12由課本表6-1查得平鍵截面 b h 18 11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 92mm同時為保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為空；滾動軸承與軸的周 m6 向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2 45。 求軸上的載何 根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的M H、M V及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T T3 =13

31、60000N- mm 聯軸器附加徑向載荷Fc計算 Fc作用下的受力分析如圖（5） Frc1 137386N 由受力平衡的 Frc2 4672.6N 作彎矩圖Mc，如上圖所示 M總 M Mc，如上圖所示 綜上可知：危險截面在靠近聯軸器的軸承支點處 M=m,T=1360N/m 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力, 0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理, 由課本表15-1查得許用彎曲應 1 60MPa，因此ca 1 ,故安全。 鍵連接的選擇和計算 輸入軸與聯軸器的鏈接 軸徑d1230mm，選取的平鍵界面為b 10 8mm，長 L

32、=70mm 由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度 t1 。圓角半徑r=。查課本表 6-2得，鍵的許用應力p 110MPa。有k=， 3 2T 1032 108863 p30.24Mpa p d l k 30 60 4 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 l =L-b。 p滿足強度要求。 軸徑d67 35mm，選取的平鍵界面為b 10 8mm，長 L=42mm 由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度 t1 。圓角半徑r=。查課本表 6-2得，鍵的許用應力p 110MPa。有k=，l=L-b。 2T 103 d l k 2 108000 35 32 4 48.29Mpa 滿足強度要求

33、中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑d2350mm，選取的平鍵界面為b h 14 9mm,長 L=51mm 由指 導書4-1得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度t1 圓角半徑r=。查課本表6-2 得，鍵的許用應力 p 110MPa。有k=，l=L-b 3 2T 102 297280 p 71.42Mpa p d l k50 37 4.5 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接 p 滿足強度要求。 軸徑d45 55mm，選取的平鍵界面為b h 16 10mm，長 L=97mm 由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度t1 。圓角半徑r=。查課本表 6-2得，鍵的許用應力 p 110MPa。有k=，l=L-b。 3

34、 p 2T 102 370800 35.02Mpa p滿足強度要求。 p d l k55 77 5p 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑d6782m m,選取的平鍵界面為b h 25 14mm，長L=88mm由 指導書表4-1得，鍵在軸的深度t=，輪轂深度 t1。圓角半徑r=。查課本表 l=L-b。 6-2得，鍵的許用應力 p 110MPa。有k=， 3 滿足強度要求。 2T 102 1360000 p 75.21Mpa p d l k 82 63 7 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接 軸徑d12 60mm，選取的平鍵界面為b h 18 11mm，長 L=92mm 由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度t=，輪

35、轂深度 圓角半徑r=。查課本表 6-2得，鍵的許用應力p 110MPa。有k=， 2T 1032 1360000 p 102.1Mpa d l k 60 74 5.5 9滾動軸承的設計和計算 l=L-b。 p 滿足強度要求。 輸入軸上的軸承計算 （30308圓錐軸承） 由已知可得：n1 =1470r/min， Fr1 1662N , Fr2 4295 N , Fa 300N108KN Cr 90.8KN e=，Y= 求兩軸承的軸向力 Fd1 Fn /(2Y)1662/(2 1.7)N488.8N F d2 Fr2/(2Y)4295/(2 1.7)N1263N , Fa1 Fd2 Fa 1518.6N Fa? Fd2 1263N 求軸承當量動載荷R和P2 Fa1 1518.6 0.91eFa2 1263 0 2914600h 60n P60 14704295 故可以選用。 中