工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)[帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)]
工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)[帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)],帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì),工件,輸送,設(shè)計(jì)
寧大學(xué)
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級(jí)
姓 名
學(xué) 號(hào)
指導(dǎo)老師
年 月 日
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是關(guān)于工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)。首先對(duì)輸送機(jī)作了簡單的概述；接著分析了輸送機(jī)的選型原則及計(jì)算方法；然后根據(jù)這些設(shè)計(jì)準(zhǔn)則與計(jì)算選型方法按照給定參數(shù)要求進(jìn)行選型設(shè)計(jì)；接著對(duì)所選擇的輸送機(jī)各主要零部件進(jìn)行了校核。在工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)、制造以及應(yīng)用方面,目前我國與國外先進(jìn)水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設(shè)計(jì)制造工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)過程中存在著很多不足。
本次帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)代表了設(shè)計(jì)的一般過程, 對(duì)今后的選型設(shè)計(jì)工作有一定的參考價(jià)值。
關(guān)鍵詞：工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)，傳動(dòng)裝置，連桿，減速器
目 錄
摘 要 II
目 錄 III
第1章 緒論 1
1.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的發(fā)展史 1
1.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)的用途 1
1.3 工件輸送機(jī)的構(gòu)造及工作原理 1
1.4 往復(fù)式工件輸送機(jī)的優(yōu)越性 2
1.4.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的特點(diǎn) 2
1.4.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)與其他工件輸送機(jī)的比較 2
第2章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 3
2.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析 3
2.2 懸點(diǎn)的位移 5
2..3 懸點(diǎn)的速度 6
2.4 懸點(diǎn)的加速度 7
2. 5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析 7
2.6 連桿的設(shè)計(jì) 10
2.6.1 選材 11
2.6.2 校核 11
第3章 電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 13
3.1電動(dòng)機(jī)的選擇 13
3.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配 14
3.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 14
第4章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
4.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 16
4.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 20
4.3 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表 26
4.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表 31
第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 31
5.1 Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 31
5.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 34
5.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 36
5.4 校核Ⅱ軸的強(qiáng)度 38
第6章 軸承的選擇和校核 42
6.1 Ⅱ軸軸承的選擇 42
6.2 根據(jù)滾動(dòng)軸承型號(hào)，查出和 42
6.3 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 42
第7章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 44
7.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 44
7.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 44
第8章 鍵聯(lián)接的選擇和校核 45
第9章 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號(hào)的選擇 45
9.1 傳動(dòng)零件的潤滑 45
9.1.1 齒輪傳動(dòng)潤滑 45
9.1.2滾動(dòng)軸承的潤滑 45
9.2 減速器密封 45
9.2.1 軸外伸端密封 45
9.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封 45
9.2.3 箱體結(jié)合面的密封 45
第10章 減速器箱體設(shè)計(jì)及附件的選擇和說明 46
總結(jié)與展望 49
參考文獻(xiàn) 50
致 謝 51
第1章 緒論
進(jìn)入21世紀(jì)，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴(kuò)大,現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進(jìn)和擴(kuò)大現(xiàn)有工件機(jī)械設(shè)備是完全必要的。往復(fù)式工件輸送機(jī)作為工件加工的基礎(chǔ)設(shè)備， 在我國礦廣泛應(yīng)用幾十年。生產(chǎn)實(shí)踐證明,該設(shè)備對(duì)品種、粒度、外在水份等適應(yīng)性強(qiáng),與其他給料設(shè)備相比,具有運(yùn)行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護(hù)工作量少等優(yōu)點(diǎn),仍不失推廣使用的價(jià)值。
1.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的發(fā)展史
運(yùn)輸機(jī)設(shè)備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,給設(shè)備的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位給設(shè)備的可靠性,直接影響整個(gè)生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運(yùn)行。目前,我國礦使用的給設(shè)備主要是往復(fù)式工件輸送機(jī)和電振工件輸送機(jī)。 往復(fù)式工件輸送機(jī)最早研制于20世紀(jì)60年代初,70年代,在ＮＧＷ基礎(chǔ)上,更換了驅(qū)動(dòng)裝置,改為Ｋ系列,并一直沿用至今。國外工件輸送機(jī)發(fā)展?fàn)顩r也與國內(nèi)大相徑庭,并沒有更高的技術(shù)含量,但價(jià)格卻是國內(nèi)同類產(chǎn)品的4～5倍。
自20世紀(jì)60年代定型后,我國各大礦使用的工件輸送機(jī)主要是K系列的往復(fù)式工件輸送機(jī)。
1.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)的用途
最通用的往復(fù)式工件輸送機(jī)為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。往復(fù)式工件輸送機(jī)適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到輸送機(jī)或其它篩選、貯存裝置上。
1.3 工件輸送機(jī)的構(gòu)造及工作原理
往復(fù)式工件輸送機(jī)結(jié)構(gòu)是由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動(dòng)平臺(tái)、漏斗閘門、托輥等組成。
傳動(dòng)原理：當(dāng)電動(dòng)機(jī)開動(dòng)后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機(jī)構(gòu)拖動(dòng)傾斜的底板在托輥上作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，當(dāng)?shù)装逭袝r(shí),將倉和槽形機(jī)體內(nèi)的帶到機(jī)體前端;底板逆行時(shí),槽形機(jī)體內(nèi)的被機(jī)體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng),機(jī)體前端的自行落下。將均勻地卸到運(yùn)輸機(jī)械或其它篩選設(shè)備上。該機(jī)設(shè)有帶漏斗、帶調(diào)節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調(diào)節(jié)閥門兩種形式。
1.4 往復(fù)式工件輸送機(jī)的優(yōu)越性
1.4.1 往復(fù)式工件輸送機(jī)的特點(diǎn)
(1) 結(jié)構(gòu)簡單,維修量小
在往復(fù)式工件輸送機(jī)中,電動(dòng)機(jī)和減速器均采用標(biāo)準(zhǔn)件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評(píng)。
(2) 性能穩(wěn)定
往復(fù)式工件輸送機(jī)對(duì)的牌號(hào),粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴(yán),當(dāng)來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時(shí),仍能正常工作。
(3) 噪音低
往復(fù)式工件輸送機(jī)是非振動(dòng)式給料設(shè)備,其噪音發(fā)生源只有電動(dòng)機(jī)和減速器,而這兩個(gè)的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴(kuò)散,這一點(diǎn)是電動(dòng)給料機(jī)所無法達(dá)到的。
(4) 安裝方便、高度小
往復(fù)式工件輸送機(jī)一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動(dòng)機(jī)支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動(dòng)工件輸送機(jī)由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,往復(fù)式工件輸送機(jī)占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。
1.4.2 往復(fù)式工件輸送機(jī)與其他工件輸送機(jī)的比較
往復(fù)式與振動(dòng)式工件輸送機(jī)兩種給料方式不同點(diǎn)是給料頻率和幅值以及運(yùn)動(dòng)軌跡不同。在使用過程中，由于振動(dòng)式給料機(jī)給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動(dòng)給料，其振動(dòng)和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動(dòng)給料，給料機(jī)必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動(dòng)參數(shù)對(duì)底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的往復(fù)式工件輸送機(jī)。
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工件輸送機(jī)設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第2章 連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析
運(yùn)動(dòng)分析的主要任務(wù)是：求出驢頭懸點(diǎn)的位移、速度和加速度隨時(shí)間變化的規(guī)律，以便為載荷分析和扭矩計(jì)算提供運(yùn)動(dòng)學(xué)數(shù)據(jù)。在曲柄角速度等于常數(shù)的情況下，問題也就歸結(jié)為求解懸點(diǎn)位移速度和加速度隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。
2.1 常規(guī)型的幾何關(guān)系分析
圖2-1 常規(guī)型運(yùn)動(dòng)簡圖
基本參數(shù)及意義表示如下：
A—前臂長度，mm；
C—后臂長度，mm；
P—連桿長度，mm；
R—曲柄半徑，mm；
I—支承中心到減速器輸出軸中心的水平距離，mm；
H—支承中心到底座底部的高度，mm；
G—減速器輸出軸到底座底部的高度，mm；
H-G—曲柄回轉(zhuǎn)中心至中心軸承的垂直距離，mm；
ψ—C與K的夾角；
S—抽油機(jī)的沖程；
n—抽油機(jī)的沖次；
P—額定懸點(diǎn)載荷；
K—極距，即支承中心到減速器輸出軸中心的距離，mm；
J—曲柄銷中心到支承中心之間的距離,mm；
θ—曲柄轉(zhuǎn)角，以曲柄半徑R處于12點(diǎn)鐘位置作為零度，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；
Φ—零度線與K的夾角，由零度線到K沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向度量；
β—C與P的夾角，稱傳動(dòng)角；
x—C與J的夾角；
ρ—K與J的夾角；
—K與R的夾角；
—P與R的夾角。
由圖可知：
（2-1）
式中正負(fù)號(hào)取決于曲柄旋轉(zhuǎn)方向，曲柄旋轉(zhuǎn)方向的判斷為：面向抽油機(jī)，井口在右側(cè)，順時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“+”，逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)為“-”。
（2-2）
（2-3）
（2-4）
（2-5）
（2-6）
（2-7）
（2-8）
（2-9）
（2-10）
在有“”式中，“+”用于曲柄順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，“-”用于曲柄逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)。
2.2 懸點(diǎn)的位移
根據(jù)以上幾何關(guān)系分析結(jié)果，對(duì)常規(guī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性進(jìn)行分析，推導(dǎo)相應(yīng)公式，得到懸點(diǎn)位移、速度、加速度。本文以常規(guī)型抽油機(jī)CYJ5-2.5-26HB為例進(jìn)行研究，并對(duì)此抽油機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系進(jìn)行計(jì)算編程，畫出相應(yīng)的曲線圖。
圖2-2 懸點(diǎn)位移曲線圖
以懸點(diǎn)處于最低位置（下死點(diǎn)）為計(jì)算位移的起點(diǎn)。擺動(dòng)的角位移為，最大角位移為。根據(jù)抽油機(jī)四桿結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系：
（2-11）
（2-12）
懸點(diǎn)位移 （2-13）
懸點(diǎn)最大位移 （2-14）
在抽油機(jī)的設(shè)計(jì)和使用中，常用的是與的比值，稱為位置因素，表示為：
（2-15）
顯然，。當(dāng)懸點(diǎn)位于下死點(diǎn)時(shí)，=0；懸點(diǎn)位于上死點(diǎn)時(shí)，=1。
其懸點(diǎn)位移的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到位移圖像如圖2-2：
2..3 懸點(diǎn)的速度
圖2-3 速度分析示意圖
圖2-4 懸點(diǎn)速度曲線
如圖2-3所示，后臂C和曲柄半徑R均為繞定點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，連桿P做平面運(yùn)動(dòng)。利用速度投影定理，忽略連桿P變形的影響，連桿兩端點(diǎn)（d和b）的速度在連桿軸線上的投影相等。d、b兩點(diǎn)分別和O 轉(zhuǎn)動(dòng)，、分別垂直于R和C，將、向連桿軸線投影有：
（2-16）
則
（2-17）
因?yàn)?，，懸點(diǎn)速度為
（2-18）
式中為曲柄旋轉(zhuǎn)的角速度，其余參數(shù)同前。
其懸點(diǎn)速度的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到速度圖像如圖2-4：
2.4 懸點(diǎn)的加速度
圖2-5懸點(diǎn)加速度曲線
懸點(diǎn)速度對(duì)時(shí)間的一次導(dǎo)數(shù)即為懸點(diǎn)加速度。對(duì)于后置型，懸點(diǎn)加速度公式為：
（2-19）
其懸點(diǎn)加速度的計(jì)算結(jié)果詳見表2-1，得到加速度圖像如圖2-5：
2. 5 懸點(diǎn)運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算分析
表2-1顯示了曲柄轉(zhuǎn)角變化時(shí)，懸點(diǎn)位移、速度、加速度隨其變化的數(shù)值，表2-1如下所示。圖2-6為曲柄轉(zhuǎn)角變化與懸點(diǎn)位移、速度、加速度之間的關(guān)系曲線圖，圖2-6如下所示。
表2-1 懸點(diǎn)參數(shù)計(jì)算數(shù)值表
角度
位移
速度
加速度
0
0.001181
-0.02999
0.378839
5
0.000702
0.02329
0.387514
10
0.007689
0.077398
0.390653
15
0.022202
0.131515
0.387536
20
0.044179
0.184732
0.377626
25
0.07343
0.236083
0.360654
30
0.109626
0.28459
0.336696
35
0.152307
0.329308
0.306219
40
0.200885
0.369388
0.270089
45
0.254667
0.404126
0.229521
50
0.312871
0.433007
0.185994
55
0.374661
0.455729
0.141114
60
0.439174
0.472217
0.09648
65
0.50555
0.482608
0.053544
70
0.572964
0.487224
0.013502
75
0.640644
0.486534
-0.02277
80
0.707892
0.481101
-0.05472
85
0.774092
0.471544
-0.08214
90
0.838715
0.45849
-0.1051
95
0.901317
0.442545
-0.12385
100
0.961536
0.424263
-0.13882
105
1.019082
0.404135
-0.15052
110
1.073729
0.382578
-0.15949
115
1.125304
0.359933
-0.16627
120
1.173673
0.336469
-0.17137
125
1.218739
0.312386
-0.17526
130
1.260425
0.287823
-0.17834
135
1.298671
0.262867
-0.18098
140
1.333427
0.237559
-0.18345
145
1.364644
0.211905
-0.186
150
1.392272
0.18588
-0.1888
155
1.416258
0.159441
-0.19199
160
1.43654
0.132528
-0.19563
165
1.453047
0.105077
-0.19975
170
1.4657
0.077021
-0.20431
175
1.474411
0.048307
-0.20922
180
1.479086
0.018896
-0.21433
185
1.479627
-0.01123
-0.21942
190
1.475935
-0.04204
-0.22424
195
1.467919
-0.07349
-0.22847
200
1.455497
-0.10546
-0.23174
205
1.438607
-0.1378
-0.2337
210
1.417212
-0.1703
-0.23396
215
1.391306
-0.2027
-0.23219
220
1.360926
-0.23469
-0.22811
225
1.326149
-0.26594
-0.22152
230
1.287103
-0.2961
-0.21232
235
1.243966
-0.3248
-0.20051
240
1.196965
-0.35168
-0.1862
245
1.146375
-0.37642
-0.16958
250
1.092518
-0.39869
-0.15089
255
1.035753
-0.41825
-0.13043
260
0.976474
-0.43486
-0.1085
265
0.915104
-0.44833
-0.08536
270
0.852089
-0.45853
-0.06129
275
0.787893
-0.46532
-0.03648
280
0.722994
-0.46864
-0.01112
285
0.657881
-0.46839
0.014685
290
0.593052
-0.46454
0.040831
295
0.529011
-0.45704
0.067259
300
0.466268
-0.44585
0.093925
305
0.405337
-0.43094
0.120788
310
0.346736
-0.41229
0.147795
315
0.290987
-0.38988
0.174874
320
0.23861
-0.36371
0.201909
325
0.190129
-0.3338
0.228734
330
0.146058
-0.3002
0.25511
335
0.106908
-0.26298
0.280714
340
0.073171
-0.22228
0.305127
345
0.045317
-0.1783
0.327824
350
0.023783
-0.13132
0.348173
355
0.00896
-0.08172
0.365446
360
0.001181
-0.02999
0.378839
圖2-6 懸點(diǎn)位移、速度、加速度曲線
從表2-1和圖2-6可知，懸點(diǎn)速度最大值為，懸點(diǎn)加速度最大值。
2.6 連桿的設(shè)計(jì)
因?yàn)槌橛蜋C(jī)連桿較長，且受壓，所以對(duì)其進(jìn)行靜強(qiáng)度和穩(wěn)定性校核。最大連桿力是對(duì)連桿進(jìn)行強(qiáng)度校核或穩(wěn)定校核的依據(jù)。
2.6.1 選材
根據(jù)連桿受力狀態(tài)及結(jié)構(gòu)尺寸特點(diǎn)，選其材料為45號(hào)鋼制成的無縫鋼管，查《機(jī)械工程材料實(shí)用手冊》其基本參數(shù)為：
外徑D=80mm，臂厚t=10mm，單位長度理論重量為17.26，抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)。
2.6.2 校核
（1）連桿靜強(qiáng)度校核
抽油機(jī)連桿質(zhì)量較輕，其運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力矩，則可認(rèn)為連桿為二力桿，連桿力為為：
（5-27）
式中：為抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷；
為抽油機(jī)結(jié)構(gòu)不平衡重；
為游梁平衡重重力。
對(duì)不同曲柄轉(zhuǎn)角下的進(jìn)行計(jì)算，求出的最大值，則連桿的最大應(yīng)力及強(qiáng)度條件為
（5-28）
式中：為連桿的橫截面面積，；
為連桿材料的許用應(yīng)力，Mpa；
為連桿材料的屈服極限，Mpa；
n為安全系數(shù)，n=1.5~2.0。
在5.1節(jié)中，通過估算得：，且，代入公式（5-28）得
故靜強(qiáng)度滿足要求。
（2）連桿穩(wěn)定校核
受壓連桿可按兩端鉸支處理。
（5-29）
當(dāng)長細(xì)比時(shí)，
（5-30）
當(dāng)>90時(shí)，
（5-31）
式中：為連桿長度，；
為連桿慣性半徑，；對(duì)于管狀截面，；
是外徑，為臂厚；由于D=80，t=10。
故連桿穩(wěn)定性滿足要求。
第3章 電動(dòng)機(jī)選擇、傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
3.1電動(dòng)機(jī)的選擇
1.確定電動(dòng)機(jī)類型
按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
2.確定電動(dòng)機(jī)的容量
（1）工作機(jī)卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw
(2)電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率
為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總功率η總。設(shè)η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(dòng)（設(shè)齒輪精度為7級(jí)）、滾動(dòng)軸承、V形帶傳動(dòng)、工作機(jī)的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，則傳動(dòng)裝置的總效率為
= = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414
3.選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
由[2]表13-2推薦的傳動(dòng)副傳動(dòng)比合理范圍
普通V帶傳動(dòng) i帶=2～4
圓柱齒輪傳動(dòng) i齒=3～5
則傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍為
i總=i帶×i齒1×i齒2
i‘總=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為
nd=i‘總×=（18～100）=（18～100）r/min
=1006.68~5592.67r/min
根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。
選用同步轉(zhuǎn)速為:1500 r/min
選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為:Y112M-4
3.2 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配
1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比
==
式中nm----電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速: 1440 r/min;
nw----工作機(jī)的轉(zhuǎn)速:55.93 r/min。
2.分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比
i總=i帶×i齒1×i齒2
分配原則： （1）i帶＜i齒
（2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2
根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動(dòng)比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動(dòng)比為
i =9.90
雙級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為
i齒1 = 3.59
低速級(jí)的傳動(dòng)比
i齒2 = i/i齒1 =2.76
3.3 運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
1.各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算
1440 r/min
nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min
nⅡ= nⅠ / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min
nⅢ= nⅡ / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min
2.各軸輸入功率
P0= Pd=5.99 KW
PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW
PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW
PⅢ= PⅡη2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW
3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩
T0 = 9550Pd/n0 =39.73
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71
表1 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表
項(xiàng)目
軸號(hào)
功率
轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)矩
傳動(dòng)比
0軸
5.99
1440
39.73
2.6
Ⅰ軸
5.69
553.85
98.11
3.59
Ⅱ軸
5.52
154.28
341.69
2.76
Ⅲ軸
5.36
55.90
915.71
第4章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
1.設(shè)計(jì)計(jì)算表
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
(1)確定計(jì)算功率Pca
Pca=d
查[1]表8-7
取
(2)選擇帶的型號(hào)
查[1]圖8-11
選用A型帶
(3)選擇小帶輪直徑
查[1] 表8-6及8-8
90
(4)確定大帶輪直徑
=
查[1] 表8-8 =236
=236
(5)驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差
＝0.85%
(6)驗(yàn)算帶速
=6.78
(7)初定中心距
=(0.7~2)(90+236)=228.2~652
=360
(8)初算帶長
=2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3
=1246
(9)確定帶的基準(zhǔn)長度
查[1]表8-2
因?yàn)?1246，選用A型帶
取=1250
=1250
(10)計(jì)算實(shí)際中心距離（取整）
=362mm
(11)安裝時(shí)所需最小中心距（取整）
=362+0.015
=343
(12)張緊或補(bǔ)償伸長量所需最大中心距
=400mm
(13)驗(yàn)算小帶輪包角
=
(14) 單根V帶的基本額定功率
查[1]表8-4a插值法
=1.06
kw
=1.06
(15) 單根V帶額定功率的增量
查[1]表8-5b插值法
=0.17
kw
=0.17
(16) 長度系數(shù)
查[1]表8-2
由 得
(17)包角系數(shù)
查[1]表8-5插值法
＝0.94
(18)單位帶長質(zhì)量
查[1]表8-3
=0.10
=0.10
(19)確定V帶根數(shù)
根
7
(20)計(jì)算初拉力
=130.31
(21)計(jì)算帶對(duì)軸的壓力
1787.37
2.帶型選用參數(shù)表
帶型
A
90
236
6.78
362
159.89
7
1787.37
B=(7-1)15+210=110
3．帶輪結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
(1)帶輪基準(zhǔn)寬bd
查[1]表8-10
因選用A型，故取
(2)帶輪槽寬b
=12.93
(3)基準(zhǔn)寬處至齒頂距離ha
查[1]表8-10
(4)基準(zhǔn)寬處至槽底距離hf
查[1]表8-10
(5)兩V槽間距e
查[1]表8-10
.0
(6)槽中至輪端距離
查[1]表8-10
=10
(7)輪槽楔角
查[1]表8-10
因?yàn)?118，
所以＝38
度
38
(8)輪緣頂徑
241.6
(9)槽底直徑
=236-29.0=218
218
(10)輪緣底徑D1
查[1]表8-10，得
200
(11)板孔中心直徑D0
=0.5(200+60)=130
130
(12)板孔直徑d0
40
(13)大帶輪孔徑d
查[3]表12-1-12
根據(jù)=236，Z＝7,
所以取d=30
d=30
(14)輪轂外徑d1
60
(15)輪轂長L
L=60
(16)輻板厚S
查[3]表12-1-12
S＝(0.5~0.25)B=
15.71~27.5
S＝25
(17)孔板孔數(shù)
查[3]表12-1-12
個(gè)
4.2 漸開線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)
（一）高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級(jí)
查[1]表10-8
選用7級(jí)精度
級(jí)
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS
大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪250HBS
大齒輪220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個(gè)
91
3.458
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）試選Kt
取1.6
1.6
(2)區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）εa
由[1]圖10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64
1.64
(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得
=(577.5+604.8)=591.15
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
=53.03
（12）計(jì)算圓周速度v
m/s
1.54
（13）計(jì)算齒寬B
B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）計(jì)算縱向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
1.903
（16）計(jì)算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=1.54 m/s，７級(jí)精度，由[1]圖１０－８查得動(dòng)載荷系數(shù)1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15
K=2.15
（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
58.52
（18）計(jì)算模數(shù)
mm
2.37
6．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4
×1.33=2.01
K=2.01
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28
0.88
0.88
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
=26.30
=90.94
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198
YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781
YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-20b
由[1]圖10-20c
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]圖10-18
利用插值法可得
0.90
0.95
0.90
0.95
（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得
（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算
＝0.0153
（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
由[1]式10-17
=1.743
mm
1.743
結(jié)論：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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104
3．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a
=137.1
將中心距圓整為137
mm
a=137
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
13.88
（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑d
mm
59.74
214.26
（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑df
mm
54.74
209.26
（5）計(jì)算齒輪寬度B
b = φdd1
b=1.0×59.74
=59.74
圓整后?。?
B1 =65
B2 =60
mm
B1 =65
B2 =60
（6）驗(yàn)算
所以合適
4.3 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級(jí)
查[1]表10-8
選用7級(jí)精度
級(jí)
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS
大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪
250HBS
大齒輪
220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個(gè)
U=2.8
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）試選Kt
取1.6
1.6
（2）區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）
由[1]圖10-26查得
εa4=0.88
=0.78+0.88=1.66
1.66
(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅡ
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
MPa1/2
(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]3=
594
=604.8
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
＝80.53
（12）計(jì)算圓周速度v
m/s
=0.65
（13）計(jì)算齒寬B
B3=85
B4=80
mm
B3=85
B4=80
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.253.13
＝7.04
b/h =80.53/7.04=11.44
度
＝3.13
h ＝7.04
b/h =11.44
（15）計(jì)算縱向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
＝0.3181.025an14
=1.98
=1.98
（16）計(jì)算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=0.65s，７級(jí)精度，由[1]圖１０－８查得動(dòng)載荷系數(shù)1.1
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.43
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20
K=2.20
（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3
由[1]式10-10ａ
89.55
（18）計(jì)算模數(shù)
=3.48
mm
=3.48
6．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1.01.11.41.35
=2.079
K=2.079
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28
0.88
0.88
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
=27.37
76.63
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.563
YFa4=2.227
YFa3=2.563
YFa4=2.227
（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa3=1.604
YSa4=1.763
YSa3=1.604
YSa4=1.763
（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖１０－２０b
由[1]圖１０－２０ｃ
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]圖１０－１８
0.92
0.96
0.92
0.96
（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得
368
336
（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算
=
0.0117
（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
由[1]式１０－１７
=2.37
結(jié)論：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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=89.55應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =98
3．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a
將中心距圓整為171
mm
=171
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑d
mm
90.00
252.00
（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑df
mm
83.75
=245.75
（5）計(jì)算齒輪寬度B
b = φdd3=
1.0*90.00=90.00
圓整后?。?
B3 =95
B4 =90
mm
B3 =95
B4 =90
（6）驗(yàn)算
故合適
4.4 斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表
傳動(dòng)類型
模數(shù)
齒數(shù)
中心距
齒寬
螺旋角
高速級(jí)
斜齒圓柱齒輪
mm
mm
低速級(jí)
斜齒圓柱齒輪
第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
mm
再查 [1]表15-3，
考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大
mm
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
mm
且由前面的帶輪的設(shè)
計(jì)可得，帶輪的孔徑為30，mm
＝30
＝30
查 [2]表7-12 35
35
因?yàn)樘幯b軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40
＝40
46
由于是齒輪軸所以等于高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑：
40
40
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計(jì)算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
箱體壁厚
查 [2]表11-1
8
地腳螺栓直徑及數(shù)目n
查 [2]表11-1
查 [2]表3-13， ?。?0，
＝16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
查 [2]表11-1
查 [2]表3-9，?。?6
＝12
軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、
查 [2] 表11-1
軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
查 [2]表11-2
查 [2]表11-10，得當(dāng)取
軸承蓋厚度
查 [2]表11-10
，
小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離
查 [2]
=10
軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離
查 [2] 因?yàn)檫x用脂潤滑，所以
＝10
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
查 [2]表6-6，選取7208AC軸承，
故
5.計(jì)算各軸段長度。
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
由于與大帶輪配合，則：
63
由公式
＝56
由公式
32
由公式
＝110.5
齒輪1輪轂寬度：
＝65
由公式
＝40
L（總長）
＝365.5
（支點(diǎn)距離）
＝197.5
5.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
=(126~103)
再查 [1]表15-3，
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于和軸承配合，取標(biāo)準(zhǔn)軸徑為：
=45
由于和齒輪配合，取
查 [2]表1-6，?。?0
=50
查 [2]表1-6，取=60
=60
與高速級(jí)大齒輪配合，取：
＝=45
＝45
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動(dòng)軸承的潤滑”，及說明書“六、計(jì)算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
選用7209AC軸承，查 [2]表6-6
得
5.計(jì)算各軸段長度
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
＝43
＝93
＝10
齒輪配合長度：
＝58
＝45.5
L（總長）
L＝249.5
（支點(diǎn)距離）
196.1
5.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1．選擇軸的材料及熱處理方法
查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
2．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
=
再查 [1]表15-3，
考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大
3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm
＝60
考慮聯(lián)軸器定位：
查 [2]表7-12，?。?0
＝70
為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標(biāo)準(zhǔn)孔徑大小為
＝75
考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標(biāo)準(zhǔn)值=86
＝86
考慮齒輪的定位：
92
由于與齒輪配合=80mm
=80
由于軸承配合：＝＝75
＝75
4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動(dòng)軸承的潤滑”，及說明書“六、計(jì)算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
選用7015AC軸承，查 [2]表6-6
得
5.計(jì)算各軸段長度
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則：
105
由公式
＝47
由公式
＝39
由公式
＝73
由公式
＝10
配合齒輪4：
88
＝51.5
L（總長）
413.5
（支點(diǎn)距離）
＝184.3
5.4 校核Ⅱ軸的強(qiáng)度
齒輪的受力分析：
斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力：
分別將:
代入以上3式，得：
表4.4 和軸長度有關(guān)的參數(shù)
齒輪2上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
3189.49
1195.80
788.14
齒輪3上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
4958.7
2720.77
1750.14
求支反力、繪彎矩、扭矩圖
軸Ⅱ受力簡圖
圖4.6 Ⅱ軸的受力圖
其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。
1.垂直平面支反力，如圖a)
軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為：
2.垂直平面彎矩圖，如圖b)
計(jì)算特殊截面的彎矩：
3.水平平面支反力，如圖c)
4.水平平面
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