机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：带式运输机传动装置
（二级展开式圆柱齿轮减速器）
院 系： 专 业： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导老师：
日 期：2012年7月20日
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设计任务书
题 目：设计展开式两级圆柱齿轮减速器
一、设计任务：
设计一带式运输机的传动装置。连续单向运转，工作有轻振，经常满载。空载启动，两班制工作。输送带的速度允许误差为±5%。减速器小批量生产，使用年限10年。传动方案如图示。
已知条件: 鼓轮扭矩 T=700N·m；
传送带速度 v=0.8m/s； 卷筒直径 D=380mm
二、设计要求：
1、传动方案的选定与分析； 2、选择电动机； 3、设计计算皮带传动； 4、选用联轴器并验算；
5、设计二级减速器：圆柱齿轮的设计计算；
轴的设计计算； 选用轴承及验算； 选用键并验算； 绘制减速器装配图1张；
零件工作图2-3张（轴、齿轮、箱体）；
三、编写设计计算说明书1份。
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目 录
设计任务书 ..................................................................................................................................................2
题 目：设计展开式两级圆柱齿轮减速器 ..............................................................................2
一、设计任务： ..........................................................................................................................2 二、设计要求： ..........................................................................................................................2 三、编写设计计算说明书1份。 ..............................................................................................2
第一章 系统总体方案设计 ........................................................................................................................5
1.1 带式运输机功能简介 ...................................................................................................................5
1.1.1带式输送机的功能 .............................................................................................................5 1.1.2带式输送机设计的基本要求 .............................................................................................5 1.2传动方案的拟定 ............................................................................................................................5
1.2.1设计数据及要求 .................................................................................................................5 1.2.2传动装置简图 .....................................................................................................................5
第二章 电动机的选择和传动装置的运动参数计算 ..............................................................................6
2.1选择电动机 ....................................................................................................................................6
2.1.1选择电动机的类型 .............................................................................................................6 2.1.2选择定动机的额容量 .........................................................................................................6 2.1.3确定电动机转速 .................................................................................................................7 2.2计算传动装置的总传动比并分配传动比 ....................................................................................8 2.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 ........................................................................................8
2.3.1各轴的转速 .........................................................................................................................8 2.3.2各轴的输入功率 .................................................................................................................8 2.3.3各轴的输入转矩 .................................................................................................................9
第三章 带轮及带的选择计算 ....................................................................................................................9
3.1 带轮的计算 ...................................................................................................................................9
3.1.1计算功率 .............................................................................................................................9 3.1.2选V带型号 ..................................................................................................................... 10 3.1.3确定大小带轮基准直径 .................................................................................................. 10 3.1.4验算带速 .......................................................................................................................... 10 3.1.5求V带基准长度和中心距 ............................................................................................. 10 3.1.6验算小带轮包角 .............................................................................................................. 10 3.1.7求V带根数 ..................................................................................................................... 10 3.1.8作用在带轮轴上的压力 .................................................................................................. 11 3.2带轮参数的选择 ......................................................................................................................... 11 第四章 传动零件的设计计算 ................................................................................................................. 12
4.1 高速级齿轮传动设计 ................................................................................................................ 12
4.1.1高速级圆柱齿轮选用斜齿圆柱齿轮 .............................................................................. 12 4.1.2选择材料 .......................................................................................................................... 12 4.1.3确定许用应力 .................................................................................................................. 12 4.1.4按齿面接触强度设计计算 .............................................................................................. 12 4.1.5验算轮齿弯曲强度 .......................................................................................................... 13 4.1.6齿轮的圆周速度 .............................................................................................................. 14 4.2 低速级齿轮传动设计 ................................................................................................................ 14
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4.2.1低速级圆柱齿轮选用直齿圆柱齿轮 .............................................................................. 14 4.2.2选择材料 .......................................................................................................................... 14 4.2.3确定许用应力 .................................................................................................................. 14 4.2.4按齿面接触强度设计计算 .............................................................................................. 14 4.2.5验算轮齿弯曲强度 .......................................................................................................... 15 4.2.6齿轮的圆周速度 .............................................................................................................. 16
第五章 轴的尺寸设计及校核 ................................................................................................................. 16
5.1 高速轴的设计及校核 ................................................................................................................ 16
5.1.1高速轴的设计 .................................................................................................................. 16 5.1.2高速轴的校核 .................................................................................................................. 17 5.2 中间轴的设计及校核 ................................................................................................................ 19
5.2.1中间轴的设计 .................................................................................................................. 19 5.2.2中间轴的校核 .................................................................................................................. 20 5.3 低速轴的设计及校核 ................................................................................................................ 23
5.3.1低速轴的设计 .................................................................................................................. 23 5.3.2低速轴的校核 .................................................................................................................. 24
第六章 轴承的选择与校核 ..................................................................................................................... 25
6.1 各轴轴承的选择 ........................................................................................................................ 25 6.2 轴承校核 .................................................................................................................................... 26
6.2.1高速轴轴承校核 .............................................................................................................. 26 6.2.2中间轴轴承校核 .............................................................................................................. 26 6.3.4低速轴轴承校核 ............................................................................................................. 27
第七章 连接键的选择及校核 ................................................................................................................. 28
7.1键的设计 ..................................................................................................................................... 28 7.2键的校核 ..................................................................................................................................... 28
7.2.1高速轴键的校核 .............................................................................................................. 28 7.2.2中间轴键的校核 .............................................................................................................. 28 7.2.3低速轴键的校核 .............................................................................................................. 29
第八章 联轴器的选择与校核 ................................................................................................................. 29
8.1联轴器类型选定 ......................................................................................................................... 29 8.2联轴器所受转矩 ......................................................................................................................... 29 8.2确定联轴器型号 ......................................................................................................................... 30 第九章 减速器箱体及附件的设计 ......................................................................................................... 30
9.1 减速器箱体的设计 .................................................................................................................... 30 9.2减速器的附件的设计 ................................................................................................................. 31
9.2.1窥视孔及窥视孔盖基本参数 .......................................................................................... 31 9.2.2通气塞的基本参数 .......................................................................................................... 31 9.2.3轴承端盖的选择及基本参数 .......................................................................................... 32 9.2.4斜式杆式油标的选择及基本参数 .................................................................................. 33 9.2.5螺塞及封油垫的选择及基本参数 .................................................................................. 33 9.2.5定位销的选择及基本参数 .............................................................................................. 34 9.2.6吊环和吊钩的选择及基本参数 ...................................................................................... 35 9.2.6启盖螺钉的选择及基本参数 .......................................................................................... 35
参考文献 ................................................................................................................................................... 36
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计 算 及 说 明 结 果 第一章 系统总体方案设计 1.1 带式运输机功能简介 1.1.1带式输送机的功能 带式输送机利用带传动的基本原理来传递一定的动力，它是原动机和工作机之间独立的封闭传动装置，具有结构简单、传动平稳、造价低廉、以及缓冲吸振的特点，带式输送机通过带传动转换为齿轮传动来进行减速，从而广泛运用于机械中。 1.1.2带式输送机设计的基本要求 两级展开式圆柱齿轮减速器的结构简单，齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴应具有较大的刚度。高速级齿轮应布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭矩变形能减弱轴在弯矩作用下产生的弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布的不均匀。因此，在设计时应考虑使用场合，一般用于载荷比较平稳的场合，而且高速级做成斜齿，低速级可做成直齿或斜齿。 1.2传动方案的拟定 1.2.1设计数据及要求 设计原始数据要求： 鼓轮扭矩 𝑇=700N·m； 传送带速度 𝑣=0.8m/s； 卷筒直径 𝐷=380mm； 工作条件： 连续单向运转，工作有轻振，经常满载，空载启动，两班制工作； 使用折旧期： 10年； 动力来源： 电力，三相交流，电压380/220V； 运输带速度误差： ±5%； 制造条件及生产批： 一般机械厂制造，小批量生产。 1.2.2传动装置简图 一带式运输机的传动装置包括六部分，基本结构如图1所示。 5
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计 算 及 说 明 结 果 图1 传动装置简图 带传动的承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其他 传动形式大，但传动平稳，能缓冲减震，因此宜布置在高速级 (转速较高，传递相同功率时转矩较小)。而链传动运转不均匀， 有冲击，不适于高速传动，因此选择带传动。 斜齿轮传动的平稳性较直齿轮的传动好，常用在高速级或 要求传动平稳的场合。蜗杆传动效率较低，圆锥齿轮加工困难， 特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，因此减速器高速级选用斜 齿轮，低速级选用直齿轮。 第二章 电动机的选择和传动装置的运动参数计算 2.1选择电动机 电动机计算公式和有关数据引自 2.1.1选择电动机的类型 参考文献[1] 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，第12~13页 全封闭自扇冷式机构，额定电压380V，频率50Hz。 2.1.2选择定动机的额容量 选用Y系列三相工作机的有效功率为 笼型异步电动机 𝑇𝑛𝑇60𝑣𝑃𝑊=𝑘𝑊=×𝑘𝑊 955095502𝜋×𝐷/2 700×60×0.8 =𝑘𝑊=2.95𝑘𝑊 9550×3.14×380×10−3 从电动机到工作机输送带间的总效率为 2η𝛴=η1η4ηηη 2345 式中，1、2、3、4、5分别为带传动、滚动轴承、 6
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计 算 及 说 明 结 果 齿轮传动、齿轮联轴器和卷筒的传动效率。由参考文献[1]表1及12页轴承及联轴器效率概率值列表，取 η1=0.95，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96，则 η𝛴=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.784 所以电动机所需工作功率为𝑃𝑑=2.1.3确定电动机转速 按参考文献[1]表1推荐的传动比合理范围，V带的传动比′为𝑖0=2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比𝑖‘=8~40，则总传动𝑃𝑊η𝛴=2.95𝑘𝑊0.784=3.76𝑘𝑊 比合理范围为𝑖′𝛴=16~160,而工作机卷筒轴的主动轴转速为 𝑛=60𝑣60×0.8=𝑟/𝑚𝑖𝑛=40.21𝑟/𝑚𝑖𝑛 2𝜋×𝐷/23.14×380×10−3所以电动机转速的可选范围为 ′′𝑛𝑑=𝑖𝛴∙𝑛=(16~160)×40.21𝑟/𝑚𝑖𝑛=643.36~6433.6𝑟/𝑚𝑖𝑛 符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min。 由参考文献[2]表12-1及表12-6得相关电动机参数，如下表1所示： 表1 相关电动机列表 电动机型号 额定功率/kW Y112M-2 Y112M-4 Y132M1-6 Y160M1-8 4 4 4 4 同步转速/满载转速/(r/min) 3000/2890 1500/1440 1000/960 750/720 参考比价 2.26 2.22 3.48 5.00 重量 / kg 45 43 73 118 71.87 35.81 23.87 17.91 总传动比 兼顾考虑电动机的尺寸、重量、价格和传动比，选择型号为Y112M-4的电机，其具体参数如下表2所示。 表2 Y112M-4电机具体参数 额定功率 kW 4 满载时 电效流 率 A % 8.8 84.5 起动电流额定电流7.0 起动转矩额定转矩2.2 最大转矩额定转矩2.3 型号 Y112M-4 转速 r/min 1440 功率因数 0.82 由参考文献[2]表12-3得Y112M-4电机 输出轴轴径D=28mm，轴长E=60mm。 7
电动机所需 工作功率 𝑃𝑑=3.76𝑘𝑊 质 /K 64 68 电动机型号 Y112M-4 转速1500 r/min 输出轴 轴径D=28mm 轴长E=60mm 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 2.2计算传动装置的总传动比并分配传动比 总传动比为 𝑛𝑚1440𝑖𝛴===35.81 𝑛40.21分配传动装置的传动比：𝑖𝛴=𝑖∙𝑖0，式中𝑖、𝑖0分别为带传动和减速器的传动比。为使V带的传动外廓尺寸不宜过大，初步选取𝑖0=2.5（实际的传动比要在设计带传动时、由所选的大小带轮的标准直径之比计算），则减速器的传动比为： 𝑖=𝑖𝛴35.82==14.32 𝑖02.5又因为 𝑖=𝑖1𝑖2 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由参考文献[1]图12可取𝑖1=1.4𝑖2，故 𝑖1=√1.4𝑖=√1.4×14.32=4.5 𝑖14.5𝑖2===3.2 1.41.42.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 2.3.1各轴的转速 Ⅰ轴 𝑛Ⅰ=Ⅱ轴 𝑛Ⅱ=Ⅲ轴 𝑛Ⅲ=𝑛𝑚𝑖0𝑛Ⅰ𝑖1𝑛Ⅱ𝑖2===14402.55764.51283.2𝑟/𝑚𝑖𝑛=576𝑟/𝑚𝑖𝑛 𝑟/𝑚𝑖𝑛=128𝑟/𝑚𝑖𝑛 𝑟/𝑚𝑖𝑛=40𝑟/𝑚𝑖𝑛 卷筒轴 𝑛Ⅳ=𝑛Ⅲ=40𝑟/𝑚𝑖𝑛 对传送带 𝑣=2𝜋𝑛Ⅳ60×𝐷2=3.14×40×380×10−360𝑚/𝑠=0.796𝑚/𝑠 误差小于2.3.2各轴的输入功率 满足要求； Ⅰ轴 𝑃Ⅰ=𝑃𝑑η1=3.76𝑘𝑊×0.95=3.57𝑘𝑊 Ⅱ轴 𝑃Ⅱ=𝑃Ⅰη2η3=3.57𝑘𝑊×0.98×0.97=3.39𝑘𝑊 Ⅲ轴 𝑃Ⅲ=𝑃Ⅱη2η3=3.39𝑘𝑊×0.98×0.97=3.22𝑘𝑊 8
传动比： 带传动𝑖0=2.5 高速级𝑖1=4.5 低速级𝑖2=3.2 相关计算公式和有关数据皆引自 参考文献[1] 第19~20页 各轴转速： 高速轴576r/min 中间轴128r/min 低速轴40r/min 卷筒轴40r/min 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 卷筒轴 𝑃Ⅳ=𝑃Ⅲη2η4=3.22𝑘𝑊×0.98×0.99=3.12𝑘𝑊 Ⅰ~Ⅲ轴的输出功率𝑃′分别为输入功率𝑃乘轴承效率0.98。 2.3.3各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 𝑇𝑑=9550Ⅰ轴: 𝑇Ⅰ=𝑇𝑑∙𝑖0∙η1=24.94𝑁∙𝑚×2.5×0.95=59.23𝑁∙𝑚 Ⅱ轴: 𝑇Ⅱ=𝑇Ⅰ∙𝑖1∙η2∙η3=59.23𝑁∙𝑚×4.5×0.98×0.97=253.37𝑁∙𝑚 Ⅲ轴: 𝑇Ⅲ=𝑇Ⅱ∙𝑖2∙η2∙η3=253.37𝑁∙𝑚×3.2×0.98×0.97=770.73𝑁∙𝑚 卷筒轴: 𝑇Ⅳ=𝑇Ⅲ∙η2∙η4=770.73𝑁∙𝑚×0.98×0.99=747.76𝑁∙𝑚 Ⅰ~Ⅲ轴的输出转矩𝑇′分别为输入转矩𝑇乘轴承效率0.98。 运动和动力参数结果整理如下表3所示： 表3 运动和动力参数结果 轴名 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 功率P/kW 输入 输出 转矩T/N·m 输入 输出 转速n r/min 传动比 i 效率 η 𝑃𝑑3.76=9550×𝑁∙𝑚=24.94𝑁∙𝑚 𝑛𝑚1440 3.57 3.39 3.22 3.12 3.76 3.50 3.32 3.16 3.06 59.23 24.94 58.05 1440 576 128 40 40 2.5 4.5 3.2 1.0 0.95 0.95 0.95 0.97 253.37 248.30 770.73 755.32 747.76 732.80 第三章 带轮及带的选择计算 3.1 带轮的计算 3.1.1计算功率 由参考文献[3]表13-8得𝐾𝐴=1.2(载荷变动小，工作16小9
各轴输入功率： 高速轴3.57kW 中间轴3.39kW 低速轴3.22kW 卷筒轴3.12kW 各轴输入转矩： 高速轴59.23N·m 中间轴253.37 N·m 低速轴770.73 N·m 卷筒轴747.76 N·m 传动装置各轴的运动和动力参数如左表3 V带计算公式和有关数据皆引自 参考文献[3] 第211~221页 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 时),故 𝑃𝑐=𝐾𝐴𝑃Ⅰ=1.2×3.57𝑘𝑊=4.28𝑘𝑊 3.1.2选V带型号 选用普通V带，根据𝑃𝑐=4.28𝑘𝑊，𝑛𝑚=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛，由参考文献[3]图13-15得此坐标点位于A型范围内，选择A型。 3.1.3确定大小带轮基准直径 由参考文献[3]表13-9，𝑑1≥75𝑚𝑚，现取𝑑1=100𝑚𝑚，则𝑑2=𝑖0𝑑1(1−𝜀)=2.5×100×(1−0.02)=245𝑚𝑚 (V带传动的滑动率𝜀=0.01~0.02) 由参考文献[2]表13-9，取d2=250mm。 3.1.4验算带速 带速𝑣=𝜋𝑛1𝑑160=3.14×1440×100×10−360𝑚/𝑠=7.54𝑚/𝑠。带速在5~25m/s范围内，合适。 3.1.5求V带基准长度和中心距 初步选取中心距 𝑎0=1.5(𝑑1+𝑑2)=1.5×(100+250)𝑚𝑚=525𝑚𝑚 取𝑎0=550𝑚𝑚，符合0.7(𝑑1+𝑑2)<𝑎0<2(𝑑1+𝑑2)。 带长 𝜋 𝐿0=2𝑎0+2(𝑑1+𝑑2)+(250−100)24×550𝜋(𝑑2−𝑑1)24𝑎0=2×550𝑚𝑚+2(100+250)𝑚𝑚+距为 a≈𝑎0+𝑚𝑚=1660.0𝑚𝑚 查参考文献[3]表13-2，A型对应𝐿𝑑=1800，则实际中心𝐿𝑑−𝐿01800−1660=550𝑚𝑚+𝑚𝑚=620𝑚𝑚 223.1.6验算小带轮包角 𝑑2−𝑑1250−100α1=180°−×57.3°=180°−×57.3°𝑎620=166.14°>120° 合适 3.1.7求V带根数 10
选择A型V带 带轮基准直径： 小带轮100mm 大带轮250mm 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 z=𝑃𝑐 (𝑃0+∆𝑃0)𝐾𝛼𝐾𝐿由𝑛Ⅰ=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛，𝑑1=100𝑚𝑚，查参考文献[3]表13-3，得基本额定功率𝑃0=1.32𝑘𝑊 传动比𝑖0=𝑑1=100×(1−0.02)=2.55 (1−𝜀)𝑑2250查参考文献[2]表13-5，得∆𝑃0=0.17𝑘𝑊 由α1=166.14°查参考文献[3]表13-7，得包角修正系数𝐾𝛼=0.97,查参考文献[3]表13-2，得带长修正系数𝐾𝐿=1.01，由此可得 4.28𝑧==2.93 (1.32+0.17)×0.97×1.01取3根。 3.1.8作用在带轮轴上的压力 查参考文献[3]表13-1，得单位长度质量𝑞=0.1𝑘𝑔/𝑚，故单根V带初拉力 𝐹0=500𝑃𝑐2.5(−1)+𝑞𝑣2𝑧𝑣𝐾𝛼500×4.282.5=[(−1)+0.1×7.542]𝑁3×7.540.97=154.91𝑁 作用在轴上的压力 𝛼1166.14°𝐹𝑄=2z𝐹0sin=2×3×154.91×sin𝑁=922.67𝑁 223.2带轮参数的选择 查参考文献[4] 表14-16和表14-18得 小带轮为实心式如图2所示 𝑑1=100𝑚𝑚，z=3，𝐵1=48𝑚𝑚 根据电动机输出轴轴径，选择𝑑01=𝐷=28𝑚𝑚, 𝐿1=50𝑚𝑚 大带轮为腹板式如图3所示 𝑑2=250𝑚𝑚,z=3,𝑑02=24𝑚𝑚，𝐿2=40𝑚𝑚，𝐵2=48𝑚𝑚 （𝑑：带轮基准直径；𝑧：带数；𝑑0：轮毂孔径；L：轮毂长；𝐵：轮缘宽） 11
V带带数：3根 带轮作用在轴上的压力： 922.67N 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 图2 小带轮示意图 图3 大带轮示意图 第四章 传动零件的设计计算 4.1 高速级齿轮传动设计 4.1.1高速级圆柱齿轮选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作,速度不高,故选用8级精度。 4.1.2选择材料 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，由参考文献[3]表11-1得：两级圆柱斜齿轮的大小齿轮材料均选用45号钢调质处理，大齿面硬度为220HBS，小齿面硬度为270HBS，σ𝐻lim=590𝑀𝑃𝑎,σ𝐹𝐸=450𝑀𝑃𝑎。 4.1.3确定许用应力 由参考文献[3]表11-5 取最小安全系数SF=1.25，SH=1.0 由参考文献[3]表11-4 取区域系数ZH=2.5，弹性系数ZE=189.8 [𝜎𝐻]=[𝜎𝐹]=σ𝐻lim590=𝑀𝑃𝑎=590MPa S𝐻1.0 轮毂长度 小带轮50mm 大带轮48mm 轮毂孔径 小带轮28mm 大带轮24mm 齿轮计算公式和有关数据皆引自 参考文献[3] 第168~178页 高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮 大小齿轮材料均选用45号钢调质处理 0.7σ𝐹𝐸0.7×450=𝑀𝑃𝑎=252MPa S𝐹1.254.1.4按齿面接触强度设计计算 由参考文献[3]表11-3取载荷系数K=1.4 由参考文献[3]表11-6取齿宽系数Φ𝑑=0.8 12
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计 算 及 说 明 结 果 ′PⅠ3.50 𝑇1=9.55×106=9.55×106×=0.58×105𝑁∙mm 𝑛Ⅰ576 初选螺旋角 取β=15° 232𝐾𝑇𝑍𝑍𝑍𝑖+1𝐸𝐻𝛽11 𝑑1≥√×()[𝜎𝐻]Φ𝑑𝑖1 232×1.4×0.58×1054.5+1189.8×2.5×√cos15° =√××()𝑚𝑚0.84.5590 =53.72𝑚𝑚 齿数 取𝑧1=20,则𝑧2=𝑖1𝑧1=4.5×20=90 法相模数 3mm 𝑑cos𝛽53.72×cos15° 法向模数 𝑚𝑛=1𝑧=𝑚𝑚=2.59𝑚𝑚 201螺旋角13°55′50′′ 由参考文献[3]表4-1取𝑚𝑛=3𝑚𝑚 小齿轮齿数 20 中心距 大齿轮齿数 90 𝑚𝑛(𝑧1+𝑧2)3×(20+90)a==𝑚𝑚=170.82𝑚𝑚 2cos15°2×cos15°中心距 170mm 取a=170𝑚𝑚 确定螺旋角 𝑚𝑛(𝑧1+𝑧2)3×(20+90) β=arccos=𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠=13.93°2𝑎2×170 =13°55′50′′ 齿轮分度圆直径 𝑚𝑛𝑧13×20 𝑑1==𝑚𝑚=61.82𝑚𝑚 cos𝛽cos13°55′50′′ 𝑚𝑛𝑧13×90 𝑑2==𝑚𝑚=278.18𝑚𝑚 cos𝛽cos13°55′50′′ 齿宽 𝑏=Φ𝑑𝑑1=0.8×61.82𝑚𝑚=49.46𝑚𝑚 取 𝑏2=50𝑚𝑚，𝑏1=55𝑚𝑚 4.1.5验算轮齿弯曲强度 当量齿数 2090 𝑧𝑣1=𝑐𝑜𝑠313°55′50′′=21.87,𝑧𝑣2=𝑐𝑜𝑠313°55′50′′=98.43 小齿轮上的转矩 13
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计 算 及 说 明 结 果 齿形系数由参考文献[3]图11-8得 𝑌𝐹𝑎1=2.93，𝑌𝐹𝑎2=2.25 修正系数由参考文献[3]图11-9得 𝑌𝑆𝑎1=1.56，𝑌𝑆𝑎2=1.80 [𝜎𝐹]=2𝐾𝑇1𝑌𝑌𝑏1𝑑1𝑚𝑛𝐹𝑎1𝑆𝑎12×1.4×0.58×105=×2.93×1.56𝑀𝑃𝑎55×61.82×3=72.77𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝐹]=252𝑀𝑃𝑎 安全 4.1.6齿轮的圆周速度 𝜋𝑑1𝑛13.14×61.82×10−3×576𝑣==𝑚/𝑠=1.86𝑚/𝑠 6060对照参考文献[3]表11-2，选8级制造精度是可以的。 4.2 低速级齿轮传动设计 4.2.1低速级圆柱齿轮选用直齿圆柱齿轮 运输机为一般工作,速度不高,故选用8级精度。 4.2.2选择材料 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，由参考文献[3]表11-1得：两级圆柱直齿轮的大小齿轮材料均选用45号钢调质处理，大齿面硬度为220HBS，小齿面硬度为270HBS，σ𝐻lim=590𝑀𝑃𝑎,σ𝐹𝐸=450𝑀𝑃𝑎。 4.2.3确定许用应力 由参考文献[3]表11-5 取最小安全系数SF=1.25，SH=1.0 由参考文献[3]表11-4 取区域系数ZH=2.5，弹性系数ZE=189.8 [𝜎𝐻]=[𝜎𝐹]=σ𝐻lim590=𝑀𝑃𝑎=590MPa S𝐻1.0 高速级小齿轮 齿宽𝑏𝑎1=55𝑚𝑚 分度圆 𝑑𝑎1=61.82𝑚𝑚 大齿轮 齿宽𝑏𝑎2=50𝑚𝑚 分度圆 𝑑𝑎2=278.18𝑚𝑚 低速级齿轮选用直齿圆柱齿轮 大小齿轮材料均选用45号钢调质处理 0.7σ𝐹𝐸0.7×450=𝑀𝑃𝑎=252MPa S𝐹1.254.2.4按齿面接触强度设计计算 由参考文献[3]表11-3取载荷系数K=1.4 14
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计 算 及 说 明 结 果 由参考文献[3]表11-6取齿宽系数Φ𝑑=0.8 小齿轮上的转矩 𝑇2=9.55×106′PⅡ𝑛Ⅱ3.32=9.55×10×=2.48×105𝑁∙mm 1286𝑖35.9101又因为 𝑖2=𝑖𝛴=2.55×4.5=3.1 所以 𝑖2𝐾𝑇2𝑖2+1𝑍𝐸𝑍𝐻2𝑑1≥√×()[𝜎𝐻]Φ𝑑𝑖232×1.4×2.48×1053.1+1189.8×2.52=√××()𝑚𝑚0.83.15903=90.55𝑚𝑚 齿数取𝑧1=30，则𝑧2=3.1×30=93 模数𝑚=𝑑1𝑧1=90.5530𝑚𝑚=3.02𝑚𝑚 按参考文献[2]表4-1取𝑚=3𝑚𝑚 实际的分度圆直径 𝑑1=𝑧1×𝑚=30×3𝑚𝑚=90𝑚𝑚 𝑑2=𝑧2×𝑚=93×3𝑚𝑚=280𝑚𝑚 齿宽 𝑏=Φ𝑑𝑑1=0.8×90𝑚𝑚=72𝑚𝑚 取 𝑏2=75𝑚𝑚，𝑏1=80𝑚𝑚 中心距𝑎=𝑑1+𝑑22=90+2792𝑚𝑚=184.5𝑚𝑚取𝑎=185𝑚𝑚 4.2.5验算轮齿弯曲强度 齿形系数由参考文献[3]图11-8得𝑌𝐹𝑎1=2.60，𝑌𝐹𝑎2=2.23 由参考文献[3]图11-9得𝑌𝑆𝑎1=1.63，𝑌𝑆𝑎2=1.79 𝜎𝐹12𝐾𝑇2𝑌𝐹𝑎1𝑌𝑆𝑎1=𝑏𝑚2𝑧12×1.4×2.48×105×2.60×1.63=𝑀𝑃𝑎75×32×30=145.33𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝐹]=252𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2𝑌𝐹𝑎2𝑌𝑆𝑎22.23×1.79=𝜎𝐹1=145.33×𝑀𝑃𝑎=136.88𝑀𝑃𝑎𝑌𝐹𝑎1𝑌𝑆𝑎12.60×1.63<[𝜎𝐹]=252𝑀𝑃𝑎 15 模数 3mm 小齿轮齿数 30 大齿轮齿数 93 中心距 185mm 低速级小齿轮
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计 算 及 说 明 结 果 齿宽𝑏𝑏1=80𝑚𝑚 分度圆 4.2.6齿轮的圆周速度 𝑑𝑏1=90𝑚𝑚 𝜋𝑑1𝑛Ⅱ3.14×90×10−3×128𝑣==𝑚/𝑠=0.60𝑚/𝑠 大齿轮 6060齿宽𝑏𝑏2=75𝑚𝑚 对照参考文献[2]表11-2，选8级制造精度是可以的。 分度圆 𝑑𝑏2=280𝑚𝑚 第五章 轴的尺寸设计及校核 5.1 高速轴的设计及校核 轴的计算公式 5.1.1高速轴的设计 及相关参数 皆引自 高速轴如下图4所示。 参考文献[3] 第244~247页 图4 高速轴示意图 选用45号钢 调质处理 选用45号钢，调质处理。由参考文献[3]表14-2得C=112 33.573𝑃Ⅰ𝑑𝑚𝑖𝑛=𝐶√=112×√𝑚𝑚=20.57𝑚𝑚 𝑛Ⅰ576 第1段设计：因第1段与大带轮配合，因此 𝐿1=48𝑚𝑚−2𝑚𝑚=46𝑚𝑚,𝑑1=24𝑚𝑚 第2段设计：因第1段和第2段间需有一定位轴肩，故取 𝑑2=32𝑚𝑚。取端盖总宽度为34mm，端盖外端面与带轮右面 间距16mm，因此 𝐿2=50𝑚𝑚，𝑑2=32𝑚𝑚 高速轴 第3段设计：因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故第1段 选用参照工作要求并根据𝑑2=32𝑚𝑚,由参考文献[2]表6-7选长46mm 取圆锥滚子轴承30207,其尺寸为 直径24mm 𝑑×𝐷×𝐵=35𝑚𝑚×72𝑚𝑚×17𝑚𝑚 第2段 安全 16
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计 算 及 说 明 结 果 在轴承内侧加一个挡油板，取其厚度为15mm。 因此 𝐿3=32𝑚𝑚，𝑑3=35𝑚𝑚 第4段设计：由参考文献[1]第41页图30可知 𝐿4=∆2−2𝑚𝑚+𝑏𝑏1+∆4 其中∆4=8~12𝑚𝑚，取∆4=10𝑚𝑚 由参考文献[1]表3可知∆2>8𝑚𝑚，取∆2=10𝑚𝑚 𝑏𝑏1为低速级小齿轮宽度，𝑏𝑏1=80𝑚𝑚 因此𝐿4=∆2+𝑏𝑏1+∆4=10−2+80+10𝑚𝑚=98𝑚𝑚 𝑑4=43𝑚𝑚 第5段设计：齿轮轴段，根据高速级小齿轮可得 𝐿5=55𝑚𝑚，𝑑5=61.82𝑚𝑚 第6段设计： 𝐿6=∆2−2𝑚𝑚=8𝑚𝑚，𝑑6=𝑑4=43𝑚𝑚 第7段设计： 𝐿7=𝐿3=32𝑚𝑚，𝑑7=𝑑3=35𝑚𝑚 5.1.2高速轴的校核 由表3知 𝑃Ⅰ=3.57𝑘𝑊,𝑛Ⅰ=576𝑟/𝑚𝑖𝑛,𝑇1=58.05𝑁∙𝑚 作用在齿轮上的圆周力 2𝑇12×0.58×105𝐹𝑡==𝑁=1876.42𝑁 𝑑561.82作用在齿轮上的径向力 𝐹𝑡tan𝛼1876.42×tan20°𝐹=𝑁=703.66𝑁 𝑟=cos𝛽cos13°55′50′′作用在齿轮上的轴向力 𝐹𝑎=𝐹𝑡tan𝛽=1876.42×tan13°55′50′′𝑁=465.43𝑁 带轮作用在轴上的力 𝐹𝑄=922.67𝑁 轴的受力分析(详见附录1) 𝐿𝐵𝐶=𝐿3−𝐵𝐿51755+𝐿4+=30−+100+=149𝑚𝑚 222217
长50mm 直径32mm 第3段 长32mm 直径35mm 第4段 长98mm 直径43mm 第5段 长55mm 直径61.82mm 第6段 长8mm 直径43mm 第7段 长32mm 直径35mm 齿轮作用在 轴上的 圆周力1876.42N 径向力703.66N 轴向力465.43N 带轮作用在 轴上的力 922.67N 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 𝐿𝐶𝐷=𝐿5𝐵5517+𝐿6+𝐿7−=+10+30−=59𝑚𝑚 2222𝐿𝐵𝐷=𝐿𝐵𝐶+𝐿𝐶𝐷=149+59=208𝑚𝑚 𝐿1𝐵4817+𝐿2+=+50+=82.5𝑚𝑚 2222𝐿𝐴𝐵=𝐿𝐴𝐷=𝐿𝐴𝐵+𝐿𝐵𝐷=82.5+208=290.5𝑚𝑚 垂直面的支撑反力和弯矩计算 𝑟𝐵𝑦𝑑561.82𝐹703.66×149−465.43×2𝑟∙𝐿𝐶𝐷−𝐹𝑎∙2==𝑁𝐿𝐵𝐷208=434.90𝑁 𝑟𝐷𝑦=𝐹𝑟−𝑟𝐵𝑦=703.66−434.90=268.76𝑁 𝑀𝐶𝑦=𝑟𝐵𝑦∙𝐿𝐵𝐶=434.90×149𝑁∙𝑚𝑚=64.80𝑁∙𝑚 ′𝑀𝐶𝑦=𝑟𝐷𝑦∙𝐿𝐶𝐷=268.76×59𝑁∙𝑚𝑚=15.86𝑁∙𝑚 水平面的支撑反力和弯矩计算 𝑟𝐵𝑥=𝐹𝑡∙𝐿𝐶𝐷1876.42×59=𝑁=532.25𝑁 𝐿𝐵𝐷208𝑟𝐷𝑥=𝐹𝑡−𝑟𝐵𝑥=1876.42−532.25=1344.17𝑁 𝑀𝐶𝑥=𝑟𝐵𝑥∙𝐿𝐵𝐶=532.25×149𝑁∙𝑚𝑚=79.31𝑁∙𝑚 只有带轮时的受力分析和弯矩计算 𝐹𝑄𝐵=𝐹𝑄∙𝐿𝐴𝐷922.67×290.5=𝑁=1288.63𝑁 𝐿𝐵𝐷208𝐹𝑄𝐷=𝐹𝑄𝐵−𝐹𝑄=1288.63−922.67=365.96N 𝑀𝑄𝐵=𝐹𝑄∙𝐿𝐴𝐵=922.67×82.5𝑁∙𝑚𝑚=76.12𝑁∙𝑚 𝑀𝑄𝐶=𝐹𝑄𝐷∙𝐿𝐶𝐷=365.96×59𝑁∙𝑚𝑚=21.59𝑁∙𝑚 合成弯矩（考虑到最不利的情况） 22𝑀𝐶=√𝑀𝐶𝑦+𝑀𝐶𝑥+𝑀𝑄𝐶=√64.802+79.312+21.59=124.01𝑁∙𝑚 ′′2𝑀𝐶=√𝑀𝐶𝑦+𝑀𝐶𝑥+𝑀𝑄𝐶=√15.862+79.312+21.592=102.47𝑁∙𝑚 轴传递的转矩 18
合成弯矩 𝑀𝐶=124.01𝑁∙𝑚 ′𝑀𝐶=102.47𝑁∙𝑚 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 𝑇=𝐹𝑡∙𝑑561.82=1876.42×𝑁∙𝑚𝑚=58.00𝑁∙𝑚 22危险截面的当量弯矩 2C点所在截面最危险，其当量弯矩𝑀=√𝑀𝐶+(𝛼𝑇)2 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则 2𝑀𝑒=√𝑀𝐶+(𝛼𝑇)2=√124.012+(0.6×58.00)2𝑁∙𝑚=128.80𝑁∙𝑚 弯扭合成强度的校核 轴的材料选用45号钢，调质处理。由参考文献[2]表14-1得σ𝐵=650𝑀𝑃𝑎，由参考文献[2]表14-3得[σ−1𝑏]=55𝑀𝑃𝑎 𝜎𝑒=𝑀𝑒128.80=𝑃𝑎=5.45𝑀𝑃𝑎<[σ−1𝑏]3−330.1×(61.82×10)0.1𝑑5=55𝑀𝑃𝑎 满足高速轴的设计要求 5.2 中间轴的设计及校核 5.2.1中间轴的设计 中间轴如下图5所示。 图5 中间轴简图 选用45号钢，调质处理。由参考文献[3]表14-2得C=112 𝑑𝑚𝑖𝑛=𝐶√3𝑃Ⅱ𝑛Ⅱ3.39=112×√𝑚𝑚=33.38𝑚𝑚 1283 选用45号钢 调质处理 19
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计 算 及 说 明 结 果 第1段设计：因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故参照工作要求，由参考文献[2]表6-7选取圆锥滚子轴承30207,其尺寸为 𝑑×𝐷×𝐵=35𝑚𝑚×72𝑚𝑚×17𝑚𝑚 在轴承内侧加一个挡油板，取其厚度为15mm。 与高速轴第4段∆2对应，加一厚度为8mm的套筒，低速级小齿轮占用宽度2mm。 因此 𝐿1=42𝑚𝑚，𝑑1=35𝑚𝑚 第2段设计：因此段为非定位轴，故取𝑑2=37𝑚𝑚。长度为低速级小齿轮宽度减去2mm， 因此 𝐿2=78𝑚𝑚，𝑑2=37𝑚𝑚 第3段设计：根据高速轴第4、5段长度，可得 𝐿3=∆4+𝑏𝑎1−𝑏𝑎255−50=10+=12.5𝑚𝑚 22其中𝑏𝑎1、𝑏𝑎2为高速级齿轮宽度。 因此段为定位轴，所以取𝑑3=45𝑚𝑚 因此 𝐿3=12.5𝑚𝑚，𝑑3=45𝑚𝑚 第4段设计：根据高速级大齿轮长度𝑏2=50𝑚𝑚，因齿轮需伸出此段轴2mm，所以𝐿4=48𝑚𝑚。 宽度同第2段 𝑑4=𝑑2=37𝑚𝑚 第5段设计：根据高速轴第6、7段设计长度，此段轴包括宽为10.5mm的套筒，15mm的挡油板,17mm的7206C轴承和2mm高速级大齿轮。因此 𝐿5=10.5𝑚𝑚+15𝑚𝑚+17𝑚𝑚+2𝑚𝑚=44.5𝑚𝑚 𝑑5=𝑑1=35𝑚𝑚 5.2.2中间轴的校核 由表3知 𝑃Ⅱ=3.39𝑘𝑊,𝑛Ⅱ=128𝑟/𝑚𝑖𝑛, 𝑇2=248.30𝑁∙𝑚 作用在齿轮上的圆周力 中间轴 第1段 长42mm 直径35mm 第2段 长78mm 直径37mm 第3段 长12.5mm 直径45mm 第4段 长48mm 直径37mm 第5段 长44.5mm 直径35mm 20
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计 算 及 说 明 结 果 2𝑇12×248.30×103𝐹𝑡1==𝑁=1785.18𝑁 𝑑𝑎2278.182𝑇12×248.30×103𝐹𝑡2==𝑁=5517.78𝑁 𝑑𝑏190作用在齿轮上的径向力 𝐹𝑟1=𝐹𝑡1tan𝛼1785.18×tan20°=𝑁=669.44𝑁 cos𝛽cos13°55′50′′𝐹𝑟2=𝐹𝑡2tan𝛼=5517.78𝑁×tan20°=2008.31𝑁 作用在齿轮上的轴向力 𝐹𝑎=𝐹𝑡1tan𝛽=1785.18×tan13°55′50′′𝑁=442.80𝑁 轴的受力分析(详见附录2) 𝐿𝐴𝐵=𝐿1−𝐿𝐵𝐶=𝐿𝐶𝐷𝐵𝑏𝑏11780+𝐿2−=42−+78−=71.5𝑚𝑚 2222𝑏𝑏1𝑏𝑎28050+𝐿3+=+12.5+=77.5𝑚𝑚 2222𝑏𝑎2𝐵5017=𝐿4−+𝐿5−=48−+44.5−=59𝑚𝑚 2222𝐿𝐵𝐷=𝐿𝐵𝐶+𝐿𝐶𝐷=77.5+59=136.5𝑚𝑚 𝐿𝐴𝐶=𝐿𝐴𝐵+𝐿𝐵𝐶=71.5+77.5=149𝑚𝑚 𝐿𝐴𝐷=𝐿𝐴𝐵+𝐿𝐵𝐶+𝐿𝐶𝐷=71.5+77.5+59=208𝑚𝑚 垂直面的支撑反力和弯矩计算 𝑟𝐴𝑦=𝑑𝑎2𝐹𝑟2∙𝐿𝐵𝐷+𝐹𝑟1∙𝐿𝐶𝐷−𝐹∙𝑎2=𝐿𝐴𝐷208278.182𝑁2008.31×136.5+669.44×59−442.80×=1211.74𝑁 𝑟𝐷𝑦=𝐹𝑟1+𝐹𝑟2−𝑟𝐴𝑦=2008.31+669.44−1211.74=1466.01𝑁 𝑀𝐵𝑦=𝑟𝐴𝑦∙𝐿𝐴𝐵=1211.74×69.5𝑁∙𝑚𝑚=84.22𝑁∙𝑚 𝑀𝐶𝑦=𝑟𝐴𝑦∙𝐿𝐴𝐶−𝐹𝑟2∙𝐿𝐵𝐶=1211.74×149−2008.31×77.5𝑁∙𝑚𝑚=24.91𝑁∙𝑚 21
大齿轮作用在 轴上的 圆周力1785.18N 径向力669.44N 轴向力442.80N 小齿轮作用在 轴上的 圆周力5517.78N 径向力2008.31N 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 ′𝑀𝐶𝑦=𝑟𝐷𝑦∙𝐿𝐶𝐷=1466.01×59𝑁∙𝑚𝑚=86.50𝑁∙𝑚 结 果 水平面的支撑反力和弯矩计算 𝐹𝑡2∙𝐿𝐵𝐷+𝐹𝑡1∙𝐿𝐶𝐷 𝑟𝐴𝑥= 𝐿𝐴𝐷 5517.78×136.5+1785.18×59=𝑁 201 =4271.16𝑁 𝑟𝐷𝑥=𝐹𝑡1+𝐹𝑡2−𝑟𝐴𝑥=1785.18+5517.78−4271.16 =3031.80𝑁 𝑀𝐵𝑥=𝑟𝐴𝑥∙𝐿𝐴𝐵=4271.16×71.5𝑁∙𝑚𝑚=305.39𝑁∙𝑚 𝑀𝐶𝑥=𝑟𝐷𝑥∙𝐿𝐶𝐷=3031.80×59𝑁∙𝑚𝑚=178.88𝑁∙𝑚 合成弯矩 22 𝑀𝐵=√𝑀𝐵𝑦+𝑀𝐵𝑥=√84.222+305.392=316.79𝑁∙𝑚 合成弯矩 𝑀𝐵=316.79𝑁∙𝑚 22𝑀𝐶=√𝑀𝐶𝑦+𝑀𝐶𝑥=√24.912+178.882=180.61𝑁∙𝑚 𝑀𝐶=180.61𝑁∙𝑚 ′𝑀𝐶=198.70𝑁∙𝑚 ′′22 𝑀𝐶=√𝑀𝐶𝑦+𝑀𝐶𝑥=√86.502+178.882= 198.70𝑁∙𝑚 轴传递的转矩 𝑑𝑏190𝑇=𝐹𝑡2∙=5517.78×𝑁∙𝑚𝑚=248.30𝑁∙𝑚 22 危险截面的当量弯矩 22B点所在截面最危险，其当量弯矩𝑀=√𝑀𝐵+(𝛼𝑇) 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则 2 𝑀𝑒=√𝑀𝐵+(𝛼𝑇)2=√316.792+(0.6×248.30)2𝑁∙𝑚 = 350.07𝑁∙𝑚 弯扭合成强度的校核 轴的材料选用45号钢，调质处理。由参考文献[2]表14-1 得σ𝐵=650𝑀𝑃𝑎，由参考文献[2]表14-3得[σ−1𝑏]=55𝑀𝑃𝑎 𝑀𝑒 350.07 𝜎𝑒=3=0.1×(90×10−3)3𝑃𝑎= 4.80𝑀𝑃𝑎<[σ−1𝑏]0.1𝑑𝑏1 =55𝑀𝑃𝑎 22
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计 算 及 说 明 结 果 满足中间轴的设计要求 5.3 低速轴的设计及校核 5.3.1低速轴的设计 低速轴如下图6所示。 图6 低速轴简图 选用45号钢，调质处理。由参考文献[3]表14-2得C=112 𝑑𝑚𝑖𝑛=𝐶√3𝑃Ⅲ𝑛Ⅲ3.22=112×√𝑚𝑚=48.36𝑚𝑚 403第1段设计：因轴承只承受径向力的作用，故参照工作要求，由参考文献[2]表6-1初步选取深沟球轴承6212,其尺寸为 𝑑×𝐷×𝐵=60𝑚𝑚×110𝑚𝑚×22𝑚𝑚 在轴承内侧加一个挡油板，取其厚度为13mm。 又与低速级小齿轮配合，加一厚度为22.5mm的套筒. 低速级大齿轮占用宽度2mm。 因此 𝐿1=44.5𝑚𝑚，𝑑1=60𝑚𝑚 第2段设计：因需要与第4段对称，故取𝑑2=68𝑚𝑚。长度为低速级大齿轮宽度减去2mm， 因此 𝐿2=73𝑚𝑚，𝑑2=62𝑚𝑚 第3段设计：因此段为定位轴，故取𝑑3=76𝑚𝑚。 长度取 𝐿3=∆4=10𝑚𝑚 第4段设计：根据此轴其他段设计及中间轴总长度得𝐿4=64.5𝑚𝑚，此段右端需定位，所以𝑑4=68𝑚𝑚 第5段设计：根据高速级大齿轮宽度，此段轴包括宽为23
选用45号钢 调质处理 低速轴 第1段 长44.5mm 直径60mm 第2段 长73mm 直径68mm 第3段 长10mm 直径76mm 第4段 长48mm 直径37mm 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 13mm的挡油板和20mm的7206C深沟球轴承。因此 𝐿5=13𝑚𝑚+20𝑚𝑚=33𝑚𝑚,𝑑5=𝑑1=60𝑚𝑚 第6段设计：因此段为非定位轴，故取𝑑6=58𝑚𝑚。取端盖总宽度为34mm，端盖外端面与联轴器右面间距16mm，因此 𝐿6=50𝑚𝑚，𝑑6=58𝑚𝑚 第7段设计：由参考文献[2]表8-5选用LX4型号弹性柱销联轴器，因此取 𝐿7=80𝑚𝑚，𝑑6=50𝑚𝑚 5.3.2低速轴的校核 由表3知 𝑃Ⅲ=3.22𝑘𝑊,𝑛Ⅲ=40𝑟/𝑚𝑖𝑛,𝑇2=755.32𝑁∙𝑚 作用在齿轮上的圆周力 2𝑇12×755.32×103𝐹𝑡==𝑁=5414.48𝑁 𝑑𝑏2279作用在齿轮上的径向力 𝐹𝑟=𝐹𝑡tan𝛼=5414.48×tan20°𝑁=1970.71𝑁 轴的受力分析(详见附录3) 𝐿𝐴𝐵=𝐿1−𝐿𝐵𝐶𝐵𝑏𝑏2482075+𝐿2−=−+73−=70𝑚𝑚 2244.522𝑏𝑏2𝐵7520=+𝐿3+𝐿4+𝐿5−=+10+55+42.5−2222=135𝑚𝑚 𝐿𝐴𝐶=𝐿𝐴𝐵+𝐿𝐵𝐶=70+135=205𝑚𝑚 垂直面的支撑反力和弯矩计算 𝑟𝐴𝑦𝐹1970.71×135𝑟∙𝐿𝐵𝐶==𝑁=1297.78𝑁 𝐿𝐴𝐶205𝑟𝐶𝑦=𝐹𝑟−𝑟𝐴𝑦=1970.71−129.778=672.93𝑁 𝑀𝐵𝑦=𝑟𝐴𝑦∙𝐿𝐴𝐵=1297.78×70𝑁∙𝑚𝑚=90.84𝑁∙𝑚 水平面的支撑反力和弯矩计算 𝑟𝐴𝑥=𝐹𝑡∙𝐿𝐵𝐶5414.48×135=𝑁=3565.63𝑁 𝐿𝐴𝐶205𝑟𝐶𝑥=𝐹𝑡−𝑟𝐴𝑥=5414.48−3565.63=1848.85𝑁 24
第5段 长33mm 直径60mm 第6段 长50mm 直径58mm 第7段 长80mm 直径50mm 齿轮作用在 轴上的 圆周力5414.48N 径向力1970.71N 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 合成弯矩 合成弯矩 𝑀𝐵=265.61𝑁∙𝑚 22𝑀𝐵=√𝑀𝐵𝑦+𝑀𝐵𝑥=√90.842+249.592=265.61𝑁∙𝑚 轴传递的转矩 𝑑𝑏275 𝑇=𝐹𝑡∙=5414.48×𝑁∙𝑚𝑚=203.04𝑁∙𝑚 22 危险截面的当量弯矩 2 B点所在截面最危险，其当量弯矩𝑀=√𝑀𝐵+(𝛼𝑇)2 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则 2𝑀𝑒=√𝑀𝐵+(𝛼𝑇)2=√265.612+(0.6×203.04)2𝑁∙𝑚 =292.22𝑁∙𝑚 弯扭合成强度的校核 轴的材料选用45号钢，调质处理。由参考文献[2]表14-1 得σ𝐵=650𝑀𝑃𝑎，由参考文献[2]表14-3得[σ−1𝑏]=55𝑀𝑃𝑎 𝑀𝑒292.22 𝜎𝑒==𝑃𝑎=6.93𝑀𝑃𝑎<[σ]−1𝑏3 0.1×(75×10−3)30.1𝑑𝑏1 =55𝑀𝑃𝑎 满足中间轴的设计要求 第六章 轴承的选择与校核 6.1 各轴轴承的选择 由上述计算及参考文献[2]表6-6和表6-1可得： 高速轴和中间轴选择圆锥滚子轴承30207，低速轴选择深 沟球轴承7212。 其相关参数如下表4所示。 表4 各轴轴承选择列表 轴承计算公式 基本额定载荷 基本额定静载荷 皆引自 名称 所选轴承 e Cr/kN C0r/kN 参考文献[3] 高速轴 30207 54.2 63.5 0.37 第278~282页 中间轴 30207 54.2 63.5 0.37 低速轴 — 6212 47.8 32.8 25
𝑀𝐵𝑥=𝑟𝐴𝑥∙𝐿𝐴𝐵=3565.63×70𝑁∙𝑚𝑚=249.59𝑁∙𝑚 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 6.2 轴承校核 6.2.1高速轴轴承校核 因该传动装置两班制工作，使用期限10年，所以要求其轴承寿命为 𝐿ℎ=16×365×10ℎ=58400ℎ 两个轴承分别受径向力为： 22𝐹𝑟𝐵=√𝑟𝐵𝑦+𝑟𝐵𝑥+𝐹𝑄𝐵=√434.902+532.252+1288.63=1975.96𝑁 22𝐹𝑟𝐷=√𝑟𝐷𝑦+𝑟𝐷𝑥+𝐹𝑄𝐷=√268.762+1344.172+365.96=1736.34𝑁 轴承受轴向力为：𝐹𝑎=465.43𝑁 因此 𝐹𝑎465.43==0.24<𝑒=0.37 𝐹𝑟𝐵1975.96𝐹𝑎465.43==0.27<𝑒=0.37 𝐹𝑟𝐷1736.34因此，取X=1，Y=0，𝑃=X𝐹𝑟𝐵+𝑌𝐹𝑎=1975.96𝑁 又因为 𝐿ℎ=60𝑛(𝑃)𝜀ℎ Ⅰ106𝐶式中为寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=所以 𝐿ℎ=𝐶𝜀()60𝑛Ⅰ𝑃106103 =60×576(1975.96)3ℎ=1800929ℎ 10654.2×10310满足条件，则所选轴承合适。 6.2.2中间轴轴承校核 因该传动装置两班制工作，使用期限10年，所以要求其轴承寿命为 𝐿ℎ=16×365×10ℎ=58400ℎ 两个轴承分别受径向力为： 26
高速轴选择 圆锥滚子轴承 30207 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 2222𝐹𝑟𝐴=√𝑟𝐴𝑦+𝑟𝐴𝑥=√1211.74+4271.16=4439.72𝑁 22𝐹𝑟𝐷=√𝑟𝐷𝑦+𝑟𝐷𝑥=√1466.012+3031.802=3367.64𝑁 结 果 轴承受轴向力为：𝐹𝑎=442.80𝑁 因此 𝐹𝑎442.80==0.10<𝑒=0.37 𝐹𝑟𝐵4439.72𝐹𝑎442.80==0.13<𝑒=0.37 𝐹𝑟𝐷3367.64因此，取X=1，Y=0，𝑃=X𝐹𝑟𝐴+𝑌𝐹𝑎=4439.72𝑁 又因为 𝐿ℎ=60𝑛(𝑃)𝜀ℎ Ⅱ106𝐶式中为寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=所以 𝐿ℎ=𝐶𝜀()60𝑛Ⅱ𝑃106103 =60×128(4439.72)3ℎ=545487ℎ 10654.2×10310满足条件，则所选轴承合适。 6.3.4低速轴轴承校核 因该传动装置两班制工作，使用期限10年，所以要求其轴承寿命为 𝐿ℎ=16×365×10ℎ=58400ℎ 两个轴承分别受径向力为： 2222𝐹𝑟𝐴=√𝑟𝐴𝑦+𝑟𝐴𝑥=√1297.784+3565.63=3794.46𝑁 22𝐹𝑟𝐶=√𝑟𝐶𝑦+𝑟𝐶𝑥=√672.932+1848.852=1967.51𝑁 因此，取𝑃=𝐹𝑟𝐴=3794.46𝑁 又因为 𝐿ℎ=60𝑛(𝑃)𝜀ℎ Ⅲ106𝐶式中为寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=27
103 中间轴选择 圆锥滚子轴承 30207 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 所以 𝐿ℎ=60𝑛(𝑃)𝜀=60×40(3794.46)3ℎ=832956ℎ Ⅲ106𝐶10647.8×103满足条件，则所选轴承合适。 第七章 连接键的选择及校核 7.1键的设计 统一选用A型平键，其材料为45号钢，调质处理。由参考文献[3]表10-10得，其在轻微应力下的许用挤压应力为[𝜎𝑝]=120𝑀𝑃𝑎， 由参考文献[3]表10-9得各轴上键的选择及相关参数如下表5所示。 表5 各轴上键的选择及相关参数 名称 高速轴 中间轴 低速轴 个数 1 2 2 键尺寸 8×7 10×8 20×12 14×9 键长 40 70、40 63 50 轴上深度 4.0 5.0 7.5 5.5 毂上深度 3.3 3.3 4.9 3.8 7.2键的校核 7.2.1高速轴键的校核 由第1段轴𝑑1=24𝑚𝑚,𝐿1=48𝑚𝑚 由参考文献[3]表10-9得键的相关参数为𝑏×ℎ=8×7𝑚𝑚2 键长取𝐿=40𝑚𝑚，轴上深度𝑡1=4.0𝑚𝑚，毂上深度𝑡2=3.3𝑚𝑚 4𝑇4×59.23×103𝑃==𝑀𝑃𝑎=35.2𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝑝] 𝑑ℎ𝑙24×7×40符合强度范围，合适。 7.2.2中间轴键的校核 由第2段轴𝑑2=37𝑚𝑚,𝐿2=78𝑚𝑚 由参考文献[3]表10-9得键的相关参数为𝑏×ℎ=10×8𝑚𝑚2 键长取𝐿=70𝑚𝑚，轴上深度𝑡1=5.0𝑚𝑚，毂上深度𝑡2=3.3𝑚𝑚 低速轴选择 深沟球轴承 6212 选用A型平键 45号钢 调质处理 高速轴键 𝑏×ℎ×𝐿=8×7×40𝑚𝑚3 中间轴第2段键 𝑏×ℎ×𝐿=10×8×70𝑚𝑚3 28
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计 算 及 说 明 结 果 4𝑇4×253.37×103𝑃==𝑀𝑃𝑎=48.91𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝑝] 𝑑ℎ𝑙37×8×70符合强度范围，合适。 由第4段轴𝑑4=37𝑚𝑚,𝐿4=48𝑚𝑚 由参考文献[3]表10-9得键的相关参数为𝑏×ℎ=10×8𝑚𝑚2 键长取𝐿=40𝑚𝑚，轴上深度𝑡1=4.0𝑚𝑚，毂上深度𝑡2=3.3𝑚𝑚 4𝑇4×253.37×103𝑃==𝑀𝑃𝑎=85.60𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝑝] 𝑑ℎ𝑙37×8×40符合强度范围，合适。 7.2.3低速轴键的校核 由第2段轴𝑑2=68𝑚𝑚,𝐿2=73𝑚𝑚 由参考文献[3]表10-9得键的相关参数为𝑏×ℎ=20×12𝑚𝑚2 键长取𝐿=63𝑚𝑚，轴上深度𝑡1=7.0𝑚𝑚，毂上深度𝑡2=4.4𝑚𝑚 4𝑇4×770.73×103𝑃==𝑀𝑃𝑎=59.97𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝑝] 𝑑ℎ𝑙68×12×63符合强度范围，合适。 由第6段轴𝑑6=58𝑚𝑚,𝐿6=50𝑚𝑚 由参考文献[3]表10-9得键的相关参数为𝑏×ℎ=14×9𝑚𝑚2 键长取𝐿=50𝑚𝑚，轴上深度𝑡1=5.5𝑚𝑚，毂上深度𝑡2=3.8𝑚𝑚 4𝑇4×770.73×103𝑃==𝑀𝑃𝑎=118.12𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝑝] 𝑑ℎ𝑙58×9×50符合强度范围，合适。 第八章 联轴器的选择与校核 8.1联轴器类型选定 为了缓和冲击和减轻振动，选用弹性柱销联轴器。 8.2联轴器所受转矩 中间轴第4段键 𝑏×ℎ×𝐿=10×8×40𝑚𝑚3 低速轴第2段键 𝑏×ℎ×𝐿=20×12×63𝑚𝑚3 低速轴第6段键 𝑏×ℎ×𝐿=14×9×50𝑚𝑚3 29
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计 算 及 说 明 结 果 𝑇=9550𝑃Ⅳ𝑛Ⅳ=9550×3.12𝑁∙𝑚=744.9𝑁∙𝑚 40由参考文献[3]表17-1得，转矩中等变化的机械工作情况系数𝐾𝐴=1.7,故计算转矩为 𝑇𝐶=𝐾𝐴𝑇=1.7×744.9𝑁∙𝑚=1266.33𝑁∙𝑚 8.2确定联轴器型号 由参考文献[3]表8-7得，选取弹性柱销联轴器LX4。则弹性柱销联轴器的孔径𝑑2=50𝑚𝑚，半联轴器轴孔长度为𝐿=112𝑚𝑚，它的公称转矩为2500𝑁∙𝑚，许用转速为3870𝑟/𝑚𝑖𝑛,符合条件。 第九章 减速器箱体及附件的设计 9.1 减速器箱体的设计 由参考文献[1]表3可得： 机座壁厚 δ=8𝑚𝑚 机盖壁厚 δ1=8𝑚𝑚 机座凸缘厚度 𝑏=1.5δ=12𝑚𝑚 机座凸缘厚度 𝑏1=1.5δ1=12𝑚𝑚 机座底凸缘厚度 𝑏2=2.5δ=20𝑚𝑚 机座肋厚 𝑚≈0.85δ=6.8𝑚𝑚 取𝑚=8𝑚𝑚 机盖肋厚 𝑚1≈0.85δ1=6.8𝑚𝑚 取𝑚1=8𝑚𝑚 地脚螺栓直径 𝑑𝑓=20𝑚𝑚 (0.036𝑎+12=19𝑚𝑚) 地脚螺栓数目 𝑛=4 地脚螺栓基本参数由参考文献[1]表4可得： 至外机壁距离 𝑐𝑓1=26𝑚𝑚 至凸缘边缘距离 𝑐𝑓2=24𝑚𝑚 ′沉头座直径 𝑑𝑓=40𝑚𝑚 轴承旁连接螺栓直径 𝑑1=16𝑚𝑚 (0.75𝑑𝑓=15𝑚𝑚) 轴承旁连接螺栓基本参数由参考文献[1]表4可得： 30
选取弹性注销联轴器LX4 孔径50mm 半联轴器轴 孔长112mm 减速器箱体 各部分计算公式及相关参数 引自 参考文献[1] 第23~27页 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 至外机壁距离 𝑐11=22𝑚𝑚 ′沉头座直径 𝑑1=32𝑚𝑚 机盖与机座连接螺栓直径 𝑑2=12𝑚𝑚 (0.5~0.6𝑑𝑓=10~12𝑚𝑚) 机盖与机座连接螺栓基本参数由参考文献[1]表4可得： 至外机壁距离 𝑐21=18𝑚𝑚 至凸缘边缘距离 𝑐22=16𝑚𝑚 ′沉头座直径 𝑑2=26𝑚𝑚 轴承端盖螺钉直径 𝑑3=8𝑚𝑚 (0.4~0.5𝑑𝑓=8~10𝑚𝑚) ′𝑑3=10𝑚𝑚 窥视孔盖螺钉直径 𝑑4=7𝑚𝑚 (0.3~0.4𝑑𝑓=6~8𝑚𝑚) 定位销直径 𝑑=8𝑚𝑚 (0.7~0.8𝑑2=7~8𝑚𝑚) 轴承旁凸台半径 𝑅1=𝑐12=20𝑚𝑚 外机壁至轴承座端面距离 𝑙1=𝑐11+𝑐12+12𝑚𝑚=54𝑚𝑚 大齿轮顶圆与内机壁距离 ∆1>1.2δ=9.6𝑚𝑚 取∆1=32𝑚𝑚 齿轮端面与内机壁距离 ∆2=12𝑚𝑚 轴承端盖凸缘厚度 𝑡=(1~1.2)𝑑3=10𝑚𝑚 ′轴承旁连接螺栓距离 𝑠1≈112𝑚𝑚，𝑠1≈156𝑚𝑚 9.2减速器的附件的设计 9.2.1窥视孔及窥视孔盖基本参数 二级减速器，中心距𝑎<250𝑚𝑚, 由参考文献[2]表11-4可得𝑙1=140𝑚𝑚, 𝑙2=125𝑚𝑚, 𝑏1=120𝑚𝑚, 𝑏2=105𝑚𝑚, 𝑑=7𝑚𝑚, 𝑛=8,δ=4𝑚𝑚,𝑅=5𝑚𝑚,外形如下图7所示。 9.2.2通气塞的基本参数 由参考文献[2]表11-5选取通气塞。具体参数为𝑑=27𝑚𝑚, 𝑑1=48𝑚𝑚, 𝑑2=12𝑚𝑚, 𝑑3=4.5𝑚𝑚, 𝑑4=24𝑚𝑚,𝐷=60𝑚𝑚, 𝐷1=36.9𝑚𝑚 , ℎ=54𝑚𝑚, 𝑎=15𝑚𝑚, 𝑏=10𝑚𝑚, 𝑐=22𝑚𝑚, 𝑅=60𝑚𝑚, 𝐾=7𝑚𝑚, 𝑒=2𝑚𝑚, 𝑓=2𝑚𝑚, ℎ1=24𝑚𝑚,外形如下图8所示。 31
窥视孔及 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 图7 窥视孔盖 结 果 图8 通气塞 9.2.3轴承端盖的选择及基本参数 轴承端盖示意图如下图9所示，基本参数由参考文献[2]表11-10可得。由参考文献[2]表7-12可得。 圆锥滚子轴承30207端盖参数如下： 𝑑3=8𝑚𝑚,𝑑0=9𝑚𝑚, 𝐷0=92𝑚𝑚, 𝐷2=112𝑚𝑚,𝑒=10𝑚𝑚, 𝑒1=10𝑚𝑚, 𝐷4=60𝑚𝑚, 𝐷6=70𝑚𝑚, 配合毡圈及沟槽参数如下： 𝐷=49𝑚𝑚, 𝑑1=34𝑚𝑚, 𝐵1=7𝑚𝑚 𝐵=15𝑚𝑚, 𝐷0=48𝑚𝑚, 𝑑0=36𝑚𝑚, 𝑏=6𝑚𝑚 深沟球轴承6212端盖参数如下： 𝑑3=10𝑚𝑚,𝑑0=11𝑚𝑚, 𝐷0=130𝑚𝑚, 𝐷2=150𝑚𝑚,𝑒=10𝑚𝑚, 𝑒1=10𝑚𝑚, 𝐷4=100𝑚𝑚, 𝐷6=108𝑚𝑚, 配合毡圈及沟槽参数如下： 32
窥视孔盖𝑙1=140𝑚𝑚 𝑙2=125𝑚𝑚 𝑏1=120𝑚𝑚 𝑏2=105𝑚𝑚 𝑑=7𝑚𝑚 𝑛=8 δ=4𝑚𝑚 𝑅=5𝑚𝑚 通气塞 𝑑=27𝑚𝑚 𝑑1=48𝑚𝑚 𝑑2=12𝑚𝑚 𝑑3=4.5𝑚𝑚 𝑑4=24𝑚𝑚 𝐷=60𝑚𝑚 𝐷1=36.9𝑚𝑚 ℎ=54𝑚𝑚 𝑎=15𝑚𝑚 𝑏=10𝑚𝑚 𝑐=22𝑚𝑚 𝑅=60𝑚𝑚 𝐾=7𝑚𝑚 𝑒=2𝑚𝑚 𝑓=2𝑚𝑚 ℎ1=24𝑚𝑚 30207配合端盖 𝑑3=8𝑚𝑚 𝑑0=9𝑚𝑚 𝐷0=92𝑚𝑚 𝐷2=112𝑚𝑚 𝑒=10𝑚𝑚 𝑒1=10𝑚𝑚 𝐷4=60𝑚𝑚 𝐷6=70𝑚𝑚 配合毡圈 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 𝐷=80𝑚𝑚, 𝑑1=58𝑚𝑚, 𝐵1=8𝑚𝑚 𝐵=15𝑚𝑚, 𝐷0=78𝑚𝑚, 𝑑0=61𝑚𝑚, 𝑏=7𝑚𝑚 图9 轴承端盖及毡圈示意图 9.2.4斜式杆式油标的选择及基本参数 由参考文献[2]表7-10选取杆式油标M16。具体参数为 𝑑1=4𝑚𝑚,𝑑2=16𝑚𝑚 , 𝑑3=6𝑚𝑚, ℎ=35𝑚𝑚,𝑎=12𝑚𝑚, 𝑏=8𝑚𝑚, 𝑐=5𝑚𝑚, 𝐷=32𝑚𝑚,𝐷1=26𝑚𝑚,外形如下图10所示。 9.2.5螺塞及封油垫的选择及基本参数 由参考文献[2]表7-11选取外六角螺塞M16×1.5。具体参数为𝑑1=11.8𝑚𝑚,𝐷=23𝑚𝑚, 𝑒=20.8𝑚𝑚, 𝑠=18𝑚𝑚, 𝐿=25𝑚𝑚, ℎ=12𝑚𝑚, 𝑏=3𝑚𝑚,𝑏1=3𝑚𝑚 , 𝑅=1𝑚𝑚, 𝐷0=22𝑚𝑚, 𝐻=2𝑚𝑚, 外形如下图11所示。 33
𝐷=49𝑚𝑚 𝑑1=34𝑚𝑚 𝐵1=7𝑚𝑚 𝐵=15𝑚𝑚 𝐷0=48𝑚𝑚 𝑑0=36𝑚𝑚 𝑏=6𝑚𝑚 6212配合端盖 𝑑3=10𝑚𝑚 𝑑0=11𝑚𝑚 𝐷0=130𝑚𝑚 𝐷2=150𝑚𝑚 𝑒=10𝑚𝑚 𝑒1=10𝑚𝑚 𝐷4=100𝑚𝑚 𝐷6=108𝑚𝑚 配合毡圈 𝐷=80𝑚𝑚 𝑑1=58𝑚𝑚 𝐵1=8𝑚𝑚 𝐵=15𝑚𝑚 𝐷0=78𝑚𝑚 𝑑0=61𝑚𝑚 𝑏=7𝑚𝑚 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 图10 杆式油标 图11 螺塞及封油垫 9.2.5定位销的选择及基本参数 为了保证剖分式机体的轴承孔座的加工及装配精度，在机体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。直径取 𝑑=0.7~0.8𝑑2=8𝑚𝑚，则由参考文献[2]表4-4可得𝑎=1𝑚𝑚，𝑙=35𝑚𝑚，外形如图12所示。 图12 定位销 34
杆式油标 𝑑=16𝑚𝑚 𝑑1=4𝑚𝑚 𝑑2=16𝑚𝑚 𝑑3=6𝑚𝑚 ℎ=35𝑚𝑚 𝑎=12𝑚𝑚 𝑏=8𝑚𝑚 𝑐=5𝑚𝑚 𝐷=32𝑚𝑚 𝐷1=26𝑚𝑚 螺塞及封油垫 𝑑=16𝑚𝑚 𝑑1=11.8𝑚𝑚 𝐷=23𝑚𝑚 𝑒=20.8𝑚𝑚 𝑠=18𝑚𝑚 𝐿=25𝑚𝑚 ℎ=12𝑚𝑚 𝑏=3𝑚𝑚 𝑏1=3𝑚𝑚 𝑅=1𝑚𝑚 𝐷0=22𝑚𝑚 𝐻=2𝑚𝑚 定位销 𝑑=8𝑚𝑚 𝑎=1𝑚𝑚 𝑙=35𝑚𝑚 机械设计课程设计计算说明书
计 算 及 说 明 结 果 吊环 𝑑=24𝑚𝑚 为了拆卸及搬运，应在机盖上装吊环，机座上装吊钩。由𝑏=24𝑚𝑚 𝑒=24𝑚𝑚 参考文献[1]图119可取𝑑=𝑏=𝑒=𝑅=24𝑚𝑚,外形如下图13𝑅=24𝑚𝑚 所示。 吊钩 图13 吊环 𝐾=34𝑚𝑚 𝐻=28𝑚𝑚 由参考文献[2]表14-3可取吊钩相关尺寸为𝐾=ℎ=14𝑚𝑚 34𝑚𝑚, 𝐻=28𝑚𝑚, ℎ=14𝑚𝑚, 𝑟=6𝑚𝑚, 𝑏=17.6𝑚𝑚,外形𝑟=6𝑚𝑚 如下图14所示。 𝑏=17.6𝑚𝑚 启盖螺钉 𝑑=12𝑚𝑚 𝑙=47.5𝑚𝑚 图14 吊钩 图15 启盖螺钉 9.2.6启盖螺钉的选择及基本参数 启盖螺钉上的螺纹长度大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端 部为圆柱形，以免顶坏螺纹。示意图如图15所示。 9.2.6吊环和吊钩的选择及基本参数 35
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参考文献
[1] 龚溎义主编，机械设计课程设计指导书(第二版)：高等教育出版社 [2] 吴宗泽主编,机械设计课程设计手册(第三版)：高等教育出版社 [3] 杨可桢主编，机械设计基础(第五版)：高等教育出版社 [4] 吴宗泽主编，机械零件设计手册：机械工业出版社
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