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(CAD)--联轴器-展开式二级斜齿圆柱-链传动,F=3100,v=0.8,D=480,16小时300天10年(高下低上)


目录 第一章 设计任务书...................................................................................................... 4 1.1 设计题目 .................................................................

........................................ 4 1.2 设计步骤 ......................................................................................................... 4 第二章 传动装置总体设计方案.................................................................................. 5 2.1 传动方案 ......................................................................................................... 5 2.2 该方案的优缺点 ............................................................................................. 5 第三章 电动机的选择.................................................................................................. 5 3.1 选择电动机类型 ............................................................................................. 5 3.2 确定传动装置的效率 ..................................................................................... 5 3.3 选择电动机的容量 ......................................................................................... 6 3.4 确定电动机参数 ............................................................................................. 6 3.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ..................................................... 7 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数.............................................................. 8 4.1 电动机输出参数 ............................................................................................. 8 4.2 高速轴Ⅰ的参数 ............................................................................................. 8 4.3 中间轴Ⅱ的参数 ............................................................................................. 8 4.4 低速轴Ⅲ的参数 ............................................................................................. 8 4.5 滚筒轴的参数 ................................................................................................. 9 第五章 链传动设计计算.............................................................................................. 9 第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算................................................................ 11 6.1 选精度等级、材料及齿数 ........................................................................... 11 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 ........................................................................... 11 6.3 确定传动尺寸 ............................................................................................... 14 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 ............................................................................... 15 6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 ....................................................................... 16 6.6 齿轮参数和几何尺寸总结 ........................................................................... 17 第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算................................................................ 17
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7.1 选精度等级、材料及齿数 ........................................................................... 17 7.2 按齿面接触疲劳强度设计 ........................................................................... 18 7.3 确定传动尺寸 ............................................................................................... 20 7.4 校核齿根弯曲疲劳强度 ............................................................................... 21 7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 ....................................................................... 22 7.6 齿轮参数和几何尺寸总结 ........................................................................... 23 第八章 轴的设计........................................................................................................ 23 8.1 高速轴设计计算 ........................................................................................... 23 8.2 中间轴设计计算 ........................................................................................... 31 8.3 低速轴设计计算 ........................................................................................... 39 第九章 滚动轴承寿命校核........................................................................................ 47 9.1 高速轴上的轴承校核 ................................................................................... 47 9.2 中间轴上的轴承校核 ................................................................................... 49 9.3 低速轴上的轴承校核 ................................................................................... 50 第十章 键联接设计计算............................................................................................ 51 10.1 高速轴与联轴器配合处的键连接 ............................................................. 51 10.2 中速轴与齿轮 3 配合处的键连接 ............................................................. 52 10.3 中速轴与齿轮 2 配合处的键连接 ............................................................. 52 10.4 低速轴与齿轮 4 配合处的键连接 ............................................................. 52 10.5 低速轴与链轮配合处的键连接 ................................................................. 53 第十一章 联轴器的选择............................................................................................ 53 11.1 高速轴上联轴器 ......................................................................................... 53 第十二章 减速器的密封与润滑................................................................................ 54 12.1 减速器的密封 ............................................................................................. 54 12.2 齿轮的润滑 ................................................................................................. 54 12.3 轴承的润滑 ................................................................................................. 54 第十三章 减速器附件设计........................................................................................ 55 13.1 轴承端盖 ..................................................................................................... 55 13.2 油面指示器 ................................................................................................. 55
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13.3 放油孔及放油螺塞 ..................................................................................... 55 13.4 窥视孔和视孔盖 ......................................................................................... 56 13.5 定位销 ......................................................................................................... 56 13.6 启盖螺钉 ..................................................................................................... 56 13.7 螺栓及螺钉 ................................................................................................. 57 第十四章 减速器箱体主要结构尺寸........................................................................ 57 第十五章 拆卸减速器................................................................................................ 58 15.1 分析装配方案 ............................................................................................. 59 15.2 分析各零件作用、结构及类型 ................................................................. 59 15.3 减速器装配草图设计 ................................................................................. 59 15.4 完成减速器装配草图 ................................................................................. 60 15.5 减速器装配图绘制过程 ............................................................................. 61 15.6 完成装配图 ................................................................................................. 62 第十六章 设计小结.................................................................................................... 62 第十七章 参考文献.................................................................................................... 63

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第一章 设计任务书
1.1 设计题目
展开式二级斜齿圆柱减速器, 拉力 F=3100N, 速度 v=0.8m/s, 直径 D=480mm, 每天工作小时数:16 小时,工作年限(寿命) :10 年,每年工作天数:300 天, 配备有三相交流电源,电压 380/220V。

1.2 设计步骤
1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.链传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计

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第二章 传动装置总体设计方案
2.1 传动方案
传动方案已给定, 后置外传动为链传动,减速器为展开式二级圆柱齿轮减速 器。

2.2 该方案的优缺点
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置, 因而沿齿向载 荷分布不均,要求轴有较大刚度。 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力; 能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能 保证准确的平均传动比 ,传递功率较大 ,且作用在轴和轴承上的力较小 ;传递效率 较高,一般可达 0.95~0.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象 ;安装 和维修要求较高。

第三章 电动机的选择
3.1 选择电动机类型
按工作要求和工况条件,选用三相笼型异步电动机,电压为 380V,Y 型。

3.2 确定传动装置的效率
查表得: 联轴器的效率:η 1=0.99 一对滚动轴承的效率:η 2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率:η 3=0.97
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链传动效率:η 4=0.96 工作机效率:η w=0.965 故传动装置的总效率
4 2 = 1 2 3 4 = 0.829

3.3 选择电动机的容量
工作机所需功率为 = × 3100 × 0.8 = = 2.48 1000 1000

3.4 确定电动机参数
电动机所需额定功率: = 工作转速: = 60 × 1000 × 60 × 1000 × 0.8 = = 31.85 × 3.14 × 480 2.48 = = 2.99 0.829

经查表按推荐的合理传动比范围, 二级圆柱齿轮减速器传动比范围为: 8--40 链传动比范围为:2--4 因此理论传动比范围为:16--160。可选择的电动机转速范 围为 510--5096r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号 为: Y132S-6 的三相异步电动机, 额定功率 Pen=3kW, 满载转速为 nm=960r/min, 同步转速为 nt=1000r/min。 电机主要外形尺寸:

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中心高

外形尺寸

地 脚 安 装 地 脚 螺 栓 轴伸尺寸 尺寸 孔直径 K 12 D×E 38×80

键部位尺 寸 F×G 10×33

H 132

L×HD 475×315

A×B 216×140

3.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算 由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw,可以计算出传动装 置总传动比为: = (2)分配传动装置传动比 取链传动比:ic=2.65 高速级传动比 1 = 则低速级的传动比 2 = 3.05
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960 = = 30.141 31.85

1.22 × = 3.73

减速器总传动比 = 1 × 2 = 11.3765

第四章 计算传动装置运动学和动力学参数
4.1 电动机输出参数
功率:0 = = 2.99 转速:0 = = 960 扭矩:0 = 9550000 ×
0 2.99 = 9550000 × = 29744.27 ? 0 960

4.2 高速轴Ⅰ的参数
功率:1 = 0 × 1 = 2.99 × 0.99 = 2.96 转速:1 = 0 = 960 扭矩:1 = 9550000 ×
1 2.96 = 9550000 × = 29445.83 ? 1 960

4.3 中间轴Ⅱ的参数
功率:2 = 1 × 2 × 3 = 2.96 × 0.99 × 0.97 = 2.84
1 960 = = 257.37 1 3.73 2 2.84 扭矩:2 = 9550000 × = 9550000 × = 105381.36 ? 2 257.37

转速:2 =

4.4 低速轴Ⅲ的参数
功率:3 = 2 × 2 × 3 = 2.84 × 0.99 × 0.97 = 2.73 转速:3 =
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2 257.37 = = 84.38 2 3.05

扭矩:3 = 9550000 ×

3 2.73 = 9550000 × = 308977.25 ? 3 84.38

4.5 滚筒轴的参数
2 功率: = 3 × × 1 × 2 = 2.73 × 0.965 × 0.99 × 0.99 × 0.99 = 2.48

3 84.38 = = 31.85 2.65 2.48 扭矩: = 9550000 × = 9550000 × = 743610.68 ? 31.85

转速: =

运动和动力参数计算结果整理于下表: 轴名 功率 P(kW) 输入 电动机 轴 Ⅰ轴 2.96 2.93 29445.8 3 Ⅱ轴 2.84 2.81 105381. 36 Ⅲ轴 2.73 2.7 308977. 25 工 作 机 2.59 轴 2.56 776593. 41 输出 2.99 转矩 T(N?mm) 输入 输出 29744.2 7 29151.3 717 104327. 5464 305887. 4775 767598. 12 31.85 84.38 2.65 0.93 257.37 3.05 0.96 960 3.73 0.96 转 速 传动比 i 效率η

(r/min) 960 1 0.99

第五章 链传动设计计算
(1)确定链轮齿数

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由传动比取小链轮齿数 Z1=21,因为链轮齿数最好为奇数,大链轮齿数 Z2=i× Z1=55.65,所以取 Z2=57。 实际传动比 i=z2/z1=2.71 (2)确定链条型号和节距 查表得工况系数 KA=1 小链轮齿数系数: = 1.22 取单排链,则计算功率为: = × × = 1 × 1.22 × 2.73 = 3.331 选择链条型号和节距: 根据 Pca=3.331kW,n1=84.38r/min,查图选择链号 10A-1,节距 p=15.875mm。 计算链长 初选中心距 0 = 40 × = 40 × 15.875 = 635 则,链长为: = 2 × 0 1 + 2 1 ? 2 2 + + × 2 0 2 × 635 21 + 57 15.875 21 ? 57 =2× + + × 15.875 2 635 2 ×

2

= 122.857 节

取 Lp=123 节 采用线性插值,计算得到中心距计算系数 f1=0.24768 则链传动的最大中心距为: = 1 × × 2 × ? 1 + 2 = 0.24768 × 15.875 × 2 × 122.857 ? 21 + 57 计算链速 v,确定润滑方式 =
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= 659.44

1 × × 21 × 84.38 × 15.875 = = 0.469,合适 60 × 1000 60 × 1000

按 v=0.469m/s,链号 10A,查图选用滴油润滑。 作用在轴上的力 有效圆周力 = 1000 × 作用在轴上的力 ≈ 1.15 × = 1.15 × 5821 = 6694 链轮尺寸及结构 分度圆直径 1 = sin
180° 1

2.73 = 1000 × = 5821 0.469

=

15.875 sin
180° 21

= 474.74

2 =

sin
180° 2

=

15.875 sin
180° 57

= 175.11

第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算
6.1 选精度等级、材料及齿数
(1)由选择小齿轮 45(调质),硬度为 240HBS,大齿轮 45(正火),硬度为 190HBS (2)选小齿轮齿数 Z1=23,则大齿轮齿数 Z2=Z1×i=23×3.73=86。 (3)初选螺旋角β =13°。 (4)压力角α =20°。

6.2 按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即

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1 ≥

3

× × × 2 × × + 1 × ×

2

1)确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数 KHt=1.3 ②小齿轮传递的扭矩: = 9550000 × ③查表选取齿宽系数φ d=1 ④由图查取区域系数 ZH=2.46 ⑤查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度为: = 1.88 ? 3.2 轴向重合度为: = 0.318 × × 1 × = 0.318 × 1 × 23 × 13°= 1.69 查得重合度系数 Zε =0.693 查得螺旋角系数 Zβ =0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[ζ H] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为: 1 = 600, 2 = 550 计算应力循环次数 1 = 60 × × × ? = 2.765 × 109 2 = 1 = 7.412 × 108 1 1 + 1 2 = 1.88 ? 3.2 1 1 + 23 86 13°= 1.66 2.96 = 9550000 × = 29445.83 ? 960

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由图查取接触疲劳系数: 1 = 0.824,2 = 0.897 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得
1

= =

1 × 1 0.824 × 600 = = 494 1 2 × 2 0.897 × 550 = = 493 1

2

取[ζ H]1 和[ζ H]2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 = 493 2)试算小齿轮分度圆直径 1 ≥
3 3

× × × 2 × × + 1 × ×

2

=

2 × 1.3 × 29445.83 3.73 + 1 2.46 × 189.8 × 0.693 × 0.987 × × 1 3.73 493

2

= 34.409 (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν = 齿宽 b = × 1 = 1 × 34.409 = 34.409 2)计算实际载荷系数 KH ①查表得使用系数 KA=1 ②查图得动载系数 Kv=1.085 ③齿轮的圆周力。 × 1 × × 34.409 × 960 = = 1.729 60 × 1000 60 × 1000

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= 2 × ×

29445.83 =2× = 1712 1 34.409

1712 50 100 = 1× = < 34.409

查表得齿间载荷分配系数:KHα =1.4 查表得齿向载荷分布系数:KHβ =1.431 实际载荷系数为 = × × × = 1 × 1.085 × 1.4 × 1.431 = 2.174 3)按实际载荷系数算得的分度圆直径 1 = 1 × 4)确定模数 = 1 × 40.842 × 13° = = 1.73,取 = 2。 1 23
3

= 34.409 ×

3

2.174 = 40.842 1.3

6.3 确定传动尺寸
(1)计算中心距 = 1 + 2 × = 111.87,圆整为 112 2 ×

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 = acos β =13°17'52" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 1 = 2 =
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1 + 2 × = 13.2979° 2 ×

1 × = 47.267 2 × = 176.739

(4)计算齿宽 = × 1 = 47.27 取 B1=55mm B2=50mm

6.4 校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为 = 2 × × 2 × × × × × cos ≤ × × 1


1) K、T、mn 和 d1 同前 齿宽 b=b2=50 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa,当量齿数为: 小齿轮当量齿数: 1 = 大齿轮当量齿数: 2 = 查表得: 1 = 2.6, 2 = 2.19 1 = 1.59, 2 = 1.785 查图得重合度系数 Yε =0.682 查图得螺旋角系数 Yβ =0.817 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 1 = 500、 2 = 380 由图查取弯曲疲劳系数:
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1 23 = °= 24.863 3 3 cos cos 13.2979

2 86 = °= 92.967 3 3 cos cos 13.2979

1 = 0.735,2 = 0.814 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得许用弯曲应力 1 =
2 1

=

1 × 1 0.735 × 500 = = 262.5 1.4

=

2 × 2 0.814 × 380 = = 220.943 1.4
1

2 × × 2 × 1 × 1 × × × cos = 39.989 < × × 1 = 262.5 2 = 1 × 2 × 2 = 37.81 < 1 × 1
2

= 220.943

故弯曲强度足够。

6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
? ? = × ? = 2 ? ? ? = × ? + = 2.5 ? ? ? = ? + ? = × 2? + = 4.5

(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
? 1 = 1 + 2 × ? = × 1 + 2? = 51.267 ? 2 = 2 + 2 × ? = × 2 + 2? = 180.739

(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
? ? 1 = 1 ? 2 × ? = × 1 ? 2? ? 2 = 42.267 ? ? 2 = 2 ? 2 × ? = × 2 ? 2? ? 2 = 171.739 ? 注:?? = 1.0, = 0.25

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6.6 齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸 法面模数 法面压力角 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 螺旋角 齿数 齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距 符号 mn α n ha* c* β z ha hf d da df B a 小齿轮 2 20 1.0 0.25 左 13°17'52" 23 2 2.5 47.267 51.267 42.267 55 112 大齿轮 2 20 1.0 0.25 右 13°17'52" 86 2 2.5 176.739 180.739 171.739 50

第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算
7.1 选精度等级、材料及齿数
(1)由选择小齿轮 45(调质),硬度为 240HBS,大齿轮 45(正火),硬度为 190HBS (2)选小齿轮齿数 Z1=33,则大齿轮齿数 Z2=Z1×i=33×3.05=101。 (3)初选螺旋角β =13°。 (4)压力角α =20°。

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7.2 按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即 1 ≥
3

× × × 2 × × + 1 × ×

2

1)确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数 KHt=1.3 ②小齿轮传递的扭矩: = 9550000 × 2.84 = 9550000 × = 105381.36 ? 257.37

③查表选取齿宽系数φ d=1 ④由图查取区域系数 ZH=2.46 ⑤查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度为: = 1.88 ? 3.2 轴向重合度为: = 0.318 × × 1 × = 0.318 × 1 × 33 × 13°= 2.42 查得重合度系数 Zε =0.576 查得螺旋角系数 Zβ =0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[ζ H] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为: 1 = 600, 2 = 550 计算应力循环次数
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1 1 + 1 2

= 1.88 ? 3.2

1 1 + 33 101

13°= 1.71

1 = 60 × × × ? = 7.412 × 108 2 = 由图查取接触疲劳系数: 1 = 0.897,2 = 0.964 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得
1

1 = 2.43 × 108

= =

1 × 1 0.897 × 600 = = 538 1 2 × 2 0.964 × 550 = = 530 1

2

取[ζ H]1 和[ζ H]2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 = 530 2)试算小齿轮分度圆直径 1 ≥
3 3

× × × 2 × × + 1 × ×

2

=

2 × 1.3 × 105381.36 3.05 + 1 2.46 × 189.8 × 0.576 × 0.987 × × 1 3.05 530

2

= 45.022 (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν = 齿宽 b = × 1 = 1 × 45.022 = 45.022 2)计算实际载荷系数 KH ①查表得使用系数 KA=1
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× 1 × × 45.022 × 257.37 = = 0.606 60 × 1000 60 × 1000

②查图得动载系数 Kv=1.062 ③齿轮的圆周力。 = 2 × × 105381.36 =2× = 4681 1 45.022

4681 104 100 =1× = > 45.022

查表得齿间载荷分配系数:KHα =1.2 查表得齿向载荷分布系数:KHβ =1.437 实际载荷系数为 = × × × = 1 × 1.062 × 1.2 × 1.437 = 1.831 3)按实际载荷系数算得的分度圆直径 1 = 1 × 4)确定模数 = 1 × 50.467 × 13° = = 1.49,取 = 2。 1 33
3

= 45.022 ×

3

1.831 = 50.467 1.3

7.3 确定传动尺寸
(1)计算中心距 = 1 + 2 × = 137.52,圆整为 138 2 ×

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 = acos β =13°50'8" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 1 + 2 × = 13.8358° 2 ×

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1 = 2 = (4)计算齿宽

1 × = 67.972 2 × = 208.036

= × 1 = 67.97 取 B1=75mm B2=70mm

7.4 校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为 = 2 × × 2 × × × × × cos ≤ × × 1


1) K、T、mn 和 d1 同前 齿宽 b=b2=70 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa,当量齿数为: 小齿轮当量齿数: 1 = 大齿轮当量齿数: 2 = 查表得: 1 = 2.43, 2 = 2.156 1 = 1.662, 2 = 1.814 查图得重合度系数 Yε =0.669 查图得螺旋角系数 Yβ =0.738 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
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1 33 = °= 35.673 3 3 cos cos 13.8358

2 101 = °= 109.182 cos3 cos 3 13.8358

1 = 500、 2 = 380 由图查取弯曲疲劳系数: 1 = 0.814,2 = 0.895 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得许用弯曲应力 1 =
1

= =

1 × 1 0.814 × 500 = = 290.714 1.4 2 × 2 0.895 × 380 = = 242.929 1.4
1

2

2 × × 2 × 1 × 1 × × × cos = 53.358 < × × 1 = 290.714 2 = 1 × 2 × 2 = 51.67 < 1 × 1
2

= 242.929

故弯曲强度足够。

7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
? ? = × ? = 2 ? ? ? = × ? + = 2.5 ? ? ? = ? + ? = × 2? + = 4.5

(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
? 1 = 1 + 2 × ? = × 1 + 2? = 71.972 ? 2 = 2 + 2 × ? = × 2 + 2? = 212.036

(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
? ? 1 = 1 ? 2 × ? = × 1 ? 2? ? 2 = 62.972 ? ? 2 = 2 ? 2 × ? = × 2 ? 2? ? 2 = 203.036

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? 注:?? = 1.0, = 0.25

7.6 齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸 法面模数 法面压力角 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 螺旋角 齿数 齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距 符号 mn α n ha* c* β z ha hf d da df B a 小齿轮 2 20 1.0 0.25 左 13°50'8" 33 2 2.5 67.972 71.972 62.972 75 138 大齿轮 2 20 1.0 0.25 右 13°50'8" 101 2 2.5 208.036 212.036 203.036 70

第八章 轴的设计
8.1 高速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数 转速 n1=960r/min;功率 P1=2.96kW;轴所传递的转矩 T1=29445.83N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45,调质处理,硬度为 217∽255HBS,许用弯曲应力为[ζ ]=60MPa

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(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取 A0=112。 ≥ 0 ×
3

1 = 112 × 1

3

2.96 = 16.3 960

由于最小轴段截面上要开 1 个键槽,故将轴径增大 5% = 1 + 0.05 × 16.3 = 17.12 查表可知标准轴孔直径为 30mm 故取 dmin=30 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮 1 的尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴。显然,轴承只能从轴的两端分 别装入和拆卸,轴伸出端安装联轴器,选用普通平键,A 型,b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003), 长 L=63mm; 定位轴肩直径为 35mm; 联接以平键作过渡配合固定, 两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。

外传动件到轴承透盖端面距离 K=20mm 轴承端盖厚度 e=10mm 调整垫片厚度△t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离△=5mm
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各轴段直径的确定 d1:用于连接联轴器,直径大小为联轴器的内孔径,d1=30mm。 d2:密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位,根据联轴器的轴向定位要 求,轴的直径大小较 d1 增大 5mm,d2=35mm d3:滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,且较 d2 尺寸大 1-5mm,选 取 d3=40mm,选取轴承型号为角接触轴承 7208AC d4:考虑轴承安装的要求,查得 7208AC 轴承安装要求 da=47mm,根据轴承 安装尺寸选择 d4=47mm。 d5:齿轮处轴段,由于小齿轮的直径较小,采用齿轮轴结构。 d6:过渡轴段,要求与 d4 轴段相同,故选取 d6=d4=47mm。 d7:滚动轴承轴段,要求与 d3 轴段相同,故选取 d7=d3=40mm。 各轴段长度的确定 L1:根据联轴器的尺寸规格确定,选取 L1=80mm。 L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取 L2=66mm。 L3:由滚动轴承宽度确定,选取 L3=18mm。 L4:根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定,选取 L4=102.5mm。 L5:由小齿轮的宽度确定,取 L5=55mm。 L6:根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定,取 L6=15mm。 L7:由滚动轴承宽度确定,选取 L7=18mm。 轴段 直 (mm) 长 (mm) 度 80 66 18 102.5 55 15 18 1 径 30 2 35 3 40 4 47 5 51.267 6 47 7 40

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(5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力(d1 为齿轮 1 的分度圆直径) 齿轮 1 所受的圆周力(d1 为齿轮 1 的分度圆直径) 1 = 2 × 齿轮 1 所受的径向力 1 = 1 × 齿轮 1 所受的轴向力 1 = 1 × = 1246 × 13.2979°= 294 第一段轴中点到轴承中点距离 La=115mm, 轴承中点到齿轮中点距离 Lb=139mm, 齿轮中点到轴承中点距离 Lc=51.5mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的, 计算时通常将轴上的分布载荷简化为集 中力,其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩,一般从传动件轮毂 宽度的中点算起。 通常把轴当做置于铰链支座上的梁,支反力的作用点与轴承的 类型和布置方式有关 在水平面内 轴承 A 处水平支承力: = 轴承 B 处水平支承力: = 在垂直面内 轴承 A 处垂直支承力: 1 × 466 × 51.5 = = 126 + 139 + 51.5 1 × 466 × 139 = = 340 + 139 + 51.5 20° = 1246 × = 466 13.2979° 1 29445.83 = 2× = 1246 1 47.267

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= 1 × 轴承 B 处垂直支承力: = 1 × 轴承 A 的总支承反力为: =

139 = 1246 × = 909 + 139 + 51.5

51.5 = 1246 × = 337 + 139 + 51.5

2 2 + =

340

2

+ 909

2

= 970.51

轴承 B 的总支承反力为: = d.绘制水平面弯矩图 截面 A 在水平面上弯矩: = 0 ? 截面 B 在水平面上弯矩: = 0 ? 截面 C 左侧在水平面上弯矩: 左 = × ? 1 × 1 47.267 = 340 × 51.5 ? 294 × = 10562 ? 2 2
2 2 + =

126

2

+ 337

2

= 359.78

截面 C 右侧在水平面上弯矩: 右 = × = 340 × 51.5 = 17510 ? 截面 D 在水平面上的弯矩: = 0 ? e.绘制垂直面弯矩图 截面 A 在垂直面上弯矩: = 0 ? 截面 B 在垂直面上弯矩:
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= 0 ? 截面 C 在垂直面上弯矩: = × = 909 × 51.5 = 46814 ? 截面 D 在垂直面上弯矩: = 0 ? f.绘制合成弯矩图 截面 A 处合成弯矩: = 0 ? 截面 B 处合成弯矩: = 0 ? 截面 C 左侧合成弯矩: 左 =
2 2 + = 左

10562

2

+ 46814

2

= 47991 ?

截面 C 右侧合成弯矩: 右 =
2 2 + = 右

17510

2

+ 46814

2

= 49982 ?

截面 D 处合成弯矩: = 0 ? g.转矩和扭矩图 1 = 29151.37 ? h.绘制当量弯矩图 截面 A 处当量弯矩: = 0 ? 截面 B 处当量弯矩: =
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2 + 2

=

0

2

+ 0.6 × 29151.37

2

= 17491 ?

截面 C 左侧当量弯矩: 左 =
2 + 左 2

=

47991

2

+ 0.6 × 29151.37

2

= 51079 ?

截面 C 右侧当量弯矩: 右 =
2 + 右 2

=

499822 + 0.6 × 29151.37

2

= 49982 ?

截面 D 处当量弯矩: =
2 + 2

=

0

2

+ 0.6 × 29151.37

2

= 17491 ?

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f.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为 = 抗扭截面系数为 × 3 = = 20375.263 16 最大弯曲应力为 = 剪切应力为 = = 1.45 = 5.01 × 3 = 10187.633 32

按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故 取折合系数α =0.6,则当量应力为 = 2 + 4 × ×
2

= 5.3

查表得 45 ,调质处理,抗拉强度极限 ζ B=640MPa ,则轴的许用弯曲应力 [ ζ -1b]=60MPa,ζ e<[ζ -1b],所以强度满足要求。

8.2 中间轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数 转速 n2=257.37r/min;功率 P2=2.84kW;轴所传递的转矩 T2=105381.36N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45,调质处理,硬度为 217∽255HBS,许用弯曲应力为[ζ ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取 A0=115。
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≥ 0 ×

3

2 = 115 × 2

3

2.84 = 25.6 257.37

由于最小直径轴段处均为滚动轴承,故选标准直径 dmin=40mm (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮 3 的尺寸较大, 其键槽底到齿根圆距离 x 远大于 2, 因此设计成分离体, 即齿轮 3 安装在中速轴上,中速轴设计成普通阶梯轴。显然,轴承只能从轴的两 端分别装入和拆卸轴上齿轮 3、齿轮 2 及两个轴承。 与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位;两齿轮的另一端各采用套 筒定位;齿轮与轴的连接选用普通平键,A 型。联接以平键作过渡配合固定,两 轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。

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确定各段轴直径 d1:滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,选取 d1=40mm,选取轴承 型号为角接触轴承 7208AC d2:齿轮段,由于齿轮尺寸较小,采用齿轮轴,直径等于低速级小齿轮齿顶 圆直径,故 d2=71.972mm。 d3:轴肩段,故选取 d3=55mm。 d4:过渡轴段,故选取 d4=45mm。 d5:滚动轴承轴段,要求与 d1 轴段相同,故选取 d5=40mm。 各轴段长度的确定 L1:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取 L1=33mm。 L2:由小齿轮的宽度确定,选取 L2=73mm。 L3:轴肩段,取 L3=15mm。 L4:由大齿轮的宽度确定,为保证轴向定位可靠,长度略小于齿轮宽度,选 取 L4=48mm。 L5:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取 L5=37.5mm。 轴段 直径(mm) 长度(mm) 1 40 33 2 71.972 73 3 55 15 4 45 48 5 40 37.5

(5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画中速轴的受力图 如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力
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齿轮 2 所受的圆周力(d2 为齿轮 2 的分度圆直径) 2 = 2 × 齿轮 2 所受的径向力 2 = 2 × 齿轮 2 所受的轴向力 2 = 2 × = 1193 × 13.2979°= 282 齿轮 3 所受的圆周力(d3 为齿轮 3 的分度圆直径)
′ 2 105381.36 3 = 2 × =2× = 3101 3 67.972

2 105381.36 =2× = 1193 2 176.739

20° = 1193 × = 446 13.2979°

齿轮 3 所受的径向力 3 = 3 × 齿轮 3 所受的轴向力 3 = 3 × = 3101 × 13.8358°= 764 c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到低速级小齿轮中点距离 La=60.5mm, 低速级小齿轮中点到高速级大齿 轮中点距离 Lb=77.5mm,高速级大齿轮中点到轴承中点距离 Lc=52.5mm 轴承 A 在水平面内支反力 = 3 × ? 2 × + 1162 × 60.5 ? 466 × 60.5 + 77.5 = = 46 + + 60.5 + 77.5 + 52.5 20° = 3101 × = 1162 13.8358°

轴承 B 在水平面内支反力 = 3 × + ? 2 × 1162 × 77.5 + 52.5 ? 466 × 52.5 = = 670 + + 60.5 + 77.5 + 52.5

轴承 A 在垂直面内支反力 = 3 × + 2 × + 3101 × 60.5 + 1246 × 60.5 + 77.5 = + + 60.5 + 77.5 + 52.5 = 1849
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轴承 B 在垂直面内支反力 = 3 × + + 2 × 3101 × 77.5 + 52.5 + 1246 × 52.5 = + + 60.5 + 77.5 + 52.5 = 2445 轴承 A 的总支承反力为: =
2 2 + =

46

2

+ 1849

2

= 1849.57

轴承 B 的总支承反力为: = d.绘制水平面弯矩图 截面 A 和截面 B 在水平面内弯矩 = = 0 截面 C 右侧在水平面内弯矩 右 = ? × = ? 46 × 52.5 = ?2415 ? 截面 C 左侧在水平面内弯矩 左 = 2 × 2 176.739 ? × = 282 × ? 46 × 52.5 = 22505 ? 2 2
2 2 + =

670

2

+ 2445

2

= 2535.14

截面 D 右侧在水平面内弯矩 右 = × ? 3 × 截面 D 左侧在水平面内弯矩 左 = × = 670 × 60.5 = 40535 ? e.绘制垂直面弯矩图 截面 A 在垂直面内弯矩 = = 0 ? 截面 C 在垂直面内弯矩
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3 67.972 = 670 × 60.5 ? 764 × = 14570 ? 2 2

= × = 1849 × 52.5 = 97072 ? 截面 D 在垂直面内弯矩 = × = 2445 × 60.5 = 147922 ? f.绘制合成弯矩图 截面 A 和截面 B 处合成弯矩 = = 0 ? 截面 C 右侧合成弯矩 右 =
2 2 + = 右

?2415

2

+ 97072

2

= 97102 ?

截面 C 左侧合成弯矩 左 =
2 2 + = 左

22505

2

+ 97072

2

= 99647 ?

截面 D 右侧合成弯矩 右 =
2 2 + = 右

14570

2

+ 147922

2

= 148638 ?

截面 D 左侧合成弯矩 左 = f.绘制扭矩图 2 = 104327.55 ? g.绘制当量弯矩图 截面 A 和截面 B 处当量弯矩 = = 0 ? 截面 C 右侧当量弯矩 右 =
2 + 右 2 2 2 + = 左

40535

2

+ 147922

2

= 153375 ?

=

971022 + 0.6 × 104327.55

2

= 115530 ?

截面 C 左侧当量弯矩
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左 =

2 + 左

2

=

996472 + 0.6 × 104327.55

2

= 117677 ?

截面 D 右侧当量弯矩 右 =
2 + 右 2

=

1486382 + 0.6 × 104327.55

2

= 161281 ?

截面 D 左侧当量弯矩 左 =
2 + 左 2

=

1533752 + 0.6 × 104327.55

2

= 165657 ?

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h.校核轴的强度 因轴截面 D 处弯矩大,同时截面还作用有转矩,因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 = × 抗扭截面系数为 3 × × 4 ? = × ? 16 2 × 4 最大弯曲应力为 = 剪切应力为 = = 6.37 = 21.78
2

3 × × 4 ? ? 32 2 × 4

2

= 7606.763

= 16548.43

按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故 取折合系数α =0.6,则当量应力为 = 2 + 4 × ×
2

= 23.08

查表得 45 ,调质处理,抗拉强度极限 ζ B=640MPa ,则轴的许用弯曲应力 [ ζ -1b]=60MPa,ζ e<[ζ -1b],所以强度满足要求。

8.3 低速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数 转速 n3=84.38r/min;功率 P3=2.73kW;轴所传递的转矩 T3=308977.25N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45,调质处理,硬度为 217∽255HBS,许用弯曲应力为[ζ ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
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由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大,故取 A0=112。 ≥ 0 ×
3

3 = 112 × 3

3

2.73 = 35.69 84.38

由于最小轴段直径截面上要开 1 个键槽,故将轴径增大 7% = 1 + 0.07 × 35.69 = 38.19 查表可知标准轴孔直径为 40mm 故取 dmin=40 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析。 低速轴设计成普通阶梯轴,轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸,而另 一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。 轴输出端选用 A 型键, b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003), 长 L=63mm; 定位轴肩直径为 45mm; 联接以平键作过渡配合固定, 两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。

各轴段直径的确定
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d1:用于连接链轮,直径大小为链轮的内孔径,d1=40mm。 d2:密封处轴段,左端用于固定链轮轴向定位,根据链轮的轴向定位要求, 轴的直径大小较 d1 增大 5mm,d2=45mm d3:滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,且较 d2 尺寸大 1-5mm,选 取 d3=50mm,选取轴承型号为角接触轴承 7210AC d4:考虑轴承安装的要求,查得 7208AC 轴承安装要求 da=47mm,根据轴承 安装尺寸选择 d4=57mm。 d5:轴肩,故选取 d5=72mm。 d6:齿轮处轴段,选取直径 d6=57mm。 d7:滚动轴承轴段,要求与 d3 轴段相同,故选取 d7=d3=50mm。 各轴段长度的确定 L1:根据链轮的尺寸规格确定,选取 L1=80mm。 L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取 L2=64mm。 L3:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取 L3=45mm。 L4:过渡轴段,由箱体尺寸和齿轮宽度确定,选取 L4=53mm。 L5:轴肩,选取 L5=10mm。 L6:由低速级大齿轮宽度确定,长度略小于齿轮宽度,以保证齿轮轴向定位 可靠,选取 L6=68mm。 L7:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取 L7=39.5mm。 轴段 直 (mm) 长 (mm) 度 80 64 45 53 10 68 39.5 1 径 40 2 45 3 50 4 57 5 72 6 57 7 50

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(5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮 4 所受的圆周力(d4 为齿轮 4 的分度圆直径) 4 = 2 × 齿轮 2 所受的径向力 4 = 4 × 齿轮 2 所受的轴向力 4 = 4 × = 9091 × 13.8358°= 2239 c.计算作用在轴上的支座反力 第一段轴中点到轴承中点距离 La=63.5mm, 轴承中点到齿轮中点距离 Lb=132mm, 齿轮中点到轴承中点距离 Lc=139mm d.支反力 轴承 A 和轴承 B 在水平面上的支反力 RAH 和 RBH = ? × + + + × + ?6694 × 63.5 + 132 + 139 + 1162 × 63.5 = = ?10347 63.5 + 132 20° = 9091 × = 3406 13.8358° 3 308977.25 =2× = 9091 4 208.036

= ? ? + = ?6694 ? ?10347 + 1162 = 7059 轴承 A 和轴承 B 在垂直面上的支反力 RAV 和 RBV = × = × 轴承 A 的总支承反力为: 63.5 = 3101 × = 2953 + 63.5 + 132 132 = 3101 × = 6138 + 63.5 + 132

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=

2 2 + =

?10347

2

+ 2953

2

= 10760.14

轴承 B 的总支承反力为: =
2 2 + =

7059

2

+ 6138

2

= 9354.39

e.画弯矩图 弯矩图如图所示: 在水平面上,轴截面 A 处所受弯矩: = × = 6694 × 139 = 930466 ? 在水平面上,轴截面 B 处所受弯矩: = 0 ? 在水平面上,齿轮所在轴截面 C 处所受弯矩: = × = 7059 × 63.5 = 448246 ? 在水平面上,轴截面 D 处所受弯矩: = 0 ? 在垂直面上,轴截面 A 处所受弯矩: = 0 ? 在垂直面上,轴截面 B 处所受弯矩: = 0 ? 在垂直面上,轴截面 C 右侧所受弯矩: 右 = × = 2953 × 63.5 = 389763 ? 在垂直面上,轴截面 C 左侧所受弯矩: 左 = × ? × 208.036 = 6138 × 63.5 ? 764 × = 156867 ? 2 2

在垂直面上,轴截面 D 处所受弯矩: = 0 ? f.绘制合成弯矩图
第 43 页/共 63 页

截面 A 处合成弯矩弯矩: =
2 2 + =

930466

2

+ 0

2

= 930466 ?

截面 B 处合成弯矩: = 0 ? 截面 C 左侧合成弯矩: 左 =
2 2 + = 左

448246

2

+ 156867

2

= 474902 ?

截面 C 右侧合成弯矩: 右 =
2 2 + = 右

448246

2

+ 389763

2

= 594003 ?

截面 D 处合成弯矩: = 0 ? g.绘制扭矩图 = 305887.48 ? h.绘制当量弯矩图 截面 A 处当量弯矩: = +
2

=

930466 + 0.6 × 305887.48

2

= 948394 ?

截面 B 处当量弯矩: = = 0 ? 截面 C 左侧当量弯矩: 左 = 左 = 474902 ? 截面 C 右侧当量弯矩: 右 =
2 + 右 2

=

594003

2

+ 0.6 × 305887.48

2

= 621710 ?

截面 D 处当量弯矩:
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=

+

2

=

0 + 0.6 × 305887.48

2

= 183532 ?

第 45 页/共 63 页

第 46 页/共 63 页

h.校核轴的强度 h.校核轴的强度 因齿轮所在轴截面弯矩大,同时截面还作用有转矩,因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 = × 抗扭截面系数为 = × 最大弯曲应力为 = 剪切应力为 = = 9.05 = 38.9 3 × × 4 ? ? 16 2 × 4
2

3 × × 4 ? ? 32 2 × 4

2

= 15981.753

= 34153.813

按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故 取折合系数α =0.6,则当量应力为 = 2 + 4 × ×
2

= 40.39

查表得 45 ,调质处理,抗拉强度极限 ζ B=640MPa ,则轴的许用弯曲应力 [ ζ -1b]=60MPa,ζ e<[ζ -1b],所以强度满足要求。

第九章 滚动轴承寿命校核
9.1 高速轴上的轴承校核
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN)
第 47 页/共 63 页

7208AC

40

80

18

35.2

根据前面的计算,选用 7208AC 角接触球轴承,内径 d=40mm,外径 D=80mm, 宽度 B=18mm 当 Fa/Fr≤0.68 时,Pr=Fr;当 Fa/Fr>0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=35.2kN,轴承采用正装。 要求寿命为 Lh=12000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力: 1 = 2 =
2 2 + = 2 2 + =

3402 + 9092 = 970.51 1262 + 3372 = 359.78

1 = 0.68 × 1 = 0.68 × 970.51 = 659.95 2 = 0.68 × 2 = 0.68 × 359.78 = 244.65 由计算可知,轴承 2 被“压紧” ,轴承 1 被“放松” 。 1 = 1 = 659.95 2 = 1 ? = 659.95 1 = 0.68 1 2 = 1.834 2 查表得 X1=0.41,Y1=0.87,X2=0.41,Y2=0.87 查表可知 ft=1,fp=1 1 = 1 × 1 + 1 × 1 = 0.41 × 970.51 + 0.87 × 659.95 = 972.07 2 = 2 × 2 + 2 × 2 = 0.41 × 359.78 + 0.87 × 659.95 = 721.67 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

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106 × ? = × 60 × 由此可知该轴承的工作寿命足够。

3

= 24205.1? > 12000?

9.2 中间轴上的轴承校核
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 7208AC 40 80 18 35.2

根据前面的计算,选用 7208AC 角接触球轴承,内径 d=40mm,外径 D=80mm, 宽度 B=18mm 当 Fa/Fr≤0.68 时,Pr=Fr;当 Fa/Fr>0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=35.2kN,轴承采用正装。 要求寿命为 Lh=12000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力: 1 = 2 =
2 2 + = 2 2 + =

462 + 18492 = 1849.57 6702 + 18492 = 1966.65

1 = 0.68 × 1 = 0.68 × 1849.57 = 1257.71 2 = 0.68 × 2 = 0.68 × 1966.65 = 1337.32 由计算可知,轴承 1 被“压紧” ,轴承 2 被“放松” 。 1 = + 2 = 1337.32 2 = 2 = 1337.32 1 = 0.723 1 2 = 0.68 2
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查表得 X1=0.41,Y1=0.87,X2=1,Y2=0 查表可知 ft=1,fp=1 1 = 1 × 1 + 1 × 1 = 0.41 × 1849.57 + 0.87 × 1337.32 = 1921.79 2 = 2 × 2 + 2 × 2 = 1 × 1966.65 + 0 × 1337.32 = 1966.65 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 106 × ? = × 60 × 由此可知该轴承的工作寿命足够。
3

= 32995.7? > 12000?

9.3 低速轴上的轴承校核
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 7210AC 50 90 20 40.8

根据前面的计算,选用 7210AC 角接触球轴承,内径 d=50mm,外径 D=90mm, 宽度 B=20mm 当 Fa/Fr≤0.68 时,Pr=Fr;当 Fa/Fr>0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr=40.8kN,轴承采用正装。 要求寿命为 Lh=12000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力: 1 = 2 =
2 2 + = 2 2 + =

?103472 + 29532 = 10760.14 70592 + 29532 = 7651.78

1 = 0.68 × 1 = 0.68 × 10760.14 = 7316.9 2 = 0.68 × 2 = 0.68 × 7651.78 = 5203.21

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由计算可知,轴承 2 被“压紧” ,轴承 1 被“放松” 。 1 = 1 = 7316.9 2 = 1 ? = 7316.9 1 = 0.68 1 2 = 0.956 2 查表得 X1=0.41,Y1=0.87,X2=0.41,Y2=0.87 查表可知 ft=1,fp=1 1 = 1 × 1 + 1 × 1 = 0.41 × 10760.14 + 0.87 × 7316.9 = 10777.36 2 = 2 × 2 + 2 × 2 = 0.41 × 7651.78 + 0.87 × 7316.9 = 9502.93 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 106 × ? = × 60 × 由此可知该轴承的工作寿命足够。
3

= 122101.4? > 12000?

第十章 键联接设计计算
10.1 高速轴与联轴器配合处的键连接
高速轴与联轴器配合处选用 A 型普通平键, 查表得 b×h=8mm×7mm (GB/T 1096-2003),键长 63mm。 键的工作长度 l=L-b=55mm

联轴器材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[ζ ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 = 4 × = 10 < ? × ×


= 120

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10.2 中速轴与齿轮 3 配合处的键连接
中速轴与齿轮 3 配合处选用 A 型普通平键, 查表得 b×h=20mm×12mm (GB/T 1096-2003),键长 56mm。 键的工作长度 l=L-b=36mm

齿轮 3 材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[ζ ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 = 4 × = 14 < ? × ×


= 120

10.3 中速轴与齿轮 2 配合处的键连接
中速轴与齿轮 2 配合处选用 A 型普通平键, 查表得 b×h=14mm×9mm (GB/T 1096-2003),键长 36mm。 键的工作长度 l=L-b=22mm

齿轮 2 材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[ζ ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 = 4 × = 47 < ? × ×


= 120

10.4 低速轴与齿轮 4 配合处的键连接
低速轴与齿轮 4 配合处选用 A 型普通平键, 查表得 b×h=16mm×10mm (GB/T 1096-2003),键长 56mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm

齿轮 4 材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[ζ ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 = 4 × = 54 < ? × ×


= 120

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10.5 低速轴与链轮配合处的键连接
低速轴与链轮配合处选用 A 型普通平键,查表得 b×h=12mm×8mm(GB/T 1096-2003),键长 63mm。 键的工作长度 l=L-b=51mm

链轮材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[ζ ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 = 4 × = 76 < ? × ×


= 120

第十一章 联轴器的选择
11.1 高速轴上联轴器
(1)计算载荷 由表查得载荷系数 K=1.3 计算转矩 Tc=K×T=38.28N?mm 选择联轴器的型号 (2)选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为 GY5 凸缘联轴器(GB/T5843-2003) ,公称转矩 Tn=400N?m,许用转速[n]=8000r/min,Y 型轴孔,主动端孔直径 d=38mm,轴孔 长度 L1=82mm。从动端孔直径 d=30mm,轴孔长度 L1=82mm。 Tc=38.28N?m<Tn=400N?m n=960r/min<[n]=8000r/min

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第十二章 减速器的密封与润滑
12.1 减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作, 在构成箱 体的各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置 不同形式的密封装置。 对于无相对运动的结合面, 常用密封胶、 耐油橡胶垫圈等; 对于旋转零件如外伸轴的密封, 则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同 的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。 输入轴与轴承盖间 V <3m/s,输出轴与轴承盖间也为 V <3m/s,故均采用半粗羊 毛毡封油圈。

12.2 齿轮的润滑
闭式齿轮传动,根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度 v ≤ 12-15m/s 时,常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱 齿轮而言,齿轮浸入油池深度至少为 1-2 个齿高,但浸油深度不得大于分度圆半 径的 1/3 到 1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨 损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于 30-50mm。根据以上要求,减速箱使用 前须加注润滑油,使油面高度达到 33-71mm 。从而选择全损耗系统用油 (GB 443-1989);,牌号为 L-AN10。

12.3 轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式 可以根据齿轮圆周速度判断。由于 V 齿>2m/s,所以均选择油润滑。

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第十三章 减速器附件设计
13.1 轴承端盖
根 据 下 列 的 公 式 对 轴 承 端 盖 进 行 计 算 : d0=d3+1mm ; D0=D +2.5d3 ; D2=D0+2.5d3; e=1.2d3; e1≥e; m 由结构确定; D4=D -(10~15);mm; D5=D0 -3d3; D6=D -(2~4);mm;d1、b1 由密封尺寸确定;b=5~10,h=(0.8~1);b

13.2 油面指示器

用来指示箱内油面的高度。

13.3 放油孔及放油螺塞
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部, 在箱座油池的最低处设置放 油孔,箱体内底面做成斜面,向放油孔方向倾斜 1°~2°,使油易于流出。

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13.4 窥视孔和视孔盖
窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况,并兼作注油孔,可 向减速器箱体内注入润滑油。

13.5 定位销
采用销 GB/T117-2000,对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体,为保证 其各部分在加工及装配时能够保持精确位置, 特别是为保证箱体轴承座孔的加工 精度及安装精度。

13.6 启盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶, 因而在拆 卸时往往因胶结紧密难于开盖,旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

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13.7 螺栓及螺钉
用作安装连接用。

第十四章 减速器箱体主要结构尺寸
箱体是减速器中所有零件的基座,是支承和固定轴系部件、保证传动零件正 确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。 箱体一般还兼作润滑油的油 箱。机体结构尺寸,主要根据地脚螺栓的尺寸,再通过地板固定,而地脚螺尺寸 又要根据两齿轮的中心距 a 来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表: 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓的直径 地脚螺栓的数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 δ δ 1 b1 b b2 df n d1 d2 d3 d4 d 0.75df (0.5∽0.6)df (0.4∽0.5)df (0.3∽0.4)df (0.7∽0.8)d2 查表 0.025a+3≥8 0.02a+3≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.036a+12 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M18 4 M14 M10 M8 M6 10mm 24mm 、 20mm 、 16mm df、d1、d2 至凸缘边缘距 C2 查表 22mm 、 18mm 、

df、d1、d2 至外箱壁距离 C1

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离 轴承旁凸台半径 凸台高度 R1 h C2

14mm 18mm

根据低速级轴承座外 56mm 径确定,以便于扳手 操作为准

外箱壁至轴承座端面距 l1 离 大齿轮顶圆与内箱壁距 △1 离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 △2

C1+C2+(5∽10)

43mm

>1.2δ

10mm



10mm

m1 、 m1≈0.85×δ 1、 m≈ 8mm、8mm m 0.85×δ D+(5 ∽ 5.5)d3 ; D-- 轴 120mm、120mm、 承外径 130mm

轴承端盖外径

D2

第十五章 拆卸减速器
按拆卸的顺序给所有零、部件编号,并登记名称和数量,然后分类、分组保管, 避免产生混乱和丢失;拆卸时避免随意敲打造成破坏,并防止碰伤、变形等,以 使再装配时仍能保证减速器正常运转。 拆卸顺序: ①、拆卸观察孔盖。 ②、拆卸箱体与箱盖联连螺栓,起出定位销钉,然后拧动起盖螺钉,卸下箱盖。 ③、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。 ④、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下,再用橡胶榔头轻敲轴将低、
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中速轴系拆卸下来。 ⑤、最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞等。

15.1 分析装配方案
按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。 ①、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后,擦净箱体内部。将各传动轴 部件装入箱体内; ②、将嵌入式端盖装入轴承压槽内,并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。 ③、将箱内各零件,用棉纱擦净,并塗上机油防锈。再用手转动高速轴,观察有 无零件干涉。经检查无误后,合上箱盖。 ④、松开起盖螺钉,装上定位销,并打紧。装上螺栓、螺母用手逐一拧紧后,再 用扳手分多次均匀拧紧。 ⑤、装好轴承小盖,观察所有附件是否都装好。用棉纱擦净减速器外部,放回原 处,摆放整齐。

15.2 分析各零件作用、结构及类型
主要零部件: ①、轴:主要功用是直接支承回转零件,以实现回转运动并传递动力。高速轴属 于齿轮轴;低速轴为转轴,属阶梯轴。 ②、轴承:用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。 ③、齿轮:用来传递任意轴间的运动和动力,在此起传动及减速作用,都为斜齿 圆柱齿轮。

15.3 减速器装配草图设计
(1)装配图的作用: 装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系,表明减速器整体结构,所有零件
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的形状和尺寸,相关零件间的联接性质及减速器的工作原理,是减速器装配、调 试、维护等的技术依据,表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速 器的调整和使用方法。 (2)设计内容: 进行轴的设计, 确定轴承的型号、 轴的支点距离和作用在轴上零件的力的作用点, 进行轴的强度和轴承寿命计算, 完成轴系零件的结构设计以及减速器箱体的结构 设计。 (3)初绘减速器装配草图: 主要绘制减速器的俯视图和部分主视图: 1、画出传动零件的中心线; 2、画出齿轮的轮廓; 3、画出箱体的内壁线; 4、确定轴承座孔宽度,画出轴承座的外端线; 5、轴的结构设计(径向尺寸、轴向尺寸) ; 6、画出轴、滚动轴承和轴承盖的外廓。

15.4 完成减速器装配草图
(1) 、视图布局: ①、选择 3 个基本视图,结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。 ②、选择俯视图作为基本视图,主视和左视图表达减速器外形,将减速器的工作 原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。 布置视图时应注意: a、整个图面应匀称美观,并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题 栏和零件明细表的位置。 b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。
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(2) 、尺寸的标注: a); 特性尺寸:用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其 极限偏差等。 b); c); 外形尺寸:减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。 安装尺寸: 减速器箱体底面的长与宽、 地脚螺栓的位置、 间距及其通孔直径、

外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。 3) 、标题栏、序号和明细表: ①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以 及设计者姓名等内容。 ②、装备图中每个零件都应编写序号,并在标题栏的上方用明细表来说明。 (4) 、技术特性表和技术要求: ①、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级,布置在装配图右下方空 白处。 ②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱 体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。 ②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱 体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。

15.5 减速器装配图绘制过程
(1) 、画三视图: ①、绘制装配图时注意问题: a、先画中心线,然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。 b、先画轮廓,后画细节,先用淡线最后加深。 c、3 个视图中以俯视图作基本视图为主。 d、 剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调, 相邻零件剖面线尽可能取不同。
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e、对零件剖面宽度 的剖视图,剖面允许涂黑表示。 f、同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。 (2) 、轴系的固定: 轴向固定:滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖,轴套作轴向固定;齿轮同样。 (3) 、减速器的箱体和附件: ①、箱体:用来支持旋转轴和轴上零件,并为轴上传动零件提供封闭工作空间, 防止外界灰砂侵入和润滑逸出, 并起油箱作用,保证传动零件啮合过程良好的润 滑。材料为:HT200。加工方式如下: 加工工艺路线:铸造毛坯→时效→油漆 →划线→粗精加工基准面→粗、 精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精 加工主要孔→粗、 精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检 验 ②、 附件: 包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、 放油孔及放油螺塞、起吊装置。

15.6 完成装配图
(1) 、标注尺寸:标注尺寸反映其的特性、配合、外形、安装尺寸; (2) 、零件编号(序号) :由重要零件,按顺时针方向依次编号,并对齐; (3) 、技术要求; (4) 、审图; (5) 、加深。

第十六章 设计小结
这次关于展开式二级斜齿圆柱减速器的课程设计, 是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考验, 对于提高我们机械设计的综合素质大 有用处。通过设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识,为我们以后的

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工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中, 培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和 应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量 也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以 后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确 的设备。

第十七章 参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 8 版. 北京:高等教育出版社,2006.5 [2] 机械设计手册编委会. 机械设计手册(第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷) (新版) 北京机械工业出版社,2004 [3] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7 版. 北京:高等教育出版社,1997.7 [4] 陈立德主编.机械设计课程设计指导书 [5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册(第三版) [6] 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册 [7] 邱宣怀主编.机械设计(第四版).北京:机械工业出版社,1995 [8] 周开勤主编.机械零件手册(第四版).北京:高等教育出版社,1994 [9] 徐灏主编.机械设计手册.北京:机械工业出版社,1991

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(CAD)(巴黎未落雪)--V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器,F=2000,v=1.8,D=320,16小时300天10年(高下低上)
(CAD)(巴黎未落雪)--V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器,F=2000,v=1.8,D=320,16小时300天10年(高下低上)_机械/仪表_工程科技_专业资料。二级斜齿圆柱设计...
V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器,T=670,v=0.85,D=320,8小时300天10年(高下低上)
V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器,T=670,v=0.85,D=320,8小时300天10年(高下低上)_电力/水利_工程科技_专业资料。机械设计课程设计 ...
(CAD)(vinelily286)--V带-一级斜齿圆柱-联轴器,F=1100,v=2.2,D=320,16小时300天10年(高下低上)
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二级斜齿减速器
8 第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计---17...使用期限 10 年(300 天/年),1 班制工作,运输...选择二级圆柱斜齿轮 减速器(展开式) 。 计算传动...
机械设计基础试卷全国自考历年试题和答案2
联轴器 ) ) B.齿式联轴器 D.凸缘联轴器 16.轴...已知在某二级斜齿圆柱齿轮传动中,1 轮为主动轮,4...10年4月全国自考机械设计... 6页 免费 全国2003年...
二级斜齿轮课设
展开式二级圆柱直齿轮减速器 要求: 拟定传动关系:...V 带、减速器、联轴器、工作机构成 工作条件:连续...使用期限 10 年,小批量生产, 单班制工作,运输带...
机械设计题库(含答案)---3
无弹性元件 挠性联轴器和 有弹性元件挠性联轴器两大...10圆柱螺旋弹簧的弹簧丝直径 d=6mm,旋绕比 C=...对于标准齿轮传动,影响齿形系数 Y F 的主要几何...
输入联轴器输出链轮二级斜齿F=2000 V=1.5 D=500 10X2
输入联轴器输出链轮二级斜齿F=2000 V=1.5 D=500 ...使用期限 10 年(300 天/年),两班制工作,运输容许...选择链传动二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。 传动...
机械设计试题与答案
2009年机械设计试题与答案 7页 免费如要投诉违规内容...十字滑块联轴器 D.万向联轴器 4、带传动工作时,设...产生塑性变形 D. 发生疲劳点蚀 10、对于温度变化不...
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