機械設計實施方案(帶傳動組)

1、一、課程設計目地與要求機械設計課程設計是機械設計課程地最后一個教學環(huán)節(jié)，其目地是：1） 培養(yǎng)學生綜合運用所學知識，結合生產(chǎn)實際分析解決機械工程問題地能力2） 學習機械設計地一般方法，了解和掌握簡單機械傳動裝置地設計過程和進行 方式3）進行設計基本技能地訓練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標準和規(guī)范要求學生在課程設計中1）能夠樹立正確地設計思想，力求所做設計合理、實用、經(jīng)濟；2）提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍 了事地作風3）掌握邊畫、邊計算、邊修改地設計過程，正確使用參考資料和標準規(guī)范4）要求圖紙符合國家標準，計算說明書正確、書寫工整，二、設計正文1設計題

2、目及原始數(shù)據(jù)設計帶式輸送機用二級齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：1）輸送帶工作拉力 F= 4660 N;2）輸送帶工作速度v=0.63m/s（允許輸送帶速度誤差為土 5 %）;3）滾筒直徑D=300 mm;4）滾筒效率n = 0.96 （包括滾筒和軸承地效率損失）;5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6）使用折舊期 8年；7） 動力來源：電力，三相交流，電壓380V ;8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)2設計內(nèi)容：1） 傳動裝置地總體方案設計；選擇電動機；計算運動和動力參數(shù)；傳動零件地設計2）繪制裝配圖和零件圖3）設計計算說明書一份，包括：確定傳動裝置地總體方案，選擇電動機，計

3、算運動和動力參數(shù)，傳動零件地設計，軸、軸承、鍵地校核，聯(lián)軸器地選擇，箱體地設計等.b5E2RGbCAP一.選擇電動機；1.選擇電動機（1）選擇Y系列三相異步電動機（2）電動機地容量由電動機至工作機地總效率為n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5式中各部分效率由設計資料查得：普通V帶地效率n仁06,一對滾動軸承地效率n 2=0.99 (初選球軸承)，閉式齒輪傳動效率 n 3=0.97 (初定8級)，十字滑快聯(lián)軸器地效率n 4=0.97，卷筒傳動效率 n 5=0.96.P1EanqFDPw總效率為 n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5=0.96*0.99 4*0.

4、97 3*0.96=0.808電動機所需功率為 Pd=(F*v)/(1000* n )=3.634kw(2)確定電動機地轉速卷筒軸工作轉速為nw=(60*1000*v)/(二 d3=40.107r/mi n且初步估取電動機地額定功率為4kw又優(yōu)先選用同步轉速為1000r/min或1500r/min地電動機.有設計資料電動機部分選用Y132M1-6或Y112M-4型電動機，同時查得 Y132M1-6地滿載轉速為 960r/min,總傳動比DXDiTa9E3di總=門d/nw=960/40=24，過小，故不選.綜上所述，選取 Y112M-4型電動機.其主要性能見表電動機型 號額定功率滿載轉速堵轉轉

5、矩 額定轉矩質量Y112M-4414402.243外形和安裝尺寸見下表;機座號中心高安裝尺寸軸伸尺 寸平鍵尺寸外形尺寸HABDEF*GDG/D1AC/2AD112M11219014028608*742004:65! 115190二分配各級傳動比總傳動比為匚=叮 =144W477167=35.93755由式i=ii*i2,式中ii和i2分別為V帶傳動和減速器地傳動比.按傳動比分配注意事項,i i 齒，初步取 i 帶=2.99, i 齒=i/i 帶=35.937/2.99=12.019.又在減速器中，取 i1=3,i 2=4.006.RTCrpUDGiT三. 計算運動和動力參數(shù)(1)各軸轉速：n

6、= nm /r帶=H45/2.99=481.605r/minnn =niinmnni2=27)l570/3.-506=47-624r/mmin=4844005/3=1275350cr7min5.3 min卷筒軸 n34*8.9*6=3.489kw 5-3084Pn = R *n 5=30884*00998)*97-=3835kW0982Prn = Pn * n 2* 5-09835*0)978C).0998.2l7kW963P W = Prn 戸松*4=3509829電7=3.08漏 4-8963(3)各軸地輸入轉矩：P= 9550 丄=635l205mNm同理，Tn刖題1969%矛融2355

7、)T w =736.137nm將計算數(shù)值列于下表:軸號轉速 n (r/min )輸入功率P(kw)輸入扭矩(N m)電動機軸1440I軸481.6053.48969.185n軸160.5353.35199.287川軸40.0743.217766.640軸40.0743.089736.137四設計計算窄V帶傳動1. 確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)Ka=1.2，故FCa=K*P=1.2*4=4.8kw2. 選取窄V帶帶型根據(jù)Pca、ni由圖8-9 (課本上)確定選用 SPZ型3. 確定帶輪基準直徑由表8-3和表8-7取主動輪基 ddi=71mm根據(jù)式8-15，從動輪基準直徑 dd2= i*

8、d d1=213mm按式8-13驗算帶地速度 是280HBS，大齒輪材料為 45鋼(調(diào)質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS.由公式V1二 d d 1 n 16000(m / s)V2二 d d 2 n 26000(m / s)得 V 1=5.353m/s35m/s.故帶地速度合適.4. 確定窄V帶地基準長度和傳動中心距根據(jù) 0.7* (dd1+dd2)a120o故主動輪上地包角合適.6. 計算窄V帶地根數(shù)Z由式 8-22 知：Z=Fla/(P o+Po)*K a *Kl由 nm=1440r/min, dd1=71mm,i=3,查表 8-5c 和 8-5d 得FO=1.237k

9、w Po=0.217kw查表8-8得Ka =0.947，查表8-2得則代入公式計算得：取Z=4根7.計算預緊力Fo由式8-23知 fZ=3.7090 _查表得q=0.07kg/m，故2fec&=0.94e fv1fvOtqvFo=185.819N8.計算作用在軸上地壓軸力Fp由式得：F p 二 2 zF 0 cos2 zF 0 cos(2 zF 0 sin2代入數(shù)據(jù)得：H=1462.51N.五減速器內(nèi)傳動零件地.設計計算高速齒輪組地設計與強度校核1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動； 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用A.B.8 級精度(GB10095

10、 88);C.材料選擇.由表10 1選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質)，硬度D. 初選小齒輪齒數(shù) 乙=24，大齒輪齒數(shù)為 Z2 =4.006*乙=96.144，取Z2 =96.E.初選螺旋角3 =14 :2) 按齒面接觸強度設計dit_32KtT1(u1)(ZHZE)2V6確定公式內(nèi)地數(shù)值A. 試選 Kt=1.6，由圖10 30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433B. 由圖 10 26 查得 估=0.78；a2 =0.88 所以；a =1.66C. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d =1D. 查表10 6得材料地彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MPa 2E. 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪地 接觸

11、疲勞強度極限為二H lim 1 =600MPa ；大齒輪地接觸疲勞強度極限為二H lim 2 =550MPa jLBHrnAlLgF. 計算應力循環(huán)次數(shù)9N1 =60nj Lh =60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472*10同理 N2=7.825* 108由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 =0.9 ,KHN 2=0.95G. 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為 S=1 ,則卜 H 1= Khn 1 二 H lim 1/S=540MPa卜 H 2= Khn2 H im 2/S=522.5MPa所以二H= (540+522.5) /2=531.25MP

12、aH. 由以上計算知：小齒輪傳遞地轉矩計算=69.185Nm=69.185*10NmmA. 由小齒輪分度圓直徑d1t=50.123mm3 2K(u 1)(ZhZe)2 V*daU( h)B. 計算圓周速度v=二 d1t m60*1000=1.264m/sC. 計算齒寬b及模數(shù)mntb= d d1t =50.123mmmnt =蟲壬=2.026佔h=2.25* mnt =5.065mmb/h=9.896D. 計算縱向重合度；1=0.318 d 乙 tan3 =1.093E. 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù) Ka=1，根據(jù)v=1.264m/s , 8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) Kv=1.14 ；

13、由表 10-4 查得 XHAQX74J0X；610+0-3*b=1.804;查圖 10-13 得 Kf 1 =1:62；查表 10-3 得 KHa = KFa =1.4所以載荷系數(shù)K =KAKvKHa Kh-：=2879F.d1按實際載荷系數(shù)校正所算得地分度圓直徑=43965mmG.計算模數(shù)d1 cosPmn = 2.7658mm3)按齒根彎曲強度設計由式10-17:、2KT1Ypcos2BYFaYsa mn r粧花乩確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K = Ka Kv KFa KF =2.586B. 由縱向重合度；*1.903，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù) Y=0.88C. 計算當量齒數(shù)乙Zv

14、= 26.27 同理 Zv2=105.089COS PD. 查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得齒形系數(shù) YFai =2.592； YFa2 =2.146E. 查取應力校正系數(shù) Ysal =1.595； Ysa2 =1.794F. 由圖10-20C查得小齒輪地彎曲疲勞強度極限；fE1 =500MPa ；Fe2 =380MPaG由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.85 ； KfN2 - 0)8(8H.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4;則二Fh凹=303.57MPa ；同理二 F2=238.86MPaS計算大、小齒輪地YFaYsa，并加以比較QfYFa1Ysa1 =0

15、.01365YFa 2Ysa2 =0.0163261二 F】2所以，大齒輪地數(shù)值大5)設計計算：2KT1Y0cos2 PYFaYsamn 王312=1.716mmV*d Z1 爲g對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算地法面模數(shù)，取 mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑* = 603965mm來計算應有地齒數(shù).于是有LDAYtRyKfE d1 cos PZ1-=29.577 取 乙=30 貝U Z2= UZ1 =120.18.取 Z2=120mn4.幾何尺寸計算1) 計算中心距a=（Zl 乙）mn

16、 = 154504mm將中心距圓整為 155mm2cosP2）按圓整后地中心距修正螺旋角P arccos（ZZ2）m15.5=63535，c3l382a因3值改變不多，故參數(shù) ；a、K ZH等不必修正.3）計算大、小齒輪地分度圓直徑di 二 Zimn =0B3009mm同理 d2=248.001mmcos -4）計算齒輪寬度b= dd1 =62.000mm圓整后取 B2 =655nmB1 =70mm此時傳動比i2=4,i帶=2.99,i 1 =3.005，經(jīng)修正后得：軸號轉 速n(r/mi n )輸入功率P（kw）輸入扭矩（N- m）I軸481.6053.48969.185n軸160.2683

17、.35199.619川軸40.0673.217766.774軸40.0673.089736.266 低速齒輪組地設計與強度校核1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如課本上圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動.B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095 88）;C. 材料選擇.由表10 1選擇小齒輪材料為40 Cr （調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS.Zzz6ZB2LtkD. 初選小齒輪齒數(shù)Z3=24，大齒輪齒數(shù)為Z4 =3.005* Z3=72.12，取72.2) 按齒面接觸強度設計由設計計算公式

18、進行試算d3t _3 2KtT2(U1(ZhZe2Bh確定公式內(nèi)地數(shù)值A. 試選 Kt=1.3，由圖10 30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433B. 由圖 10 26 查得 ；a3 =0.771；a4 =0.980 所以 ；a =1.751C. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d =1D. 查表10 6得材料地彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MPaE. 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪地 接觸疲勞強度極限為:二H lim 3 =600MPa ;大齒輪地接觸疲勞強度極限為:二H lim 4 =550MPadvzfvkwMI1F. 計算應力循環(huán)次數(shù)8N3 =60nj Lh =60*160.268*1*(2

19、*8*365*8)=4.493*10同理 N4=1.495* 108由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN3=0.94Khn 4=0.98G. 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為 S=1，則-H 3=KHN3 H lim 3/S=564MPa卜 H 4= Khn4 H lim 4/S=539MPa所以 二 h =592.4MPa3) 計算A. 小齒輪分度圓直徑所以d3t3 2KtT2(u 1)(ZhZe)2 V怙aU(叭丿=81.207mmB. 計算圓周速度二 d3t rh60*1000=0.681m/sC. 計算齒寬b及模數(shù)J .b= d d3t =1*81.207=81.

20、207mm=d 3t/Z1 =3.384mmh=2.25*=7.613mmb/h=10.667D. 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) Ka=1，根據(jù)v=0.681m/s , 8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1 ;直齒輪，假設 KA*Ft/b3：2KT2Y0COS2 EYFaYsaV訴f確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K = K A K v K Fa Kf|.： = 1.782B. 查取齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)YFa3 =2366；YFa4 =2236應力校正系數(shù) YSa3 =1.58 ；YSa4 =1.754C. 由圖10-20C查得小齒輪地彎曲疲勞強度極限匚FE3=500MPa

21、 ；-fe4 = 380MPaD. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3=O.90 Kfn4=0.95E. 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4；則K FN 3。FE 3f b = =32l.743MPa；; 同理 QF4=241.571MPaF. 計算大、小齒輪地正丁，并加以比較丫Fa3丫Sa3=0.01348二 F 3丫Fa 4YSa4二 F 4=0.01624大齒輪地數(shù)值大5) 設計計算mn2KT2Y:cos2 YFaYsa=2.791mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算地法面模數(shù)，取mn=3.0mm，已可滿足彎曲強度.但為

22、了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑d3 = 92656mm來計算應有地齒數(shù).于是有EmxvxOtOcoZ3 =(drmCS.656/3=30.885, 取 Z3 =31 則 Z4 =uZ3 =93.155,取 Z4=933m這樣設計出來地齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費.SixE2yXPq56) 幾何尺寸計算A. 計算大、小齒輪地分度圓直徑d1=Z1*m=31*3=93mmd2=Z2*m=93*3=279mmB. 計算中心距a=(d i+d2)/2=186mmC. 計算齒輪寬度b= dd3 =93mm圓整后取 B4 =

23、955nmB3 =100mmP7)驗算 Ft=2* Ti /帀9550.88肝 35.2050niKA*Ft/b=46.16100.故合適.8)此時i帶=2.99,i1=3,i2=4,經(jīng)再次修正后得:軸號轉 速(r/mi n )n輸入功率P(kw)輸入扭矩(N- m)I軸481.6053.48969.185n軸160.5353.35199.287川軸40.1343.217765.499軸40.1343.089735.036六校驗傳動比實際傳動比為i實=2.99*3*4=35.88總傳動比i總=35.937所以傳動比相對誤差為()/35.937=0.159%七軸地結構設計及計算一 高速軸地設計與

24、計算1) 列出軸上地功率、轉速和轉矩由前面分析知：Pi =3.489佔 5.3485* 0.9925 二 5.384n =481.605r/minpTi =69.585Nm= 35.2050n2) 求作用在齒輪上地力因已知低速級大齒輪地分度圓直徑為62.000mmP而圓周力 Ft=2*T /d190.774N35.2050n一亠,tan an徑向力 Fr=Fr =Ft- -839.378NCOS P軸向力Fa = Ft tan p =213832323) .初步確定軸地最小直徑選取軸地材料為45鋼，調(diào)質處理.由表15-3，取A0=112，于是得:PTdmin =人0% *7676mm md i

25、 - n,為了便于制造，故初選d i - n =25mmV n3輸出軸地最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸地直徑4.軸地結構設計1) 擬定軸上零件地裝配方案本題地裝配方案如上述分析所述，按課本上P48圖5-34所示裝配.2) 根據(jù)軸向定位地要求確定軸地各段直徑和長度為了滿足軸向定位要求，I-H軸段右端制出一軸肩，故取n -川段地直徑dn -山=35mm;并根據(jù)帶輪地寬度選 L -n =B=(Z-1)*e+2*f=38mm. 6ewMyirQFL初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力地作用，故選用角接觸球承.參照工作要求并根據(jù) dn-山=35mm由軸承中初步選取 0基本游隙組、標準精度級地角接

26、觸球軸承7008C.起尺寸為d*D*B=40mm*68mm*15mr故取dm_童=dw_別=40mn,且取擋油板寬度為10+2mm故Lm_出=B+10+2=27mm顯然，d_v =dm_出+2*h起軸肩定位作用，故取dw-v =55mm根據(jù)計算，顯然齒根圓到鍵槽底部地距離Xe 1Fa2Fr2FM474= 875?49/23054.976=e21151故對軸承 1，X 1=0.44，Y 1=1.275對軸承 2，X2=1，Y2=0按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1,則：P1=fp*(X 1 Fr1+Y1F a1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N TlrRGchYzg

27、P2=f p*(X 2Fr2+Y 2Fa2)=X 2Fr2=Fr2=2054.976N4）驗算軸承壽命因為 PiP2，所以按軸承2地受力大小驗算10又 n=481.605r/min,C=20000N, =3,代入計算得:60 n31899.596105.46 故所選軸承可滿足要求.（3）鍵聯(lián)接計算60 n由以上計算得與帶輪連接地直徑為25mm長度為38mm今采用圓頭普通平鍵 A型,b*h=8*7mm,長度 L=32mm 鍵地材料為 45 鋼.7EqZcWLZNX又鍵地工作長度 l=L-b=32-8=24mm,轉矩為 T=T1=69.185*10 3 Nmm因此擠壓應力(T p=(4*T)/(d

28、*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.P= 100Mplzq7IGf02E故此鍵聯(lián)接強度足夠kl2Tklda二卜p.中間軸地結構設計 1.初步確定軸地最小直徑選取軸地材料為45鋼，調(diào)質處理.由表15-3，取 人=115，于是得:JP3d min =347666mm m軸地最小直徑是安裝在軸承上地，同時選角接觸球軸承拼根據(jù)dmin =3A066fmim可選767%7207C，其尺寸為 d*D*B=35*72*17mm. zvpgeqJ1hk2.軸地結構設計1）顯然 di -n =dv-W =35mm且查表知 B=17mm所以：L i - n =B+10+A2+2=39

29、mmL v - w =B+10+A 2+2.5+2=41.5mm2)取安裝齒輪處地軸段n-川和W - V直徑為 dn - m =d w - v =40mm且由齒輪寬度得：Ln -m =100-2=98mm,Lw - V =65-2=63mm3）由以上分析知：-w =d n-山 +2* ( 5.458.5 ),取 d 山-w =50mm 且 L山-w =3-2.5=9.5mm NrpoJac3v14)小直齒輪地作用點與右支撐受力點間地距離為：l 1=L i - n - a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取 11=71mm大斜齒輪地作用點與左支撐受力點地距離為l 2=Lw

30、-v _a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取 l 2=56mm.小直齒輪與大斜齒輪地作用點地距離為1 3=Bi/2 +B2/2+L 山-w =50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齒輪上地力：3已知 d2=93mm而 Ft=2*/dn =2*199.287*10 /93=4285.742NFr=Ft*tan a n=4285.742*tan20 =1559.882N圓周力R及徑向力Fr地方向如圖所示由以上計算得:載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3466.982N Fnh2=3050.534NFnv1 =-963.266NFnv2 =242.76

31、2N彎矩MMH1=246155.722NmmM H2=170829.904NmmM V1 =68391.886NmmMv2=13594.672Nmm總彎矩MM1=( M h2+M V12)1/2=255480.116Nmm2 2 1/2M 2=(M h +M V2 ) =171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm6.按彎扭合成應力校核軸地強度校核時，由以上分析可知危險截面B最危險，取a=0.6,軸地計算應力Jm2 +(aT3)2-ca32.65Mp aW前已選定軸地材料為45鋼，由表查得二=60MPa，因此是安全地.(2)滾動軸承計算 中間軸地軸受力分析簡圖如圖(e)1) 軸承1和

32、2地徑向力分別為Fr1= ： F 2NH 1 F 2NH 1 =3548.421N211.72 =474NFr2= - F 2NH 2 F 2 NH 2 Po60938n 360.32 =1151N2) 2)由滾動軸承標準查得7207C型附加軸向力為 Fd=e*Fr.先初取e=0.4,因此可估算Fd1=0.4*F r1=0.4*3598.311=1439.324NFd2=0.4*F r2=0.4*3060.178=1224.071N按式 13-11 得：Fa1=Fd1=1439.324NFa2=Fd 什Fae=1657.856N所以：Fa1/C0=1439.324/20000=0.07196同

33、理，F(xiàn)a2/C 0=0.0829nowfTGAKl由表13-5進行插值計算得：e1=0.444,e2=0.456再計算Fd1=e1 *F r1 =0.444*3598.311=1597.65NFd2=e2*F r2=0.456*3060.178=1395.441NFa1=Fd1=1597.65NFa2=Fd1+Fae=1597.65+218.532=1816.182N所以：Fai/Co=1597.65/2OOOO=O.O799Fa2/Co=1816.182/2OOOO=O.O91綜上兩次計算相差不大，因此確定：厲=0.4442=0.456 , Fai=1597.65N , Fa2=1816.1

34、82NfjnFLDa5Zo3) 求當量動載荷Pi和P2因為=1141824/3598.31 仁0.399e2Fr21151故對軸承1，X1=1，丫1=0對軸承 2，X2=0.44，丫2=1按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1,則：P1=f p*(X 1 Fr1+Y1F a1)=fp*X 1Fr1 =3598.311NP2=f p*(X 2Fr2+Y 2Fa2)=X 2Fr2+Y 2Fa2=3004.334N4) 驗算軸承壽命10 6 c ；因為pLp?,所以按軸承2地受力大小驗算60 n I P 丿L =10 6C、又 n=16L.535i7min60 C=3050pN, s =3,代入計算得：1

35、08583.2h=18.59年故所選軸承可滿足要求.(3) 鍵聯(lián)接計算由以上計算得與小直齒輪及大斜齒輪連接地軸徑d=40 mm今采用圓頭普通平鍵 A型， b*h=12*8mm,長度 L 直=90mm L 斜=56mm鍵地材料為 45 鋼.tfnNhnE6e5又鍵1地工作長度I 1 =L1 -b=90-12=78mm,3鍵2地工作長度 因此擠壓應力(T p1=(4*T)/(d*h*lI 2=Lz-b=56-12=44mmF 2TCTp1 )=4*199.287*1000/(40*8*7p kl kld】a=p00MpaV7l4jRB8Hscr p2=(4*T)/(d*h*l2)=4*199.287*1000/(40*8*44)=56.616Mpa=100Mpa83lcPA59W9轉矩為 T=T=T2=199.287*10 NmmbmVN777sL故此兩鍵聯(lián)接強度均足夠，即兩鍵均合格版權申明本文部分內(nèi)容，包括文字、圖片、以及設計等在網(wǎng)上搜集整理.版權為個人所有This article in eludes