機(jī)械課程設(shè)計(jì)硬幣隊(duì)列化輸送裝置

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1、一. 課程設(shè)計(jì)任務(wù) 1．硬幣隊(duì)列化輸送裝置。 2．已知條件 硬幣計(jì)數(shù)速度1500—2500枚/min 工作時(shí)間8h/天 二．設(shè)計(jì)內(nèi)容 1.完成對(duì)硬幣計(jì)數(shù)機(jī)輸幣系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)，要求機(jī)構(gòu)緊湊，成本低。 2．完成總體設(shè)計(jì)方案原理圖、傳動(dòng)系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)的方案原理簡(jiǎn)圖及原理設(shè)計(jì)說明書。 三. 設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案: 方案1 方案2 方案3 方案對(duì)比及選擇 方案號(hào) 優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn) 1 傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊 傳動(dòng)效率低 2 傳動(dòng)效率相對(duì)較高 噪音大，傳動(dòng)速度小，只能在平行軸間傳動(dòng)，不能保持恒定的瞬間傳動(dòng)比 3 帶傳動(dòng)可以保護(hù)電

2、機(jī)，齒輪傳動(dòng)效率較高 減速裝置體積大，質(zhì)量大 考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)，其傳動(dòng)方案選3 四．設(shè)計(jì)結(jié)果 名稱 結(jié)果 電動(dòng)機(jī) 初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖3所示。 選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 查表計(jì)算得傳動(dòng)裝置的總效率 ＝0.960.970.96＝0.759； 為V帶的效率,為第一對(duì)軸承的效率， 為第二對(duì)軸承的效率，為第三對(duì)軸承的效率， 為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率 傳動(dòng)帶速度v=0.6m/s 取傳送帶滾輪的圓周力為F=3.2kN ,則Pw=Fv/1000=1.9kW 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： Pd＝

3、Pw/ηa＝19001.3/10000.759＝3.25kW, 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的滾筒轉(zhuǎn)速為n＝=82.76r/min， 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1＝2～4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2＝8～40， 則總傳動(dòng)比合理范圍為ia＝16～160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd＝ian＝（16～160）82.76＝1324.16～13241.6r/min。 選定型號(hào)為Y112M—4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4.0kw 額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 Y112M—4三相異步電動(dòng)機(jī) 傳動(dòng)比 （1） 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)

4、速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為＝nm/n＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 ＝ 式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。 為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步?。?.3，則減速器傳動(dòng)比為＝＝17.40/2.3＝7.57 查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為＝3.24，則＝＝2.33 帶傳動(dòng)比2.3 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比3.24 低速級(jí)傳動(dòng)比2.33 V帶 確定計(jì)算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故 Pca=KAP=1.14kW=4.4kW 選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca，n1由8-11得選用A型 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d

5、d并驗(yàn)算帶速v 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1，由表8-7和8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90 驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算的速度 v=πdd1n1/（6011000）=6.78m/s 因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，所以帶速合適。 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1，按式（8-15a），計(jì)算大帶輪的的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1=2.390mm207mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)直徑為dd2=200mm 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=300mm。 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1

6、）2 /4a0 =[2300+π（90+200）/2+（200-90）2/（4500）] ≈1061mm 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1100mm 按式（8-23），計(jì)算實(shí)際中心距a a≈a0+（Ld-Ld0）/2=[300+(1100-1061)/2] ≈320 按式（8-24），中心距的變化范圍為303.5～353mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 α1≈180-57.3（dd2-dd1）/a≈160＞120 計(jì)算帶的根數(shù) 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=90mm和n1=1440r/min，查表8-4得P0=1.064kW 根據(jù)n1=1440r/min，i=2

7、.3和A型帶，查表8-5得ΔP0=0.17kW。 查表8-6得Kα=0.95，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=（P0+ΔP0）KαKL=(1.064+0.17) 0.950.91kW=1.07Kw 2)計(jì)算V帶的根數(shù)z z=Pca/Pr=4.41.07=4.11 取5根 7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以 F0=500（2.5-Kα）Pca/Kαzv+qv2=111N 8.計(jì)算壓軸力Fp Fp=2zF0sin（α1/2）=1093N 10.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 選用A型普通V帶5根，帶基準(zhǔn)長度1100mm。帶輪

8、基準(zhǔn)直徑dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5～353mm。單根帶初拉力F0=111N。 A型普通V帶5根，帶基準(zhǔn)長度1100mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90mm，dd2=200mm，中心距控制在a=303.5～353mm。單根帶初拉力F0=111N。 齒輪 （一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 １． 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1） 齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24 高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪

9、 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 ２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查圖10-20 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由圖10-26 則 ②由公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =60626.091（283008） =1.442510h N= =4.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=) ③查10-23圖得：K=0.93 K=0.96 ④齒輪的

10、疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得: []==0.93550=511.5 []==0.96450=432 許用接觸應(yīng)力 ⑤查表10-5得： =189.8MPa 表10-7得: =1 T=95.510=95.5103.19/626.09 =4.8610N.m 3.設(shè)計(jì)計(jì)算 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②計(jì)算圓周速度 ③計(jì)算齒寬b和模數(shù) 計(jì)算齒寬b b==49.53mm 計(jì)算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計(jì)算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25

11、2.00=4.50 = =11.01 ⑤計(jì)算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計(jì)算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級(jí)精度, 查課本由表10-8得 動(dòng)載系數(shù)K=1.07, 查表10-4得K的計(jì)算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42 查課本由圖10-13得: K=1.35 查課本由表10-3 得: K==1.2 故載荷系數(shù): K＝K K K K =11.071.21.42=1.82 ⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53=51.73 ⑧計(jì)算模數(shù) = 4. 齒

12、根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 ≥ ⑴ 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kNm 確定齒數(shù)z 因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝24，z＝i z＝3.2424＝77.76 傳動(dòng)比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允許 ②計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43 ③ 初選齒寬系數(shù) 按對(duì)稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ＝14 ⑤ 載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73

13、 ⑥ 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y 查課本由圖10—17得 齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦ 重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2（）]＝[1.88－3.2（1/24＋1/78）]cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因?yàn)椋?cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧ 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝1.825, Y＝1－＝0.78 ⑨ 計(jì)算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S

14、＝1.25 工作壽命兩班制，8年，每年工作300天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60271.471830028＝6.25510 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.25510/3.24＝1.930510 查課本由式10-6疲勞強(qiáng)度極限 小齒輪 大齒輪 查課本由圖10-22曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵ 設(shè)計(jì)計(jì)算 ① 計(jì)算模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB

15、/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=51.73來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z==25.097 取z=25 那么z=3.2425=81 ② 幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算中心距 a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑 d==51.53 d==166.97 計(jì)算齒輪寬度 B= 圓整的 高速級(jí)；Z1=25,Z2=81,B1=50,B2=55,d1

16、=51.53,d2=166.97 a=110,m=2.09, β=14.01 （二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 ⑴ 材料：低速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30 速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.3330=69.9 圓整取z=70. ⑵ 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 ⑶ 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①試選K=1.6 ②查圖10-20區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試選,由圖10-26查得 =0.83 =0.88 =0.83

17、+0.88=1.71 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60njL=60193.241(283008) =4.4510 N=1.9110 由圖10-23接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查式10-14得 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限, 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力 []== []==0.98550/1=517 [540.5 查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5102.90/193.24 =14.3310N.

18、m =65.71 2. 計(jì)算圓周速度 0.665 3. 計(jì)算齒寬 b=d=165.71=65.71 4. 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 5. 計(jì)算縱向重合度 6. 計(jì)算載荷系數(shù)K K=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231 使用系數(shù)K=1

19、同高速齒輪的設(shè)計(jì),查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 故載荷系數(shù) K＝=11.041.21.4231=1.776 7. 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=65.71 計(jì)算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) m≥ ㈠確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 （1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kNm （2） 確定齒數(shù)z 因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝30，z＝i z＝2.3330＝69.9 傳動(dòng)比誤差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允許 （3） 初選齒寬系數(shù) 按對(duì)稱布置，由表查得＝1 （4）初選螺旋角

20、 初定螺旋角＝12 （5）載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.041.21.35＝1.6848 （6）當(dāng)量齒數(shù) z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797 由課本圖10-17齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7） 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝2.03 Y＝1－＝0.797 （8） 計(jì)算大小齒輪的 由式10-6疲勞強(qiáng)度極限 查圖10-22曲疲勞壽命系數(shù) K=0.90 K=0.93 S=1.4 []= []= 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較

21、 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算. ① 計(jì)算模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=72.91來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù). z==27.77 取z=30 z=2.3330=69.9 取z=70 ② 初算主要尺寸 計(jì)算中心距 a===102.234 將中心距圓整為103 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 分度圓直徑 d=

22、=61.34 d==143.12 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取 低速級(jí)：Z1=30，Z2=70，B1=75，B2=80，d1=61.4，d2=143.12,a=103, β=13.86,m=2.37 軸及軸承 1. 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=2.70KW =82.93r/min =311.35N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.246734=107

23、2.84N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào) 查表14-1得 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 ⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用

24、軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 ② 初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承7010C型. D B 軸承代號(hào) 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80

25、16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 2. 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 對(duì)于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 . 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, ③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.

26、軸環(huán)寬度,取b=8mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16, 高速齒輪輪轂長L=50,則 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度. 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí), 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》20-

27、149表20.6-7. 對(duì)于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖: (從動(dòng)軸) (中間軸) (主動(dòng)軸) 從動(dòng)軸的載荷分析圖: 6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù) == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-1得[]=60MP 〈 [

28、] 此軸合理安全 7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度. ⑴. 判斷危險(xiǎn)截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可. ⑵. 截

29、面Ⅶ左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 == 軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得 2.0 =1.31 軸性系數(shù)為 =0.85 K=1+=1.82 K=1+（-1）=1.26 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù)

30、 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500 抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560 截面Ⅳ上的扭矩為 =295 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ==K= K= 所以 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05 安全系數(shù) S=25.13 S13.71 ≥S=1.

31、5 所以它是安全的 球軸承7010C型 軸見計(jì)算 鍵 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 根據(jù) d=55 d=65 查表6-1?。? 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 ②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 []=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 ③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 由式（6-1）得：

32、 ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標(biāo)記為： 鍵2：1636 A GB/T1096-1979 鍵3：2050 A GB/T1096-1979 1636 A GB/T1096-1979 2050 A GB/T1096-1979 聯(lián)軸器 9聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 1.類型選擇. 為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 2.載荷計(jì)算. 公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550333.5 查表14-1 所以轉(zhuǎn)矩 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器 潤滑 對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ H=30 =34 所以H+=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。 二級(jí)圓柱齒輪減速器采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤滑 21