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1、外裝式電動滾筒 —兩級定軸、加一級行星齒輪傳動 帶寬800mm，直徑800mm，線速度2m/s，功率11kw 說 明 書 指導老師： 學院： 班級： 姓名： 學號： 完成時間： 目錄 1. 介紹········································2頁 2. 電動機選型··································3頁 3. 傳動比及傳動比分配計算······················3頁 4. 定軸齒輪計算及校

2、····························4頁 5. 行星輪系的設計計算··························13頁 6. 電動滾筒各傳動軸的計算······················23頁 7. 傳動部件的校核······························33頁 8. 參考文獻····································40頁 介紹 電動滾筒是一種將電動機和減速器放在一起進行傳動，他主要應用于固定式或移動式帶式輸送機，替代傳統(tǒng)的電動機，減速器在驅(qū)動滾筒以外的分離

3、是驅(qū)動裝置。 電動滾筒具有結構緊湊，傳動效率高，噪聲低，使用壽命長，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠密封性好，占據(jù)空間小，安裝維修方便等優(yōu)點并且適合在各種惡劣的環(huán)境下工作。 在設計此電動滾筒中，先進行電動機的選擇，計算出總傳動比，然后確定各級傳動比。根據(jù)扭矩算術傳動軸的最小直徑，分析計算出各傳動軸的直徑及長度和各個軸承，平鍵型號尺寸。然后再進行校核，確保電動滾筒能正常工作。 電動機選型 Y系列封閉式三相異步電動機，具有效率高，耗電少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。為B級絕緣，結構為全封閉式，自扇冷式，能防止灰塵鐵屑雜物侵入電動

4、機內(nèi)部。故選取YB315S-6型電動機。其 基本參數(shù)為： 額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速980r/min， 堵轉(zhuǎn)電流/額定電流=5.6; 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距/額定轉(zhuǎn)距=1.6; 最大轉(zhuǎn)距/額定轉(zhuǎn)距=2.0 二．傳動比及傳動比分配計算 1．計算傳動比i 都采用定軸所需的空間較大，可以采用定軸加行星輪系來解決，因為行星輪數(shù)目，傳動范圍有，故選兩級定軸一級行星齒輪傳動機構。 2．傳動比分配 分配原則是各級傳動等強度和獲得最小外形尺寸，取行星輪數(shù)目，第一級圓柱齒輪傳動比定為2，第二集齒輪傳動中心距要與第一級相同。算出傳動比以后，就可以算出行星輪系的傳動比。

5、 因為動載系數(shù)，接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)及接觸強度計算的壽命系數(shù)的三項比值的乘積（）等于1.8~2.0,故?。ǎ?1.9。所以 A==2.28 1高速軸的設計計算： P=11kw,n1=980.i12=2 1)選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪40Cr調(diào)質(zhì) 大齒輪45正火 許用接觸應力[] 由式[]= 接觸疲勞極限 查圖6-4 接觸強度壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查圖6-5得、 接觸強度最小安全系數(shù) 則 []=700

6、 []=550 許用彎曲應力[] 由式6-12,[]= 彎曲疲勞極限 查圖6-7,雙向傳動乘0.7 彎曲強度壽命系數(shù) 查表6-8 彎曲強度尺寸系數(shù)查表6-9(設模數(shù)m小于5mm) 彎曲強度最小安全系數(shù) 則 []=3781 []=2941 2)齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級,按=(0.013—0.022)估取圓周速度=6 選取 小輪分度圓直徑，由式6-5得 齒寬系數(shù) 查表按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數(shù) 在推薦值20—40中選 大輪齒數(shù) ==227=54圓整取 齒數(shù)比u u== 傳動比誤差: =(2-2)/2=0<

7、0.05 小輪轉(zhuǎn)矩: =9.55=9.5511/980 載荷系數(shù)K K= -使用系數(shù) -動載系數(shù) 由推薦值1.05—1.4 -齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0—1.2 -齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0—1.2 載荷系數(shù)K K==11.21.11.1 材料彈性系數(shù) 查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查表6-3(=,==0) 重合度系數(shù) 由推薦值0.85—0.92 故 齒輪模數(shù)m m==66.8204/27=2.47mm 按表6.6取整 小輪分度圓直徑 =m=327 圓周速度v v=/60000=81980/60000 標準中心距a a=m(+)/2=3

8、(27+54)/2 齒寬b b==0.881=64.8mm 大輪齒寬 =b 小輪齒寬 =+7=71.8 3)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 =[] 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪大輪 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[27(tan(arccos-tan20)+54(tan(arccos-tan20)] 重合度系數(shù)=0.25+0.75/ 故:=2×1.45×107194×2.57×1.60/(71.8×81×3) =2×1.45×107194×2.21×1

9、.776/(64.8×81×3) 4）齒輪其他主要尺寸計算 大圓分度圓直徑： =3×54 根圓直徑： ==81－2×1.25×3 =162－2×1.25×3 頂圓直徑： =81+2×3 =162+2×3 2中間軸的設計計算： 取傳遞效率=0.98 i12=2,n2=490 1)選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪40Cr調(diào)質(zhì) 大齒輪45正火 許用接觸應力[] 由式[]= 接觸疲勞極限 查圖6-4 接觸強度壽命

10、系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查圖6-5得、 接觸強度最小安全系數(shù) 則 []=700 []=550 許用彎曲應力[] 由式6-12,[]= 彎曲疲勞極限 查圖6-7,雙向傳動乘0.7 彎曲強度壽命系數(shù) 查表6-8 彎曲強度尺寸系數(shù)查表6-9(設模數(shù)m小 于5mm) 彎曲強度最小安全系數(shù) 則 []=3781 []=2941 2)齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級,按=(0.013—0.022)估取圓周速度=6 選取 小輪分度圓直徑，由式6-5得 齒寬系數(shù) 查表

11、按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數(shù) 在推薦值20—40中選 由于要和高速級的齒輪傳動保持相同的中心距，故先確定中心距a2=121.5 由a2=m（+）=121.5 得：=56 齒數(shù)比u u==56/25 小輪轉(zhuǎn)矩: =9.55=9.55110.98/490 載荷系數(shù)K K= -使用系數(shù) -動載系數(shù) 由推薦值1.05—1.4 -齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0—1.2 -齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0—1.2 載荷系數(shù)K K==11.21.11.1 材料彈性系數(shù) 查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查表6-3(=,==0) 重合度系數(shù) 由推薦值0.85

12、—0.92 小輪分度圓直徑 =m=325 圓周速度v v=/60000=75490/60000 標準中心距a a=m(+)/2=3(25+56)/2 齒寬b b==0.875=60mm 大輪齒寬 =b 小輪齒寬 =+5=65 3)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 =[] 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪大輪 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[25(tan(arccos-tan20)+56(tan(arccos-tan20)] 重合度系數(shù)=0.25+0.75/

13、 故:=2×1.45×210100×2.57×1.60/(65×75×3) =2×1.45×210100×2.21×1.776/(60×75×3) 4）齒輪其他主要尺寸計算 大圓分度圓直徑： =3×56 根圓直徑： ==75－2×1.25×3 =168－2×1.25×3 頂圓直徑： =75+2×3 =168+2×3 行星輪系的設計計算 （ 1） 齒計算 由高速級計算得i=4.58,且低速級改為行星架固定，由內(nèi)齒輪輸出，仍按行星輪計算。 , 則公式（6-24）進行配齒計

14、算 ，則=26 ， 符合取質(zhì)數(shù)，/整數(shù)，/整數(shù)。及無公約數(shù)的配齒要求，速比誤差。 （2）按接觸強度初算A-C傳動的中心距a和模數(shù)m 低速級輸入扭矩取載荷不均勻系數(shù)，在一對A-C輪傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的轉(zhuǎn)矩 取綜合系數(shù)K=2.4,齒數(shù)比= 太陽輪和行星輪材料和高速級一樣，改用40調(diào)質(zhì)表面淬火，齒面硬度HRC=50~55（太陽輪）和HRC=45~50（行星輪），取，也可用40MnB鋼質(zhì)表面淬火代替，其性能變能變。齒寬系數(shù)在低速級取。 按式（6-25）初算低速級中心距 模數(shù) 按第一序列選取 m=3 （3）計算A-C傳動的實

15、際中心距和嚙合角 取模數(shù)，則實際中心距 因為直齒輪高變位，則實際中心距變動系數(shù) 則 （4）計算C-B傳動的中心距和嚙合角 實際中心距 因為中心距變動系數(shù) 所以嚙合角 （5）幾何尺寸計算 按高變位齒輪傳動計算A、C、B三輪的幾何尺寸。 1） 分度圓直徑 2） 齒頂高

16、 因 3） 齒根高 4） 齒高 5） 齒頂圓直徑 +2=78+2×3.9=85.8 (mm) +2=138+2×2.1=142.2(mm) +2=354-2×3.5757=346.8486 (mm) 6)齒根圓直徑 （6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 按定軸線齒輪傳動的強度計算公式計算 1）確定計算公式中的系數(shù) 使用系數(shù)按式（6-26）計算行星架圓速度： 由表6-11查得速度系數(shù)，動載系數(shù)，齒間載荷分布系數(shù)、，由式（6-27）及式（6-2

17、8）： ， 式中及由表6-29查取，=0.67, =0.9 因 由圖6-10查得，所以 計算齒間載荷分布系數(shù)及，先求齒頂圓壓力角及端面重合度： =1.64 因為直齒輪，總重合度，所以 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.53 計算彈性系數(shù)，由高速級計算可知=189.9。 接觸強度計算和重合度系數(shù) 接觸強度計算和螺旋角系數(shù)

18、 確定接觸強度計算和壽命系數(shù)，因為當量循環(huán)次數(shù)，所以。 最小安全系數(shù)，取=1。 確定潤滑劑系數(shù)，考慮用N46（30號）機械油作為潤滑冷卻劑，按表6-10取0。92。 粗糙度系數(shù)，按表6-12，取=1.2 齒面工作硬化系數(shù)，為簡化計算取=1。 接觸強度計算的尺寸系數(shù)，取=1。 2）A-C傳動接觸強度驗算 由式（6-6）計算接觸應力 按式（6-7）許用接觸應力及強度條件，則 計算結果，A-C傳動接觸強度通過。用40鋼（40鋼）調(diào)質(zhì)

19、后表面淬火，安全可靠。 3）傳動A-C彎曲強度驗算 按式（6-15），齒根應力 式中 -齒形系數(shù)，由圖6-5查取，， -應力修正系數(shù)，由圖6-6查取， -彎曲強度計算的重合度系數(shù) ； -彎曲強度計算的螺旋角系數(shù)，因為直齒 所以 考慮到行星輪輪齒受力可能出現(xiàn)不均勻性，齒根最大應力 由強度條件 即 則 40Cr鋼調(diào)質(zhì)，表面淬火， 故A-C傳動彎曲強度驗算也通過。 ⑺驗算低速級C-B傳動的接觸強度和彎曲強度 ① 根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-

20、B傳動為內(nèi)嚙合， 所以 ②核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞極限 由，按式（6-7）有 = 因為45鋼調(diào)質(zhì), 所以內(nèi)齒輪用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，調(diào)質(zhì)硬度HB229~286，接觸強度符合要求。 3）彎曲強度的驗算 只對內(nèi)齒輪進行驗算，按式（6-15）計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即 由強度條件 得 因為45號鋼調(diào)質(zhì)彎曲疲勞極限=220，所以低速級C-B傳動中，內(nèi)齒輪強度也符合要求。內(nèi)齒輪壁厚，模數(shù)小取大值。 電動滾筒各傳動軸的計算 Ⅰ軸的計算 1

21、）①=107194 N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=81 mm 圓周力=== 2646.8N 徑向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調(diào)質(zhì)作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115 則≥1.03×115= 26.52 mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據(jù) ，并且與電動機輸出軸的直徑相配合來選擇聯(lián)軸器并確定軸1段的軸頸。根據(jù)GB/T5843-1986選擇聯(lián)軸器型號為:YL8型，長度L=60mm。軸①段長度比聯(lián)軸器

22、長度短1～5mm，取為2mm。則=60-2=58mm，=50mm。根據(jù)軸徑選擇鍵尺寸為b=14mm,h=9mm,L=48mm 2)段為使半聯(lián)軸器定位，軸肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，且符合標準密封內(nèi)徑，則=50+2×5=60mm。根據(jù)軸徑選擇軸承型號為7012C，該軸承寬度B=18mm，軸承的最小安裝尺寸=67mm。取端蓋寬度20mm ,則=18+20+10=48 mm。軸承潤滑方式選擇： ×=60×970=5.82×mm·<1×mm· 選擇脂潤滑 3） 段 軸承的單邊定位軸肩應小于軸承 內(nèi)圈厚度，單邊定位軸肩取為3mm 則=66mm，=23

23、0mm 4）段 為保證第二軸的強度，故應該加大軸徑，+10 mm 66+10=76mm =50 mm 5）段 為了保證軸承的良好定位，選擇=-6=70 mm,并根據(jù)軸徑依據(jù)標準GB/T294-1994選圓柱滾動軸承型號為7014C，軸承寬度為20，軸承的最小安裝尺寸=77mm，軸承的單邊定位軸肩應小于軸承內(nèi)圈厚度，單邊定位軸肩取為3mm，為了保證軸承的良好定位，選擇=-6=70 mm,。所以選擇軸段長度 =20 mm 6）段 為了定位軸承，所以取該軸段直徑70-10=60 mm，上面裝有逆止器，則取=40mm 為了與第二

24、軸連接，第一根軸在左端為空心，以便第二軸插進去并通過鍵來傳動，故取孔徑為50mm，孔深為90mm。 為了第二軸的周向定位,在軸的第四段上打一螺釘孔,用其來協(xié)助限制第二軸的轉(zhuǎn)動。 Ⅱ軸的計算 1）①=107194 N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=81 mm 圓周力=== 2646.8N 徑向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調(diào)質(zhì)作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表取A=115 則≥1.03×115= 26.52 mm 2

25、）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據(jù) ，并根據(jù)與一軸配合軸的內(nèi)孔決定=50mm，根據(jù)軸徑選擇標準鍵，鍵b=20mm,h=12mm,L=80mm.由于一軸的內(nèi)孔深為90mm，所以L1的長度應小于90mm。故取L1=85mm。 2)段為使軸的右端深入空的長度定位，軸肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，故取=60mm,取= 10mm 3） 段 此段上裝有齒輪，為了便于齒輪的定位，取 <。則=60-4=56mm，取=67mm 鍵的聯(lián)結采用普通平鍵,尺寸為b=22,h=14,L=70 軸的左端齒輪采用M10螺栓定位。 Ⅲ軸的計算 1）①=

26、210100N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=120 mm 圓周力=== 3501.6N 徑向力=tan=3501.6×tan= 1274.48N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調(diào)質(zhì)作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115 則≥1.03×115= 33.41 mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據(jù) ，以及軸承標準確定=50mm。根據(jù)軸徑選擇軸承型號7010C(GB/T283-1994)。軸承寬度B=16mm，外徑D=80mm。齒輪的寬度為65mm。

27、 根據(jù)齒輪的寬度以及軸承的寬度和 定位軸套確定L1=16+65+20mm=101mm。齒輪與鍵 的聯(lián)結采用普通平鍵。根據(jù)軸徑選 擇平鍵尺寸 b=14mm,h=9mm,L=48mm。 軸的右端齒輪采用M10螺栓定位。 2)段上裝有齒輪，為了齒輪定位， 此段直徑應比第一段的大，=55mm。由于齒輪寬度為65mm，為了齒輪的定位，又由于軸的長度應小于齒輪長度2-5mm取為3mm，則=65-3=62mm 齒輪與軸的聯(lián)結采用普通平鍵，尺寸為b=14mm,h=9mm,L=80mm。 3）段 為軸肩，為了左邊軸承的定位和右端齒輪的定位?。? =65mm 取L3

28、=15mm 4）段 為了軸承的定位取50 mm 根據(jù)軸頸選擇軸承7010C(GB/T283-1994)，其寬度B=16mm 故=15 mm。 Ⅳ軸的計算 1）①= 461.21N·m 考慮各種系數(shù)的影響。 ×0.98=10.78 KW 齒輪分度圓直徑d=212 mm 圓周力=== 4351.04N =tan=4351.04×tan= 1583.64N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調(diào)質(zhì)作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115

29、 則≥1.03×115= 43.42mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據(jù) ，以及軸承標準確定=60mm。根據(jù)軸徑選擇軸承型號7012C(GB/T283-1994)，軸承寬度b=16mm。 根據(jù)軸承的寬度L1=16mm 2)段為了左齒輪的定位和右端軸承定位取： =66mm 取L2=15mm 3）段為了安裝齒輪方便，所以取 =55mm。由于軸的長度應小于齒輪寬度2-5mm取為3mm，齒輪寬度B=94mm，L3=94-3=91mm 4）段 此段裝有齒輪套和軸承，為了定位取50mm 根據(jù)軸徑選擇軸承7011C（

30、GB/T 283-1994），其寬度為B=18mm 根據(jù)軸徑選擇鍵為普通平鍵，尺寸為：b=14mm,h=9mm,L=60mm. 根據(jù)以上以及左端行星太陽輪軸的支撐綜合確定L4=68mm。 行星輪系的太陽輪的軸選擇d=35mm，l=295mm。 行星輪系的行星輪的軸選擇d=40mm，l=273mm。 傳動部件的校核 校核Ⅲ軸、Ⅲ軸上的鍵、軸承以及校核聯(lián)軸器 （一） 校核Ⅲ軸 1） 計算作用在第一級小圓柱齒輪上的力 圓周力=2/=2×107194/81=2647N 徑向力=×tan=2647×tan=963N 作用在第一級大圓柱齒輪上的力

31、 圓周力=2647N 徑向力=963N 作用在第二級小圓柱齒輪上的力 圓周力=2×210100/75=5603N 徑向力×tan=5603×tan=2039N 2） 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 （1） 求軸承反力 H水平面 由圖（a）求軸承反力 由得：-×73.5-×141+×191.5=0 =674N 由得=+-=5603+674-2647=3630N V垂直面 由圖（b）求軸承反力 由得：×50.5-×67.5+×141=0 =631N 由=0得：= =2039+963-631 =2371N

32、（2） 求齒寬中點處彎矩 H水平面 ×73.5=3630×73.5=266805N·mm ×50.5=2647×50.5=133673.5N·mm V垂直面 ×73.5=-631×73.5=-46378.5N·mm ×50.5=963×50.5=48631.5N·mm 合成彎矩M = =270806N·mm = =142245N·mm 扭矩T=210100 N·mm 軸的彎矩圖和扭矩圖如下面所示： （3）按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩，取折合系數(shù)=0.6,則齒寬中點處當量彎矩 ==298709N·mm

33、 ==190065N·mm 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由設計書中可查得=640N/mm，由設計書中可查得材料許用應力= 60N/mm。 軸的計算應力為 ＜= 60N/mm 所以該軸滿足強度要求。 （二） 校核Ⅲ軸上的鍵 軸徑d=50mm 所選的鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，鍵的總長L=80（從36-160中選擇） 校核此鍵是否滿足強度要求 查機械手冊可知：=120 N/mm =90 N/mm 鍵的擠壓應力p= = =28.30N/mm＜ 鍵的剪切應力

34、 = =18.19 N/mm＜ 所以該軸滿足強度要求 （三） 校核Ⅲ軸上的軸承 1.Ⅲ軸的第1段軸上所選的軸承型號為7010C(角接觸球軸承) 查機械手冊可知：額定載荷=26.5KN 受徑向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成徑向力： ==3684N ==2465N 則 查表：， h =15.23KN < =26.5 KN 所以，該軸承合格 2. Ⅲ軸的第4段軸上所選的軸承型號為7012C(角接觸球軸承) 查機械手冊可知

35、：額定載荷=38.2KN 受徑向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成徑向力： ==3684N ==2465N 則 查表：， h =15.23KN < =38.2 KN 所以，該軸承合格 （四）聯(lián)軸器的校核 根據(jù)和選擇聯(lián)軸器，型號為YL8聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩=250 N·m ，許用轉(zhuǎn) 速=4300 計算聯(lián)軸器的實際傳遞的轉(zhuǎn)矩 工況系數(shù)=1.1 由=1.1×107.194=117.91 N·m ＜ =980 ＜ 所以，選用的聯(lián)軸器合適

36、 P=11kw v=980r/min P=11kw n1=980 i12=2 =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=0.7 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差組8級 =0.8 =27 =54 u=2 合適 =107194Nmm =1

37、 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 =2.5 =0.87 66.8204mm m=3mm =81mm v=4.11m/s a=121.5mm =64.8mm =71.8mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776 =1.70 =0.69 =73.3N/ =77.49N/ 齒根彎曲強度滿足 =162mm =73.5mm =154.5mm =87mm =168mm =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=4

38、.3 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差組8級 =0.8 =25 a2=121.5 =56 u=2.24 =210100Nmm =1 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 m=5mm =75mm v=1.923m/s a=121.5mm =60mm =65mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776

39、 =6.39 =0.37 =171.30N/ =177.14N/ 齒根彎曲強度滿足 =168mm =67.5mm =160.5mm =81mm =174mm =26 ZB=118 ZC=46 T3=461.21N.m T3A=176.80N.m a=110.88mm m=3 =108mm =0 =108mm =0 =78mm

40、=138mm =354mm =3.9 =2.1 =3.58 =0.1081mm =2.85mm =4.65mm =2.85 mm =6.75mm =6.75mm =6.4257mm 85.8mm 142.2mm =346.8486mm =72.3mm =128.7mm =359.7mm =0.698m/s =1.02 =0.67 =0.9 =0.293 =1.05 =1.07 =31.32 =1.64

41、=1.213 =2.53 =189.9 =0.887 =1 =1.2 =1 =13.37N/mm 強度通過 ， =0.705 = = 強度合格 u=2.56 =8.07N/mm 強度合格 強度合格 =107194 N·mm

42、 = 2646.8N =963.4 N =50mm =58mm =60mm =48mm =66mm =230mm =76mm =50 mm =70 mm, =20 mm =60 mm =40mm =107194 N·mm = 2646.8N = 963.4 N =50mm =85mm

43、 =60mm = 10mm =56mm =67mm =644701N·mm =3501.6N = 1274.48 N =50mm =101mm =55mm =62mm =66mm L3=15mm =50mm =15 mm = 461.21N·m = 4351.04N =3851N

44、 =60mm =16mm =66mm =15mm =55mm L3=91mm =50mm =68 mm =2647N =963N =2647N =963N =5603N =2039N =674N =3630N =631N =2371N =266805N·mm =133673.5N·mm =-46378.5N·mm =48631.5N·mm =2

45、70806N·mm =142245N·mm T=210100 N·mm =298709N·mm =190065N·mm = 60N/mm =120 N/mm =90 N/mm p=28.30 N/mm＜ 18.19 N/mm＜ =3684N =2465N 2400h =15.23KN

46、 =3684N =2465N 2400h =15.23KN =117.91N·m =980 參考文獻 【1】 程志紅等主編.機械設計.南京:東南大學出版社,2006 【2】 程志紅、唐大放等主編.機械設計課程上機與設計.南京:東南大學出版社,2006 【3】 <<現(xiàn)代機械設計傳動手冊>>編輯委員會編.現(xiàn)代機械設計傳動手冊.北京:機械工業(yè)出版社,2003 【4】 國家標準.滾動軸承代號方法.GB/T272-93 【5】 徐灝主編.繼續(xù)設計手冊.第3卷.北京:機械工程出版社，1992 【6】 吳宗澤主編.機械設計.北京:人民交通出版社,2003 【7】 莊宗元等主編.AutoCAD2004使用教程.徐州：中國礦業(yè)大學出版社，2004 【8】 王洪欣等主編.機械設計工程學Ⅰ.徐州:中國礦業(yè)大學出版社，2001 【9】 唐大放等主編.機械設計工程學Ⅱ.徐州:中國礦業(yè)大學出版社，2001 【10】 吳相憲主編.實用機械設計手冊.徐州:中國礦業(yè)大學出 版社，1993 41