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1、Dongguan University of Technology 減速器課程設計 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定………………………………………………………3 二、電動機的選擇………………………………………………………3 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比………………………………4 四、運動參數及動力參數計算…………………………………………4 五、傳動零件的設計計算………………………………………………4 六、軸的設計計算………………………………………………………7 七、滾動軸承的選擇及校核計算…………………….………………11 八

2、、鍵聯接的選擇及計算…………………………….………………13 九、聯軸器的選擇與校核計算…………………………………………14 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱齒輪減速器 班級：械工程學院計算機輔助設計與制造1班 設計者：XX運 學 號：2007XXX116 指導教師：XX、XXXXX 日期：二○一二年六月十七日 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第九組：設計單級斜齒圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 (1)工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 (2)原始數據：滾筒圓周力F=2.1kN；帶速V=2.6m/s； 滾筒直徑D

3、=350mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇：Y系列臥室封閉結構的三相異步電動機 2、電動機功率選擇： (1)傳動裝置的總功率：按課程設計書本P7表2-4選取各傳動裝置的傳動功率，得 η帶=0.95, η軸承=0.98,η齒輪=0.97,η聯軸器=0.99,η滾筒=0.96, 則 η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.8411 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =2100×2.6/1000×0.8411 =6.5KW (3)確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉

4、速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×2.6/π×350 =142r/min 由指導書P4表2-1查得常用傳動比范圍I’a=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍I’a=6~24，則電動機轉速的可選范圍為： n’d=I’a×n筒 =（6~24）×142=852~3408r/min 符合這一范圍的同步轉速有1000，1500和3000r/min。 由指導書P196表20-1，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格、帶傳動和減速器的傳動比，可見方案②較合適，則選n=1500r/min。 （4）確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動

5、機型號為Y132M-4。 其主要性能：額定功率7.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量81kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1440/141.95=10.14 2、分配各級偉動比 (1)據指導書P4表2-1，取V帶傳動比i帶=2.7（帶傳動比推薦合理值為i=2~4） (2)∵i總=i齒輪×i帶 ∴i齒輪=i總/ i帶=10.14/2.7=3.756 四、運動參數及動力參數計算 1.計算各軸轉速 n1=n電機=1440r/min n2=n1/i帶=1440/2.7=533.3(r/min) n3=n2

6、/i齒輪=533.3/3.756=142(r/min) 2.計算各軸的功率 P1=P工作=6.5KW P2=P1×η帶=6.5×0.95=6.175KW P3=P2×η軸承×η齒輪=6.175×0.98×0.97 =5.87KW 3.計算各軸扭矩 T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.5/1440 =43108N·mm T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×6.175/533.3 =110578N·mm T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.87/142 =394778N·mm 五、傳動零件的設計計算 1

7、.皮帶輪傳動的設計計算 （1）選擇普通V帶 由機械設計基礎課本P218表13-8得工作系數kA=1.2 則計算功率為PC=KA P額=1.2×7.5=9KW 由課本P219圖13-15得，選用A型V帶 （2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本P219圖13-15得，小帶輪基準直徑推薦值為112~140mm 則取d1=140mm>dmin=112mm 取V帶傳動的滑動率ε=0.02（一般ε=0.01~0.02） d2=n1d1（1-ε）/n2=1440×140×（1-0.02）/533.3=370mm 由課本P219表13-9，取d2=375mm 實際從動輪轉速n2’

8、=n1d1（1-ε）/d2=1440×140×（1-0.02）/375 =516.8r/min 轉速誤差為：（ n2-n2’ ）/n2=（533.3-526.8）/533.3 =1.21%<5%(允許) 帶速V：V=πd1n1/60×1000 =π×140×1440/60×1000 =10.55m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。 （3）確定帶的基準長度和中心矩 初選中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5×（140+375）=772.5mm 取a0 =800mm符合中心距推薦式得 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 0.7(140+375)≤a0

9、≤2×(140+375) 即360.5mm≤a0≤1030mm 由課本P220帶長公式得 L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)/4a0 =2×800+π×(140+375)/2+(375-140)2/4×800 =2426mm 由課本P212表13-2取Ld=2500mm 由課本P220式（13-16）得： a≈a0+（Ld-L0）/2=800+（2500-2426）/2 =837mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-（d2-d1）×57.30/a =1800-（375-140）×57.30/873 =163.90>1200（適用） （5

10、）確定帶的根數 由課本P214表（13-3）P0=2.28KW 由課本P216表（13-5）△Pc=0.17KW 由課本P217表（13-7）Kα=0.96 由課本P212表（13-2）KL=1.09 由根數Z= PC/(P0+△P0)KαKL =9/(2.28+0.17) ×0.96×1.09 =3.51 取Z=4 (6)計算軸上壓力 由課本P212表13-1查得q=0.1kg/m 由課本P220式（13-17）單根V帶的初拉力 F0=500PC（2.5/Kα- 1）/ZV +qV2 =500×9×(2.5/0.96-1) /4×10.55+0.1×10.552

11、 =182.19N 則作用在軸承上的壓力FQ，由課本P221式（13-13）得 FQ=2ZF0sin（α1/2） =2×4×182.19sin（163.90/2） =1443N 2.齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 因為要求結構緊揍，所以齒輪采用硬齒面的齒輪組合。小齒輪選用40MnB表面淬火，齒面硬度為45~55HBC，接觸疲勞極限強度為1130~1210Mpa，彎曲疲勞強度為690~720MPa；大齒輪選用38CrMnAIA表面淬火，齒面硬度45~55HBC,接觸疲勞極限強度為1130~1210Mpa，彎曲疲勞強度為690~720MPa；根據課本P168表

12、11-2選8級精度,齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm （2）許用接觸應力 取σHlimZ1=σHlimZ2=1200Mpa，σEF1=σEF2=700Mpa 由課本P171表11-5得 最小安全系數是SH =1.0 SF =1.25 [σF1]= [σF2]=0.7σEF1/ SF=0.7×700/1.25=392Mpa [σH1]= [σH2] =σHlim1 /SH =1200/1=1200Mpa (3)按輪齒彎曲強度設計計算 由課本P169表11-3取載荷系數K=1.1； 由課本P175表11-6取齒形系數φd=0.8； 由課本P171表11-4取彈性系數

13、ZE=189.8； 由于齒輪為標注齒輪，所以節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5； 確定傳動比i=3，轉矩T1=9.55×106 P/n1=110578N.mm 由課本P177得β=80~200，初選螺旋角β=150 取小齒輪齒數Z1=26，則Z2=iZ1=3×26=78 由課本P178公式得當量齒數ZV=Z/cos3β 故ZV1= Z1/cos3β=26/ cos315=28.8 ZV2= Z2/cos3β=78/cos315=86.5 由課本P173圖11-8得YFa1= 2.65 YFa 2=2.23 YSa 1= 1.62 YSa2=1.77 因為YFa1 YSa 1/

14、[σF1]= 2.65×1.62/392=0.01095 ① YFa1 YSa 1/[σF1]= 2.23×1.77/392=0.01007 ② 顯然①>②，所以選用小齒輪進行彎曲強度計算 由課本P178式（11-11）得，法向模數 mn≥[2KT1 YFa1 YSa 1 cos2β/φd Z12 [σF1]]1/3 =[2×1.1×110578×2.65×1.62×cos2150/0.8×262×392]1/3 =1.66mm 由課本P57表4-1取標準模數m=2mm 中心距a= mn (Z1 + Z2) /2 cosβ =2×（26

15、+78）/2×cos150 =107.67mm 取中心距a=110mm 確定螺旋角β=arc cos[mn(Z1 + Z2) /2a] =arc cos[2×（26+78）/2×110] =19000′41″ 齒輪分度圓直徑d1=mnZ1/ cosβ=2×26/cos19000′41″=55mm d2=mnZ2/cosβ=2×78/cos19000′41″=165mm 齒寬b=φd d1= 0.8×55=44mm 取b2=45mm b1=50mm （4）驗算齒面接觸強度 由課本P178式Zβ=（

16、cosβ）1/2= （cos19000′41″）1/2=0.97 由課本P177式11-8得 σH=ZEZHZβ[2KT1(u+1)/b ud12] 1/2 =189.8×2.5×0.97×[2×1.1×110578×(3+1)/45×3×262] 1/2 =710.5MPa<[σH1]=1200Mpa （安全） （5）齒輪圓周速度計算 V=πd1 n1/60×1000 =π×55×533.3/60×1000 =1.5m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 由課本P241表4-1得，選用45調質鋼，硬度217~255HBS，強度極限6

17、50MPa，屈服極限360MPa，彎曲疲勞極限300MPa。 由課本P245表14-2得，c=115 由課本P245式（14-2）得 d≥c (P2/n2)1/3 =115× (6.175/533.3)1/3mm=26mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=26×(1+5%)mm=27.3mm ∴取d=28mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定。 （2）確定軸各段直徑和長度

18、Ⅰ段：d1=28mm，長度取L1=50mm 因h=2c，所以c=1.5mm Ⅱ段:d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm ∴d2=35mm 初選用7307C型角接觸球軸承，其內徑為35mm,寬度為21mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此取該段長為60mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（17+20+60+3）=100mm Ⅲ段：d3=40mm L3=L1-L=50-3=47mm Ⅳ段：d4= d3+2h =40+2×2

19、×1.5=46mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：35+3×2=41mm因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm。 Ⅴ段直徑d5=30mm，長度L5=23mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=100mm，軸承總長為L=240mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：d1=55mm ②求轉矩：T2=110578N·mm ③求圓周力：Ft=2 T2/ d1=2×110578/55=4021N ④求徑向力：Fr=Fttanα/cosβ =4021×ta

20、n200/cos19000′41″=1547.96N ⑤求軸向力：Fa= Fttanβ=4021×tan19000′41″=1385.4N ⑥該軸兩軸承對稱則：LA=LB= L/2=100/2=50mm (4)繪制軸受力簡圖（如圖a） (5)求垂直面的支反力（如圖b） F1v=(FrL/2- Fa d1/2)/L =（1547.96×100/2-1385.4×55/2）/100=393N F2V=Fr- F1v =1547.9-393=1154.96N (6)繪制垂直面彎矩圖（如圖c） M′aV=F1V L/2=393×100/2=19.650N.m MaV=F2V L

21、/2=1154.96×100/2=57.748N.m (7)求水平面的支反力（如圖b） F1H=F2H=Ft/2=4021/2=2010.5N (8)繪制水平彎矩（如圖d） MaH=F1HL/2=2010.5×100/2=100.525N·m (9)繪制合彎矩圖（如圖e） 考慮到最不利的情況，把MaH與MaV直接相加 Ma=(MaH2+MaV2)1/2=(100.5252+57.7482)1/2=115.9N·m M′a=(MaH2+M′aV2)1/2= (100.5252+19.6502)1/2=102.4N.m (10)繪制扭矩圖（如圖f） T=1105

22、78N·mm (11)求危險截面的當量彎矩 由課本P246得折合系數α=1，得 Me=[Ma2+(αT)2]1/2=[115.92+(1×110.578)2]1/2=150.7N.m (12)校核危險截面的強度 由課本P246表14-3查得45調質鋼對稱循環(huán)下的彎曲應力為 [σ-1 b]=60MPa 由課本P246式（14-5）得 σe=Me/0.1d33=150700/0.1×403 =23.55MPa< [σ-1 b] =60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 由課本P241表14-1選用45號調質鋼，硬度217~2

23、55HBS，強度極限為650MPa，屈服極限為360MPa，彎曲疲勞極限為300Mpa。 由課本P245表14-2得，c=115 由課本P245式（14-2）得 d≥c(P3/n3)1/3=115×(5.87/142)1/3=39.8mm 取d=40mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直

24、徑和長度 初選7309c型角接球軸承，其內徑為45mm，寬度為25mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長50mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為3mm。 Ⅰ段：d1=40mm 長度取 L1=20mm 因h=2c，所以取c=2 Ⅱ段: d2=41mm ， L2=60mm，由于利用軸肩定位，所以設計成階梯狀直徑為50mm。 Ⅲ段：d3=40mm L3=35mm Ⅳ段：d4=38mm L4=50mm 此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，所以 Ⅴ段直徑d5=35mm，取長度 L5=70mm 所以軸總

25、長度為225mm，支撐跨距為95mm (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：d1=165mm ②求轉矩：T2=394778N·mm ③求圓周力：Ft=2 T2/ d1=2×394778/165=4785.2N ④求徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=4785.2×tan200/cos19000′41″ =1842.2N ⑤求軸向力：Fa= Fttanβ=4785.2×tan19000′41″=1647.6N ⑥該軸兩軸承對稱則：LA=LB= L/2=95/2=47.5mm (4)求軸的垂直面支反力 F1v=(FrL/2-Fad1/2)/L =（1842.2×95

26、/2-1647.6×165/2）/95=-509.7N F2V=Fr- F1v =1842.2-(-509.7)=2351.9N (5)求軸的垂直面彎矩 M′aV=F1V L/2=-509.7×95/2=24.21N.m MaV=F2V L/2=2351.9×95/2=111.67N.m (6)求軸的水平面支反力 F1H=F2H=Ft/2=4785.2/2=2392.6N (7)求軸的水平彎矩 MaH=F1HL/2=2392.6×95/2=113.65N·m (8)求合彎矩 考慮到最不利的情況，把MaH與MaV直接相加 Ma=(MaH2+MaV2)1/2=

27、(113.652+111.62)1/2=159.3N·m M′a=(MaH2+M′aV2)1/2= (113.652+24.212)1/2=116.2N.m (9)軸受到的扭矩為 T=394778N·mm (10)求危險截面的當量彎矩 由課本P246得折合系數α=1，得 Me=[Ma2+(αT)2]1/2=[159.32+(1×394.778)2]1/2=425.9N.m (11)校核危險截面的強度 由課本P246表14-3查得45調質鋼對稱循環(huán)下的彎曲應力為： [σ-1 b]=60MPa 由課本P246式（14-5）得σe=Me/0.1d33 =42590

28、0/0.1×453 =46.74MPa< [σ-1 b] =60MPa ∴該軸強度足夠。 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 16×365×8=46720小時 1、計算輸入軸承 (1)計算軸承的軸向力 已知n2=533.3r/min 兩軸承載荷：Fr1=Fr2= Fr /2=773.98N 初選兩軸承為角接觸球軸承7307C型 由課本P281表16-12查得軸承內部軸向力 FS1 =0.68Fr1=0.68×773.98=526.3N FS2= 0.63Fr2=0.68×773.98=526.3N 軸向載荷：Fa=1385.4N ∵FS2

29、+Fa=526.3+1385.4=1911.7N>FS1=526.3N 故軸承1為壓緊端Fa1 =FS2+Fa=526.3+1385.4=1911.7N 而軸承2為放松端Fa2=FS2=526.3N (2)求當量動載荷的X.Y值 由課本P280表（16-11）得e=0.68，則 Fa1/Fr1=1911.7/773.98=2.47> e Fa2/Fr2=526.3/773.98=0.68=e 所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 (3)計算當量載荷P1、P2 根據課本P262（11-6）式得 P1=X1Fr1+Y1Fa1

30、=0.41×773.98+0.87×1911.7=1980.5N P2=X2Fr2+Y2Fa2=1×773.98+0×526.3=773.98N (4)軸承壽命計算 因軸的結構要求兩端選擇同意尺寸的軸承，今P1>P2，故應以軸承1的徑向當量動載荷P1計算依據。因受輕微沖擊，故由課本P279表16-9取載荷系數 f P=1.2，由課本P279表16-8得溫度系數ft=1 ∵角接觸球軸承ε=3，由手冊P149表15-6得7307C型的Cr=34.2KN 由課本P279式（16-3）式得 LH=106 (ftCr/fPP1) ε/60n =106×(1×34200/1.2×198

31、0.5) 3/60×533.3 =93317h>46720h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)計算軸承的軸向力 已知n3=142r/min 兩軸承載荷：Fr1=Fr2= Fr /2=921.1N 初選兩軸承為角接觸球軸承7309C型 由課本P281表16-12查得軸承內部軸向力 FS1=0.68Fr1=0.68×921.1=626.35N FS2=0.63Fr2=0.68×921.1=626.35N 軸向載荷：Fa=1647.6N ∵FS2+Fa=626.35+1647.6=2273.9N>FS1=626.35N 故軸承1為壓緊端Fa1=FS2+Fa=6

32、26.35+1647.6=2273.9N 而軸承2為放松端Fa2=FS2=626.35N (2)求當量動載荷的X.Y值 由課本P280表（16-11）得e=0.68，則 Fa1/Fr1=2273.9/921.1=2.46> e Fa2/Fr2=626.35/921.1=0.68=e 所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 (3)計算當量載荷P1、P2 根據課本P262（11-6）式得 P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41×921.1+0.87×2273.9=2355.9N P2=X2Fr2+Y2Fa2=1×921.1+0×62

33、6.35=921.1N (4)軸承壽命計算 因軸的結構要求兩端選擇同意尺寸的軸承，今P1>P2，故應以軸承1的徑向當量動載荷P1計算依據。因受輕微沖擊，故由課本P279表16-9取載荷系數 f P=1.2，由課本P279表16-8得溫度系數ft=1 ∵角接觸球軸承ε=3，由手冊P149表15-6得7309C型的Cr=49.2KN 由課本P279式（16-3）式得 LH=106 (ftCr/fPP) ε/60n =106×(1×49200/1.2×2355.9) 3/60×142 =164636h>46720h ∴預期壽命足夠 八、鍵聯接的選擇及校核計算 1.軸

34、徑d1=28mm L1=50mm 查手冊選用C型平鍵，得 鍵 8×7 GB/T1095-2003 l=L1-b=50-8=42mm T2=110.578N·m h=7mm 由課本P158式（10-26）得 σp=4T2/dhl=4×110578/28×7×42 =53.7Mpa<[σR]=110Mpa 2、輸入軸與齒輪聯接采用平鍵聯接 軸徑d3=40mm L3=47mm 由課本P156頁選A型平鍵 鍵12×8 GB/T1095-2003 l=L3-b=47-12=35mm T2=110.578N·m h=8mm 由課本P158式（10-26）

35、得 σp=4T2/dhl =4×110578/40×8×35 =39.5Mpa<[σp]=110Mpa 3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接 軸徑d2=41mm L=50mm 由課本P156頁選A型平鍵 鍵14×9 GB/T1095-2003 l=L-b=60-14=4 mm T3=394.778N.m h=9mm 由課本P158式（10-26）得 σp=4T3/dhl=4×394778/41×9×46 =93MPa<[σp] =110Mpa 4、輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接 軸徑d5=35mm L=70mm 由課本P156頁選A

36、型平鍵 鍵8×7 GB/T1095-2003 l=L-b=70-8=62mm T4=394.778N.m h=7mm 由課本P158式（10-26）得 σp=4T4/dhl=4×394778/35×7×62 =103.9MPa<[σp] =110Mpa 九、聯軸器的選擇及校核計算 (1)選擇類型 為了緩和機器自身的沖擊和減輕電動機與減速器之間的振動，選用彈性柱銷聯軸器。 (2)求計算轉矩 轉矩T=43.108N.mm 由課本P291表17-1查得工作機為輸送機，工作情況系數為Ka=1.5,故計算轉矩： Tc=KaT=1.5×43.108=646

37、62N.m （3）確定型號 由設計手冊P163選取彈性套柱聯軸器TL5。它的公稱轉矩為125N.m，版聯軸器材料為鋼時，許用轉速為4600r/min，允許軸孔直徑在25~35mm之間。 F=2.1KN V=2.6m/s D=350mm η總=0.8411 P工作=6.5KW n筒=142r/min n’d=852~3408r/min 選n=1500r/min。 電動機型號Y132M-4

38、 i總=10.14 據手冊得 i帶=2.7 i齒輪=3.756 n1 =1440r/min n2=533.3r/min n3=142r/min P1=6.5KW P2=6.175KW P3=5.87KW T1=43108N·mm T2=110578N·mm T3=394778N·mm PC=9KW d2=370mm 取標準值d2=375mm n2’=516.8r/min V=5.03m/s 360.5mm≤a0≤1030

39、mm 取a0=800 Ld=2426mm 實際a=837mm α1=163.90 Z=4根 F0=182.19N FQ =1443N [σF1]= 392Mpa [σF2]= 392Mpa [σH1]= 1200Mpa [σH2] =1200Mpa i齒=3 Z1=26 Z2=78 mn=1.66mm T1=110578N·mm 取中心距a=110mm 初選螺旋角β=150 確

40、定螺旋角β=19000′41″ d1 =55mm d2=165mm b2=45mm b1=50mm Zβ=0.97 σH=710.5MPa V=1.5m/s d≥26mm 取d=28mm d1=28mm L1=50mm d2=35mm L2=100mm d3=40mm L3=47mm d4=46mm L4=20mm d5=30mm L5=23mm 支承跨距l(xiāng)=100m

41、m 軸承總長L=240mm Ft=4021N Fr=1547.96N Fa=1385.4N LA=LB=50mm F1v=393N F2V=1154.96N M′aV=19.650N.m MaV=57.748N.m F1H=F2H=2010.5N MaH=100.525N·m Ma=115.9N·m M′a=102.4N.m T=110578N·mm

42、 Me=150.7N.m [σ-1 b]=60MPa σe=23.55MPa d1=40mm L1=20mm d2=41mm L2=60mm d3=40mm L3=35mm d4=38mm L4=50mm d5=30mm L5=70mm 軸總長度為235mm 支撐跨距為95mm d1=165mm Ft=4785.2N Fr=1842.2N Fa=1647.6N LA=LB=47.5mm F1v=-509.7N F2V=23

43、51.9N M′aV=24.21N.m MaV=111.67N.m F1H=F2H=2392.6N MaH=113.65N·m Ma=159.3N·m M′a=116.2N.m T=394778N·mm Me=425.9N.m [σ-1 b]=60MPa σe=46.74MPa 壽命=46720小時 Fr1=Fr2=773.98N 初選軸承7307C型 FS1= FS2=526.3N Fa=1385.4N Fa1=1911.7N Fa2=526.3N

44、 x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 P1=1980.5N P2=773.98N Cr=34.2KN LH=93317h（合適） 初選軸承7309C型 Fr1=Fr2=921.1N FS1= FS2=626.35N Fa=1647.6N Fa1=2273.9N Fa2=626.35N x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 P1=2355.9N P2=921.1N Cr=49.2KN LH==16

45、4636h（合適） C型平鍵 d1=28mm L1=50mm l=42mm T2=110.578N·m h=7mm σp=53.7Mpa [σR]=110Mpa A型平鍵 d3=40mm L3=47mm l=35mm T2=110.578N·m h=8mm σp=39.5Mpa [σR]=110Mpa A型平鍵 d2=41mm L=60mm l=46mm T3=394.778N.m h=9mm σp=93Mpa [σR]=110Mpa A型平鍵 d5=35mm L=70mm l=62mm T3=394.778N.m h=7mm σp=103.9Mpa [σR]=110Mpa T=43.108N.mm Tc==64662N.m 取彈性套柱聯軸器TL5 取彈性套柱聯軸器TL5 第 13 頁