蝸桿-直齒輪減速器
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蝸桿-直齒輪減速器
設(shè)計(jì)說明書
題 目: 蝸桿-直齒輪減速器
專 業(yè): 機(jī)械工程及自動化
學(xué)生姓名:
學(xué) 號:
指導(dǎo)教師:
設(shè)計(jì)日期:2013.12.29.
- 3 -
目錄
一、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書----------------------------------------------------------1
二、傳動裝置的擬定和選擇------------------------------------------------2
三、電動機(jī)的選擇及總傳動比的分配----------------------------------5
四、蝸桿及直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算--------------------------------------------7
五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算------------------------------------------------------------15
六、軸的強(qiáng)度校核------------------------------------------------------------20
七、軸承的壽命計(jì)算--------------------------------------------------------31
八、鍵的強(qiáng)度校核-----------------------------------------------------------33
九、參考資料------------------------------------------------------------------35
帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置
設(shè)計(jì)任務(wù)書
一.帶式運(yùn)輸機(jī)工作原理
帶式運(yùn)輸機(jī)傳動示意圖:
二.已知條件
1)工作條件:兩班制,連續(xù)單項(xiàng)運(yùn)轉(zhuǎn),載荷較平穩(wěn),室內(nèi)工作,有粉塵,環(huán)境最高溫度35℃;
2)使用折舊期:8年;
3)動力來源:電力,三相交流,電壓308/220ⅴ;
4)運(yùn)輸帶速度允許誤差:±5%;
5)制造條件及生產(chǎn)批量:一般機(jī)械制造,小批量生產(chǎn);
6)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù):運(yùn)輸帶工作拉力3300N,運(yùn)輸帶工作速度1.2m/s,卷筒直徑350mm;(07)
傳動裝置方案擬定和選擇
1. 方案一:兩級展開式直齒輪傳動
優(yōu)點(diǎn):傳動減速器橫向轉(zhuǎn)速較小,兩大齒輪浸油深度可以大致相 同。
缺點(diǎn):減速器軸向尺寸及重量較大,高級齒輪的承載能力不能充分利用;中間軸承潤滑困難;中間軸較長,剛度差;僅有一份輸入和輸出端,傳動布置不夠靈活。
2. 方案二:錐齒輪加直齒輪同軸傳動
優(yōu)點(diǎn):傳動效率高,使用功率和范圍廣,使用壽命較長。
缺點(diǎn):結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,橫向尺寸小,軸向尺寸大,間軸較長,剛度差,中間軸潤滑比較困難。
3. 方案三:蝸桿傳動
優(yōu)點(diǎn):在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下,可得到較大的傳動比(可大于7); 在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲;能傳遞大的載荷,使用壽命長;在一定條件下,蝸桿傳動可以自鎖,有完全保護(hù)作用;結(jié)構(gòu)簡單且緊湊,拆裝方便,調(diào)整容易。
缺點(diǎn):由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作,故成本較高;另外,傳動效率較低并且摩擦發(fā)熱大。絕大多數(shù)是蝸桿為主動,蝸輪為從動。
4. 方案四:帶傳動加齒輪傳動
優(yōu)點(diǎn):適用于中心距較大的傳動;帶具有良好的撓性,可緩和沖擊,吸收振動;過載時(shí)帶與帶輪之間會出現(xiàn)打滑,避免了其他零件的損壞;結(jié)構(gòu)簡單,成本低廉。
缺點(diǎn):傳動的外廓尺寸較大;需要張緊裝置;由于帶的滑動,不能保 證固定不變的傳動比;帶的壽命較短;傳動效率較低。
綜上所述,我選擇單級蝸桿加一級齒輪傳動
序號
設(shè)計(jì)內(nèi)容及步驟
結(jié)果
一、電動機(jī)選擇及總傳動比分配
1. 工作機(jī)各傳動部件的傳動效率及總效率:
已知:運(yùn)輸帶工作壓力F=3300N
運(yùn)輸帶工作速度V=1.2m/s
卷筒直徑350mm
查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》表1-5可知各傳動部件的效率分別為:
=0.98
=0.98
=0.97
=0.96
=0.98
工作機(jī)總效率:
= ****0.96=0.70
電動機(jī)功率:
=
所以電動機(jī)所需總功率為:
根據(jù)上面所算得的原動機(jī)的功率,查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》表12-1選擇電動機(jī)的型號如下:
型號
額定功率
滿載轉(zhuǎn)速
Y132M-4
7.5kw
1440r/min
2.2
2.3
2.總傳動比及傳動比的分配
工作機(jī)轉(zhuǎn)速:
:電動滿載轉(zhuǎn)速
3.各軸轉(zhuǎn)速與扭矩
第一軸轉(zhuǎn)速:
第二軸轉(zhuǎn)速:
第三軸轉(zhuǎn)速:
第一軸轉(zhuǎn)矩:
=
第二軸轉(zhuǎn)矩:
第三軸轉(zhuǎn)矩:
軸
轉(zhuǎn)速(n)
轉(zhuǎn)矩(M)
第一軸
1440r/min
47.27N.m
第二軸
140r/min
364.67N.m
第三軸
65.4r/min
722.87N.m
二、蝸桿及直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1.蝸桿渦輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。
(2)蝸桿的材料選擇
考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45號鋼。為提高效率,蝸桿螺旋齒面要淬火,硬度為45-55HRC。渦輪用鑄鋁鐵青銅ZCuAL10Fe3,金屬模鑄造。
(3)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)
查閱機(jī)械設(shè)計(jì)書公式11-12得
1)確定轉(zhuǎn)矩
按 估取效率計(jì)算
查前面數(shù)據(jù)得:
2)確定載荷系數(shù)
因?yàn)楣ぷ鞣€(wěn)定,所以取1
查表11-5得=1
由于轉(zhuǎn)速不高,轉(zhuǎn)速不大,故=1.1
K==1*1*1.1=1.1
3)確定彈性影響系數(shù)
因選的是鑄鋁鐵青銅渦輪和鋼蝸桿相配,所以
4)確定接觸系數(shù)
先假設(shè)蝸桿分度元直徑和傳動中心距的比值,
從圖11-18中可查的=2.9
5)確定許用接觸應(yīng)力
查表11-7得渦輪的基本許用應(yīng)力得268MPa
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N=60
其中j=1, 根據(jù)前面查的140.48r/min
=8*360*16=46080h
N=60*1*140.48*46080=388399140
壽命系數(shù)為
則
6)計(jì)算中心距
取中心距a=100mm,因,故從表11-2中取模數(shù)=4mm,蝸桿分度圓直徑,這時(shí)=0.4,從圖11-18中可查的接觸系數(shù)=2.74,,因此以上計(jì)算結(jié)果可用。
(4)渦輪蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸
1)蝸桿
軸向齒距=12.56
直徑系數(shù)q=10;
分度圓直徑
齒頂圓直徑=48
齒根圓直徑=31.5
分度元導(dǎo)程角
蝸桿軸向齒后=6.28
2)渦輪
渦輪齒數(shù)=41
變位系數(shù)
驗(yàn)算傳動比i=,誤差為
渦輪分度圓直徑=4*41=164mm
渦輪喉圓直徑
渦輪齒根圓直徑
渦輪咽喉母圓半徑
(5)校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度
當(dāng)量齒數(shù):
根據(jù),=51.07,從圖11-19可查的齒形系數(shù)
螺旋角系數(shù):
許用彎曲應(yīng)力:
從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應(yīng)力。
壽命系數(shù):
=64.35MPa
=
所以彎曲強(qiáng)度是滿足的。
(6)驗(yàn)算效率
已知 ,
。代入式中得η=0.85,大于原估計(jì)值,所以不用重算。
2.直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
材料選擇:由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,調(diào)制處理,硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼,調(diào)制處理,硬度為240HBS,二者硬度差為40HBS。
(1)初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取
(2)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-9a)進(jìn)行計(jì)算
試選載荷系數(shù)
由以上計(jì)算的小齒輪轉(zhuǎn)矩364.67N.m
由表10-7選取齒寬系數(shù)
由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)
由圖10-21d查得,
小齒輪疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪疲勞強(qiáng)度極限
由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)
計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取安全系數(shù)s=1
由式10-12得
(3)計(jì)算
試算小齒輪分度圓直徑
計(jì)算圓周速度
計(jì)算齒寬b:
計(jì)算齒寬與齒高之比:
模數(shù)
齒高
(4)計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù) 7級精度,由圖10-8得,直齒輪:,由表10-2查得使用系數(shù)
由表10-4查的
根據(jù), 由圖10-13得
故載荷系數(shù)為
按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑,由式10-10a得
計(jì)算模數(shù)
(5)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度為
大齒輪
由圖10-18取得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命
取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4
(6)計(jì)算載荷系數(shù)K
由表10-5查的齒形系數(shù)為;
由表10-5查的應(yīng)力校正系數(shù)
計(jì)算大小齒輪的并加以比較
比較得大齒輪的數(shù)值大
(7)設(shè)計(jì)計(jì)算
取m=6
小齒輪齒數(shù),取
大齒輪齒數(shù),取
幾何尺寸計(jì)算
計(jì)算中心距
計(jì)算齒輪寬度
取
三、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
(一).輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。根據(jù)表15-3取
根據(jù)公式,
其中
可得
因?yàn)檩S上有一個鍵槽所以有
2. 粗選聯(lián)軸器
查表14-1可得
由以前計(jì)算的
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為N
查手冊選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。
3.粗選軸承
因受軸向力和徑向力的作用,粗選圓錐滾子軸承30310
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)簡圖
如圖所示,徑向尺寸為:
根據(jù)聯(lián)軸器
制出軸肩令
根據(jù)軸承選
軸承軸向定位選
為便于嚙合便于制造取
蝸桿分度元直徑
軸向尺寸為:
根據(jù)聯(lián)軸器選選
為安裝軸承端蓋取
根據(jù)軸承寬度取
軸的軸向定位
根據(jù)嚙合及安裝要求取
根據(jù)嚙合要求取
根據(jù)蝸桿長度取
(二).中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1.初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。根據(jù)表15-3取
根據(jù)公式
其中
可得
因?yàn)檩S上有一個鍵槽所以有
2. 選擇軸承
根據(jù)前面,與輸入軸選用同型號軸承為圓周滾子軸承30310
3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)簡圖如下
如圖所示,軸的徑向尺寸如下:
根據(jù)軸承得
根據(jù)蝸輪尺寸選取
齒輪軸向定位可得軸肩為
直齒小齒輪分度元直徑為
軸的軸向尺寸為:
根據(jù)軸承尺寸和與箱體距離可得
根據(jù)渦輪輪轂寬度103可得
取軸肩處寬度為
直齒小齒輪輪轂寬度為
(三).輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
1.軸的材料選擇:選取軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。
2.初步確定軸的最小直徑
根據(jù)公式
其中粗取,,
解得
因?yàn)檩S上有兩個鍵槽所以得
3. 選擇聯(lián)軸器
根據(jù)軸的直徑選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,LX4,孔軸直徑60,半聯(lián)軸器長度107
4. 選擇軸承
由于只有徑向力,無軸向力,所以選擇深溝球軸承,系列號為6014.
5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)簡圖如下
如圖所示,徑向尺寸為:
根據(jù)軸承選擇和安裝方便取
根據(jù)安裝尺寸取
為了齒輪軸向定位取
根據(jù)齒輪尺寸取
為安裝軸承端蓋取
根據(jù)聯(lián)軸器取
軸的軸向尺寸:
根據(jù)安裝及軸承要求取
根據(jù)安裝要求取
取軸肩寬度
根據(jù)輪轂寬度取
為方便安裝軸承端蓋取
根據(jù)聯(lián)軸器取
軸的受力分析及校核
四、軸的強(qiáng)度校核
(一)輸入軸的受力及校核
1. 輸入軸的受力分析
2. 輸入軸的受力簡圖
3. 輸入軸的校核
根據(jù)彎矩圖取蝸桿的中間部位為危險(xiǎn)截面,查表15-5的,
根據(jù)表15-1查的
故安全。
(2) 中間軸的校核
1.中間軸的受力分析
=-2021N,=260N
=-1632N,=2296N
=144401N·mm,=13021N·mm
=185603N·mm,=152637N·mm
=43170N·m,=51694N·mm
==235160N·mm
==210118N·mm
==45091N·mm
==53309N·mm
=166.53N·m
2. 中間軸的受力簡圖
3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度)。根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力為
=/=49.2MPa
因軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得[]=70MPa。
因<[],故安全。
(3) 輸出軸的校核
1. 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
=2661N,=1517N ,
=174N,=1397N
=165754N·mm
=165784N·mm,=236869N·mm
2. 輸出軸的受力簡圖
3. 輸出軸的校核
=/=16.1MPa
因軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得[]=70MPa。
因<[],故安全。
(四)軸2的安全系數(shù)校核
1)判斷危險(xiǎn)截面
經(jīng)分析判斷可知,2號軸只需要校核截面2的左右兩側(cè);由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的,故其它截面處均無需校核。
2)危險(xiǎn)截面校核
校核截面2左右兩側(cè)
截面2左側(cè)
抗彎截面系數(shù)
=0.13=0.1×503mm3=12500mm3
抗扭截面系數(shù)
=0.23=0.2×503mm3=25000mm3
截面2左側(cè)的彎矩為
=185603.2×(71.45-33.5)/71.45N·mm=61934.4N·mm
截面2上的扭矩為
=166530N·mm
截面上的彎曲應(yīng)力
=/=61934.4/2700MPa=23.0MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
=/=166530/5400MPa=30.8MPa
軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=735MPa,=355MPa,=200MPa。
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.0/30=0.067,D/d=35/30=1.17,經(jīng)插值后可得 =1.859 ,=1.441
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為
=0.82, =0.85
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)
=1+(-1)=1+0.82×(1.859-1)=1.704
=1+(-1)=1+0.85×(1.441-1)=1.375
由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.83;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.9.
軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.91
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即=1,
則按式(3-12)及式(3-12a)得綜合系數(shù)為
=/+1/-1=1.704/0.83+1/0.91-1=2.15
=/+1/-1=1.375/0.9+1/0.91-1=1.64
又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
=0.1-0.2,取=0.1
=0.05-0.1,取=0.05
于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)-(15-8)則得
=/(+)==7.18
=/(+)=7.68
==5.25>>S=1.5
故可知其安全。
截面2右側(cè)
抗彎截面系數(shù)
=0.13=0.1×703mm3=34300mm3
抗扭截面系數(shù)
=0.23=0.2×703mm3=68600mm3
截面2又側(cè)的彎矩為
=185603.2×(71.45-33.5)/71.45N·mm=61934.4N·mm
截面2上的扭矩為
=166530N·mm
截面上的彎曲應(yīng)力
=/=61934.4/4287.5MPa=14.4MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
=/=166530/8575MPa=19.4MPa
過盈配合處的,由附表3-8用插值法求出,并取=0.8,于是得=3.20, =0.8×3.20=2.56
軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
==0.91
故得綜合系數(shù)為
=/+1/-1=3.20+1/0.91-1=4.30
=/+1/-1=2.56+1/0.91-1=3.66
所以軸在截面2右側(cè)的安全系數(shù)為
=/(+)==5.73
=/(+)=5.56
==4.00>>S=1.5
故該軸在截面2右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。
校核截面3左右兩側(cè)
截面3左側(cè)
抗彎截面系數(shù)
=0.13=0.1×703mm3=35937mm3
抗扭截面系數(shù)
=0.23=0.2×703mm3=71874mm3
截面3左側(cè)的彎矩為
=51693.6×(48.95-11)/48.95N·mm=40077.1N·mm
截面Ⅴ上的扭矩為 =166530N·mm
截面上的彎曲應(yīng)力
=/=40077.1/35937MPa=1.12MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
=/=166530/7187.4MPa=2.32 MPa
軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=735MPa,=355MPa,=200MPa。
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.6/30=0.053,D/d=33/30=1.1,經(jīng)插值后可得 =1.90 ,=1.35
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為
=0.84, =0.86
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附表3-4)
=1+(-1)=1+0.84×(1.90-1)=1.756
=1+(-1)=1+0.86×(1.35-1)=1.301
由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.82;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.88.
軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
==0.91
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即=1,則按式(3-12)及式(3-12a)得綜合系數(shù)為
=/+1/-1=1.756/0.82+1/0.91-1=3.24
=/+1/-1=1.301/0.88+1/0.91-1=2.58
又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
=0.1-0.2,取=0.1
=0.05-0.1,取=0.05
于是,計(jì)算安全系數(shù)值,按式(15-6)-(15-8)則得 =/(+)==9.78
=/(+)=6.61
==5.48>>S=1.5
故可知其安全。
截面3右側(cè)
抗彎截面系數(shù) =0.13=0.1×303mm3=2700mm3
抗扭截面系數(shù) =0.23=0.2×303mm3=5400mm3
截面3左側(cè)的彎矩為
=51693.6×(48.95-11)/48.95N·mm=40077.1N·mm
截面3上的扭矩為 =166530N·mm
截面上的彎曲應(yīng)力
=/=61934.4/4287.5MPa=14.8MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
=/=166530/8575MPa=30.8MPa
過盈配合處的,由附表3-8用插值法求出,并取=0.8,于是得=3.09,=2.47
故得綜合系數(shù)為
=/+1/-1=3.09+1/0.91-1=3.19
=/+1/-1=2.47+1/0.91-1=2.57
所以軸在截面3右側(cè)的安全系數(shù)為
=/(+)==7.52
=/(+)=4.96
==4.14>>S=1.5
故該軸在截面3右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。
五、軸承的壽命計(jì)算
對輸入軸圓錐滾子軸承
1.計(jì)算徑向載荷
垂直面支反力:
=194N,=713N
水平面支反力:
=637N,=1786N
==666N,==1923N
則徑向載荷==666N, ==192
2.計(jì)算軸向載荷
=/2Y=666/(2×1.6)N=208N
=/2Y=1923/(2×1.6)N=601N;又A=595N
==601N,=+A=1196
3.計(jì)算當(dāng)量動載荷
/=1.80>e,
則X=0.40,Y=1.6
/=0.32≤e,
則X=1,Y=0;取=1.5
所以=(X+Y)=3270N,= =2885N
4.驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)椋?,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算
===4.74×h
=8×300×2×8h=3.84×h<,符合要求。
對中間軸圓錐滾子軸承
1.計(jì)算徑向載荷
垂直面支反力:=1632N,=1022N
水平面支反力: =2021N,=266N
==2598N,==1056N
則徑向載荷==2598N, ==1056N
2.計(jì)算軸向載荷
=/2Y=2598/(2×1.6)N=812N
=/2Y=1056/(2×1.6)N=330N;又A=523N
==330N,=+A=853N
3.計(jì)算當(dāng)量動載荷
/=0.43>e,則X=0.40,Y=1.6
/=0.31≤e,則X=1,Y=0;取=1.5
所以=(X+Y)=3606N,= =1584N
4.驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)椋?,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算
===21.6×h>
故符合要求。
六、鍵的強(qiáng)度校核
因?yàn)殒I的材料為鋼,由表6-2查得[]=100-120MPa,取其平均值,[]=110MPa。
1.對鍵一:
平鍵10mm×8mm×30mm
鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×8mm=4mm。
由式(6-1)可得
==MPa=63MPa<[]=110MPa
故符合要求。
2.對鍵二:
平鍵20mm×12mm×56mm
鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×12mm=6mm。
由式(6-1)可得
===51.7MPa<[]=110MPa
故符合要求。
3.對鍵三:
平鍵22mm×14mm×100mm
鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×11mm=5.5mm。
由式(6-1)可得
===108.5MPa[]=110MPa
故符合要求。
4.對鍵四:
平鍵18mm×90mm×90mm
鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5=0.5×9mm=4.5mm。
由式(6-1)可得
===102.6 MPa<[]=110MPa
故符合要求。
七、參考資料
1、《機(jī)械設(shè)計(jì)》
第8版 濮良貴 紀(jì)名剛 高等教育出版社
2、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》
吳宗澤 第4版高等教育出版社
3、《材料力學(xué)》
劉鴻文 第5版 高等教育出版社
4、《工程圖學(xué)》
左宗義 華南理工大學(xué)出版社
5、《機(jī)械原理》
鄭文緯 吳克堅(jiān) 高等教育出版社
型號:
Y132M-4
額定功率: 7.5kw
滿載轉(zhuǎn)速: 1440r/min
同步轉(zhuǎn)速:
1500r/min
額定轉(zhuǎn)距:
47.75N﹒m
i=22.00
蝸桿齒數(shù)為4
渦輪齒數(shù)為41
彎曲強(qiáng)度滿足
輸入軸安全
中間軸安全
輸出軸安全
截面2安全
截面3安全
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編號:3183027
類型:共享資源
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格式:RAR
上傳時(shí)間:2019-12-07
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- 關(guān) 鍵 詞:
-
蝸桿
齒輪
減速器
- 資源描述:
-
蝸桿-直齒輪減速器,蝸桿,齒輪,減速器
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