機械無級變速器分析.doc

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機械無級變速器分析 摘 要 機械無極變速器傳動是指在某種控制的作用下使機器的輸出軸轉(zhuǎn)速可在兩個極值范圍內(nèi)連續(xù)變化的傳動裝置。能夠適應工藝要求多變、工藝流程機械化和自動化發(fā)展以及改善機械工作性能。它具有主動和從動兩根軸，并能通過傳遞轉(zhuǎn)矩的中間介質(zhì)把兩根軸直接或間接地聯(lián)系起來，以傳遞動力。當對主、從動軸的聯(lián)系關系進行控制時，即可使兩軸間的傳動比在兩極值范圍內(nèi)連續(xù)而任意地變化。 鋼球式無極變速器是以鋼球作為中間傳動元件，通過改變鋼球主動側(cè)和從動側(cè)的工作半徑來實現(xiàn)輸出軸轉(zhuǎn)速連續(xù)變化的機械無級變速器。由鋼球、主動錐輪、從動錐輪和內(nèi)環(huán)所組成。動力由輸入軸輸入，帶動主動錐輪同速轉(zhuǎn)動，經(jīng)鋼球利用摩擦力驅(qū)動內(nèi)環(huán)和從動錐輪，再經(jīng)從動錐輪，V形槽自動加壓裝置驅(qū)動輸出軸將動力輸出，調(diào)整鋼球抽芯的傾斜角就可達到變速的目的。本文分析在傳動過程中變速器的主、從動輪，鋼球的工作原理和受力關系；通過受力關系分析。 這種無級變速器具有良好的結(jié)構和性能優(yōu)勢，具有很強的實用價值，完全可以作為批量生產(chǎn)的無級變速器。其主要特點是：變速范圍較寬；恒功率特性好；可以升、降速,正、反轉(zhuǎn)；運轉(zhuǎn)平穩(wěn),抗沖擊能力較強；使用壽命長；調(diào)速簡單,工作可靠；容易維修。 關鍵詞：機械無級變速器原理 鋼球 調(diào)速 緒論 機械無級變速器的概述和應用 機械無級變速器是由變速傳動機構、調(diào)速機構以及加壓裝置和輸出機構組成的一種傳動裝置。其功能特征主要是：在輸入轉(zhuǎn)速不變的情況下，能實現(xiàn)輸出軸的轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化，以滿足機器或生產(chǎn)系統(tǒng)在運轉(zhuǎn)過程中各種不同工況的要求。 機械無級變速器轉(zhuǎn)速穩(wěn)定、滑動率小、具有恒功率機械特性、傳動效率較高，能更好地適應各種機械的工況要求及產(chǎn)品需要，易于實現(xiàn)整個系統(tǒng)的機械化、自動化，且結(jié)構簡單，維修方便、價格相對便宜；特別是某些機械無級變速器可以在很大的變速范圍內(nèi)具有恒功率的機械特性，這是電氣和液壓無級變速所難以達到的。機械無級變速器的適用范圍廣，在驅(qū)動功率不變的情況下，因工作阻力變化而需要調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速以產(chǎn)生相應的驅(qū)動力矩（如化工行業(yè)中的攪拌機械，即需要隨著攪拌物料的粘度、阻力增大而能相應減慢攪拌速度）；根據(jù)工況要求需要調(diào)節(jié)速度（如起重運輸機械要求隨物料及運行區(qū)段的變化而能相應改變提升或運行速度，食品機械中的烤干機或制藥機械要求隨著溫度變化而調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)移速度）；為獲得恒定的工作速度或張力而需要調(diào)節(jié)速度（如斷面切削機床加工時需保持恒定的切削線速度，電工機械中的繞線機需保持恒定的卷繞速度等）；為適應整個系統(tǒng)中各種工況、工位、工序或單元的不同要求而需協(xié)調(diào)運轉(zhuǎn)速度以及需要配合自動控制（如各種各樣半自動或自動的生產(chǎn)、操作或裝配流水線）；為探求最佳效果而需變換速度（如離心機需調(diào)速以獲得最佳分離效果）；為節(jié)約能源而需進行調(diào)速（如風機、水泵等）；此外，還有按各種規(guī)律的或不規(guī)律的變化而進行速度調(diào)節(jié)以及實現(xiàn)自動或程序控制等。 綜上所述?？梢钥闯霾捎脽o級變速器，尤其是配合減速傳動時進一步擴大其變速范圍與輸出轉(zhuǎn)矩，能更好的適應各種工況要求，使之效能最佳，在提高產(chǎn)品的產(chǎn)量和質(zhì)量，適應產(chǎn)品變換需要，節(jié)約能源等方面皆具有顯著的效果。故無級變速器目前已成為一種基本的通用傳動形式，在各工業(yè)部門已獲得廣泛應用。 機械無級變速器最初是在19世紀70年代出現(xiàn)的，由于當時受材質(zhì)與工藝方面的條件限制，發(fā)展緩慢。直到20世紀70年代以后，一方面隨著先進的冶煉和熱處理技術，精密加工和數(shù)控機床以及牽引傳動理論與油品的出現(xiàn)和發(fā)展，解決了研制和生產(chǎn)無極變速器的限制因素；另一方面，隨著生產(chǎn)工藝流程實現(xiàn)機械化、自動化以及要求改進機械工作性能，需要大量采用無級變速器。因此在這種形勢下，相應地促進了機械無級變速器的研制和生產(chǎn)，使各種類型的系列產(chǎn)品快速增長并獲得了廣泛的應用。 機械無級變速器分為摩擦式、鏈式、帶式和脈動式四大類。 （1） 摩擦式無級變速器 利用主、從動元件（或通過中間元件）在接觸處產(chǎn)生的摩擦力和潤滑油膜牽引力進行傳動，故通稱為牽引（式）傳動，并可通過改變其接觸處的工作半徑實現(xiàn)無級變速。摩擦式無級變速器由三部分組成：傳遞運動和動力的摩擦變速傳動機構；保證產(chǎn)生摩擦力所需的加壓裝置；實現(xiàn)變速的調(diào)速機構。 （2） 鏈式無級變速器 利用鏈輪和鋼質(zhì)撓性鏈條作為傳動元件來傳遞運動和動力的機械變速裝置。鏈式無級變速器由鏈輪和鏈條構成的傳動機構、調(diào)速機構和鏈條張緊加壓機構三部分組成，利用鏈條左右兩側(cè)面與作為鏈輪的兩錐盤接觸所產(chǎn)生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩對錐盤的軸向距離以調(diào)整它們與鏈的接觸位置和工作半徑，從而實現(xiàn)無級變速。 （3） 帶式無級變速器 與鏈式變速器相似，其變速傳動機構是由作為主、從動帶輪的錐盤及張緊在其上的傳動帶組成。利用傳動帶左右兩側(cè)面與錐盤接觸所產(chǎn)生的摩擦力進行傳動，并通過改變兩錐盤的軸向距離以調(diào)整它們與傳動帶的接觸位置和工作半徑，從而實現(xiàn)無級變速。帶式無級變速器結(jié)構簡單，又具有工作平穩(wěn)，能吸收振動和具有過載保護作用，傳動帶易磨損，但其更換方便，價格低廉。帶式無級變速器的主要缺點是外形尺寸較大，變速范圍較小。 （4） 脈動式無級變速器 主要由傳動機構、輸出機構和調(diào)速機構三個基本部分組成。其傳動機構采用幾何封閉的低副機構，故具有工作可靠、承載能力高、變速性能穩(wěn)定的特點。 畢業(yè)論文內(nèi)容和要求 內(nèi)容：小功率機械無級變速器結(jié)構原理分析；機械無級變速器變速器的有關數(shù)據(jù)計算及認證；對關鍵部件進行強度和壽命的計算。 機械無級變速方式豐富，為此僅選擇鋼球式無級變速器分析計算，描述如下。 鋼球式無級變速器 1--輸入軸；2--密封圈；3--端蓋；4--軸承；5--螺栓M3x1.5；6—軸承；7—左箱體；8—加壓盤；9—錐輪；10—調(diào)速齒輪；11—聯(lián)接桿；12—傳動鋼球；13—外環(huán)；14—不完全調(diào)速齒輪；15—調(diào)速手柄；16—套筒；17—單圓頭普通平鍵；18—螺母M8；19、21—螺栓M4x1.5；20—箱蓋； 22—右箱體；23—輸出軸；24—碟形彈簧；25—套筒；26—加壓鋼球；27—保持環(huán) 圖2- 鋼球式無級變速器 鋼球式無級變速器結(jié)構如圖2-所示，動力由輸入軸1輸入，通過加壓裝置（加壓盤8、加壓鋼球26、碟形彈簧24），帶動主動錐輪同速轉(zhuǎn)動，經(jīng)一組8個傳動鋼球12利用摩擦力驅(qū)動外環(huán)13和從動錐輪；再經(jīng)從動錐輪、加壓裝置驅(qū)動輸出軸23，最后將運動輸出。 圖2- 鋼球式無級變速器變速示意圖 鋼球式無級變速器變速示意如圖2-所示，主要由扭矩輸入輸出錐輪9和一組傳動鋼球12（通常為8個）組成。主、從動錐輪分別裝在軸1、23上，傳動鋼球12被壓緊在兩錐輪的工作錐面上，錐輪和傳動鋼球為點接觸，傳動鋼球內(nèi)穿聯(lián)接桿11并可在聯(lián)接桿上繞其自由轉(zhuǎn)動。工作時，主動錐輪依靠摩擦力帶動鋼球繞聯(lián)接桿旋轉(zhuǎn)，鋼球同樣依靠摩擦力帶動從動錐輪轉(zhuǎn)動。軸1、23傳動比i=r1R1R2r2 ，由于R1=R2,所以i=r1r2 。其中r1和r2分別為主、從動錐輪切點到聯(lián)接桿垂直距離。在調(diào)速機構的作用下，調(diào)整支承聯(lián)接桿的傾斜角與傾斜方向，即可改變鋼球的傳動半徑r1和r2，從而實現(xiàn)傳動比的平穩(wěn)變化，實現(xiàn)無級變速。在軸向力作用下，使三者之間接觸良好，有效的傳遞力與扭矩。 聯(lián)接桿11的兩端嵌裝在左箱體7和右箱體22的徑向弧形倒槽內(nèi)，并穿過調(diào)速齒輪10的曲線槽；調(diào)速齒輪10的端面分布一組曲線槽，曲線槽數(shù)目與鋼球數(shù)相同。曲線槽可用阿基米德螺旋線，也可用圓弧，如圖2- 所示。調(diào)速時，通過調(diào)速手柄15帶動不完全調(diào)速齒輪14轉(zhuǎn)動，由于不完全調(diào)速齒輪14與調(diào)速齒輪10始終保持嚙合狀態(tài)，從而實現(xiàn)調(diào)速齒輪10的反向運動。由于曲線槽（相當于一個控制凸輪）的作用迫使聯(lián)接桿11繞傳動鋼球12的軸心線擺動，傾斜角發(fā)生變化，導致傳動鋼球與兩錐輪的接觸半徑改變，輸出軸轉(zhuǎn)速得到調(diào)節(jié)。 圖2- 調(diào)速渦輪的槽形曲線 鋼球式無級變速器的結(jié)構也比較簡單，原理清晰 因為選用的是8個鋼球，所以一個曲線槽跨度是900，即從最大傳動比調(diào)到最小傳動比，需要使其轉(zhuǎn)過900，主動斜齒輪的直徑為從動斜齒輪的3/4，這樣只要主動輪轉(zhuǎn)動1200，那么從動輪就會轉(zhuǎn)動900。 主要零件的計算 鋼球外錐式無級變速器主要零件包括主﹑從動錐齒輪，加壓盤，調(diào)速齒輪上變速曲線槽，輸入軸，輸出軸，輸入﹑輸出軸上軸承，輸入﹑輸出軸上端蓋，調(diào)速機構等部分的載荷計算，下面分別介紹以上內(nèi)容。 鋼球與主、從動錐輪的計算 （1）選材料：鋼球、錐輪、外環(huán)及加壓盤均勻GCr15,表面硬度HRC61，許用接觸應力：其中，傳動件的[σj]=2200～2500Mpa 加壓元件的[σj]=4000～5000Mpa （2）有關參數(shù)：錐輪錐頂半角α=45o，鋼球個數(shù)m=8，錐輪與鋼球的直徑比c1=D1/dp=2.16,地面摩擦系數(shù)μ1=0.1，μ2=0.2，m人=65kg，m車=20kg，g=9.8m/s2，取自行車車速v車=15km/h=4.17m/s，輪胎直徑d1=560mm，η變=0.86 。 （3）計算傳動鋼球的直徑dp： 由力學知識可得：輪胎所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩與鋼球摩擦所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩應平衡： 23m人+m車gμ1R1=8Qμ2c1dPN 其中：R1=280mm，Q為鋼球所受正壓力 代入數(shù)據(jù)可得： QdP=17997 σH max=13533QKd=13533179974dP3=56284dP 由于傳動件的[σj]=2200～2500Mpa 帶入上式得： dp=22.51～25.58mm 按鋼球規(guī)格圓整取 dq=25mm,鋼球數(shù)z=8 (4)運動參數(shù)的計算 輸入功率 P1=μ1m人+m車 g vη變 =0.165+209.84.170.86 =0.4039 kw 輸出轉(zhuǎn)速 n2=V車602πR1=4.17602π0.28=142.2 r/min 傳動比 Imax=1.22 Imin=0.75 輸入轉(zhuǎn)速 n1max=n2Imin=142.30.75=189.6 r/min n1min=n2Imax/=142.21.22=116.6 r/min 變速范圍 Rn=1.220.75=1.63 鋼球支軸的極限轉(zhuǎn)角θ 增速方向 θ1=α- tan-1Imax=45o -tan-11.22 =5o 39/ 減速方向 θ2=α-tan-1Imin =45o -tan-10.75 =8o7/ (5)有關尺寸的計算 圓錐工作直徑 D1=D2=c1dp=2.1625=54 mm 鋼球中心圓直徑 D3=c1+cosαdp=2.16+cos45o25=71.7 mm 鋼球側(cè)隙 Δ=c1+cosαsinπz-1dp=2.16+cos45osinπ8-1]25=2.43 mm 外環(huán)內(nèi)經(jīng) Dr=D3+dp=71.7+25=96.7 mm 外環(huán)軸向截面圓弧半徑 R=1～1.05dp=1～1.0525=25～26.25 mm 取 R=25.5mm 錐輪工作圓之間的軸向距離 B=12mm 調(diào)速齒輪上變速曲線槽的計算 調(diào)速渦輪槽形曲線及傳動鋼球的尺寸符號如圖2-4所示。 整個調(diào)速過程通常在渦輪轉(zhuǎn)角ψ=80o～120o，取Ψ=90o。 其中： l=0.5dp+δ+0.5～1.0=0.525+5+0.5～1.0=15.5 mm （1） 變速曲線槽采用圓弧槽線，變速槽中心線必須通過A、B、C三個點，它們的 極坐標（以O點為極點）分別為： I=Imax=1.22時，ΨA=0O RA=0.5D3-lsinθ2=0.571.7-15.5sin8o7/=33.658 mm I=1時，ΨB=ΨImax1+Imax=1.2290o1+1.22=49.46o RB=0.5D3=0.571.7=35.85 mm I=Imin=0.75時，ΨC=Ψ=90o RC=0.5D3-lsinθ1=0.571.7+15.5sin5o39/=37.38 mm (2)通過三點作圓弧確定槽圓弧確定曲線半徑R和中心O” 加壓盤的計算 加壓裝置采用鋼球V形槽式加壓盤，此加壓盤動作靈敏，工藝要求高，承載能力符合要求。 （1)加壓裝置有關參數(shù) 加壓盤作用直徑dp dp=0.6～0.7D1 =0.5～0.654=32.4～37.8 mm 取dp=35.8mm 滑動摩擦角 ρ/=tan-1?c=tan-10.15=8.53o 加壓盤V形槽傾角 λ=tan-1?D1dpsinα=24.83o 傳動鋼球的確接觸應力為 σ=13533QKd=1353317997425=2251.35 Mpa ≤[σj] 每個鋼球作用在V形槽側(cè)面的正壓力 Qy=21.195500000.40390.85830sin14.85o180=651.6 N 用鋼球加壓裝置時 σjmax=13703KzQYrq2=137031.1651.642=4865.6 Mpa ≤[σj] 鋼球半徑 rq=3.7mm 碟形彈簧 B=2rqcosλ=8.28 mm 碟形彈簧預緊力為200 N 輸入、輸出軸的計算 1、軸上相關數(shù)據(jù)的計算 輸入軸上傳遞的功率為 P1=0.4039kw 輸入轉(zhuǎn)速 n1=189.7～116.6 r/min ,取 n1=116.6 r/min 輸入軸轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P1n1=9.551060.4039116.6=3081 Nmm 輸出軸上傳遞的功率為 P2=P1η變=0.40390.86=0.3474 kw 輸出轉(zhuǎn)速 n2=142.2 r/min 輸出軸轉(zhuǎn)矩 T2=9.55106P2n2=9.551060.3474142.2=23331 Nmm 2、輸入軸的設計計算 初選軸徑：選取軸的材料是40Cr，調(diào)質(zhì)處理241～286HBS，σB=735Mpa , σS=540MPaσ-1=355MPaτ-1=200MPa[σ-1]=70MPa，取A0=100，于是得： dmin =A03P1n1=10030.4039116.6=14.5 mm ，取 dmin=14.5mm。 3、軸的結(jié)構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 本方案如圖2-3所示的裝配的方案。 （2）確定軸的各段直徑和長度 I軸段安裝錐輪及加壓盤保持架，取dⅠ=10mm，LⅠ=B錐+B彈=20mm。 Ⅱ段軸安裝加壓盤，取dⅡ=15mm，LⅡ=7mm。 Ⅲ軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取dⅢ=15mm，LⅢ=8mm。 Ⅳ對軸Ⅲ與軸Ⅴ上的軸承內(nèi)圈起定位作用，取dⅣ=19mm,LⅣ=8mm。 Ⅴ軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取dⅤ=17mm，LⅤ=9mm。 Ⅵ軸段安裝軸承端蓋，取dⅥ=15mm，LⅥ=14mm。 Ⅶ軸段安裝飛輪，取dⅦ=14.5mm，LⅦ=12mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的周向定位均采用平鍵連接，Ⅶ軸段平鍵的尺寸b*h=5*5,l=10；Ⅵ軸段平鍵的尺寸b*h=6*6,l=6。為保證飛輪與軸配合有良好的對中性，故選擇飛輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸定位是由過渡配合來保證的，軸承段的直徑尺寸公差為m6。取軸端倒角為1*45o。 Ⅶ Ⅵ Ⅴ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ 圖3-1 輸入軸 4、輸出軸的設計 由于主、從動錐輪一致，軸上零件布置也相同。同時主動輪的最小軸徑估算為dmin =A0 3P2n2=10030.3474142.2=13.5 mm≤15mm。為了節(jié)省工藝及成本，主、從動軸設計成同種軸。 調(diào)速機構的設計與計算 調(diào)速操縱機構的作用：根據(jù)工作要求以手動或自動控制方式，改變滾動體間的尺寸比例關系，來實現(xiàn)無級調(diào)速。同時通過速度表表盤上的指針直接指出任一調(diào)速位置時的輸出速度(或傳動比)。 通過使?jié)L動體的軸線偏轉(zhuǎn)來改變工作半徑的。主要用于兩滾動體之一的母線為圓弧的情況。 調(diào)速機構采用兩斜齒輪分度調(diào)速。 調(diào)速齒輪1的設計與計算 模數(shù) mn=2mm 齒數(shù) z=53 螺旋角 β=12o 法面壓力角 αn=20o 端面壓力角αt tanαt=tanαncosβ=tan20ocos12o=0.3721 所以 αt=20.4o 基圓柱螺旋角βb tanβb=tanβcosαt=tan12ocos20.4o=0.19921 所以 βb=11.27o 法面齒距 Pn=πmn=2π=6.28 mm 端面齒距 Pt=Pncosβ=6.28cos12o=6.42mm 法面基圓齒距 Pbn=Pncosαn=6.28cos20o=5.9 mm 法面齒頂高系數(shù) han*=1 法面頂隙系數(shù) cn*=0.25 分度圓直徑 d=zmt=zmncosβ=532cos12o=108.37 mm 基圓直徑 db=dcosαt=108.37cos20.4o=101.57mm 齒頂高 ha=mnhan=21=2 mm 齒根高 h?=mnhan*+cn*=21+0.25=2.5mm 齒頂圓直徑 da=d+2ha=108.37+22=112.37mm 齒根圓直徑 d?=d-2h?=108.37-22.5=103.37mm 法面齒厚 Sn=Pn2=6.282=3.14mm 端面齒厚 St=Pt2=6.422=3.21mm 當量齒數(shù) Zv=zcos3β=53cos312o=57 主動斜齒輪2的設計與計算 模數(shù) mn=2mm 齒數(shù) z=40 分度圓直徑 d=zmt=zmncosβ=402cos12o=81.79mm 基圓直徑 db=dcosαt=81.79cos20.4o=76.66mm 齒頂圓直徑 da=d+2ha=81.79 +22=85.79mm 齒根圓直徑 d?=d-2h?=81.79-22.5=76.79mm 當量齒數(shù) Zv=zcos3β=40cos312o=43 其余參數(shù)均與調(diào)速齒輪1相同. 兩齒輪的寬度均為 5 mm . 但主動斜齒輪只需轉(zhuǎn)過1200，所以該斜齒輪只需做成不完全齒輪。 主要零件的校核 輸入軸的校核 如圖所示，作用于錐輪的正壓力 Q 圖4-1 正壓力計算示意圖 由前計算可知： QdP=17997 其中dP=25 mm Q=1799725=719.88 N 所以 Q總=17997258=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88sin450=509 N 軸上的載荷 計算壓軸力Fp FP=KFPFε 工作拉力Fε=1000PV V=n1Z1P601000 鏈條型號和節(jié)距 單排鏈 工作情況系數(shù)KA=1.0 小鏈齒輪系數(shù)KZ=0.58 PCA=KAKZP=1.00.580.4039=0.234 kw n=90 r/min由PCA和n的值選10A-1，鏈條節(jié)距p=15.875 mm 故V=903815.875601000=0.904857 m/s 所以 Fε=10000.40390.904875=446.4 N 所以 FP=446.11.15=513.36 N（鏈條水平布置時的壓軸力系數(shù)KFP=1.15） F1=Fr1 F2=Fr2 FP=Fr2 所以 Fr2= N 所以 Fr1=F1=FP+Fr2= n 計算最大彎矩 Mmax=M(A)= N.mm 校核扭矩 T=9550000Pn=9550403.9135=28572 Nmm σCA=66222+0.6285722W=66222+0.62857220.1173=34.7 Mpa＜［σ-1］＝60Mpa σCA== =34.7 Mpa﹤[σ-1]=60 Mpa 軸的鍵槽處校核 WC=πd332-btd-t22d=π14.5332-53122214.5=224.8 mm3 σAC=0.621429224.8=57.22 Mpa＜［σCA］＝60 Mpa 鍵強度的校核 平鍵的尺寸為 bhl=5510，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 σP=2T103kld=22142921014.5 σp===147.8 Mpa≤ [σp]=120～150 Mpa 滿足條件 花鍵校核 σP=2T103ψzhldm 其中： ψ為載荷分配不均系數(shù)，取0.8 花鍵齒數(shù) z=8 齒的工作長度l=8mm 花鍵齒側(cè)的工作高度 h=1.5 mm 花鍵的平均直徑 dm=15+122=13.5 mm σP=2T103ψzhldm= σp===41.34 Mpa ≤ [σp]=40～70 Mpa 花鍵的連接情況是：使用或制造情況不良，齒面未經(jīng)熱處理，故滿足要求。 輸出軸的校核 作用于錐輪的正壓力 Q 由前計算可知： QdP=17997, 其中dP=25mm Q=1799725=719.88 N 所以 Q總=17997258=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88sin450=509 N F合壓=N2+f2=65+209.8232+N0.12=558.1 N N=65+209.823=555.3 N 所以 N N 計算最大彎矩 Mmax=Fr2 N 校核扭矩 所受扭矩：T=fr輪= Nmm A處校核 σCA=239432+0.615548.420.1173=52.3 Mpa ＜ ［σCA］Mpa C出校核 WC=πd332-btd-t22d=π14.5332-53122214.5=224.8 W(c)===224.7 σAC=0.615548.4224.8=41.5 Mpa ＜[σCA]=60 Mpa 故校核安全 鍵強度的校核 平鍵的尺寸為 bhl=5540，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 σP=2T103kld=215548.421040 σp===26.8 Mpa ≤ [σp]=120～150 Mpa 滿足條件 花鍵校核 σP=2T103ψzhldm 其中： ψ為載荷分配不均系數(shù)，取0.8 花鍵齒數(shù) z=8 齒的工作長度l=8mm 花鍵齒側(cè)的工作高度 h=1.5 mm 花鍵的平均直徑 dm=15+122=13.5 mm σP=2T103ψzhldm= σp===29.99 Mpa ≤ [σp]=40～70 Mpa 花鍵的連接情況是：使用或制造情況不良，齒面未經(jīng)熱處理，故滿足要求。 輸入軸上軸承的壽命計算 Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 N Fd2=Fd1+Fae 2軸承被拉松 Fr2=238.2 N Fa2=Fd2=0.68Fr1=0.68238.3=162 N 1軸承被壓緊 Fa1=Fd2-Fae=162-3313=-3153N Fr1=751.56N 所以 軸承2的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.01238.2+0162=238.2 N 軸承1的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.00.41751.56+0.873151.7=3050 N 所以 Lh1=10660nCP3=106601356.33.053=1088 h Lh2=10660nCP3=106601355.20.23823=1.28106 h 輸出軸上軸承的壽命計算 Fae=8Qsin450=8719.88sin450=4072 N Fd2=Fd1+Fae 2軸承被拉松 Fr2=822.8 N Fa2=Fd2=0.68Fr2=0.68822.8=559.5 N 所以1軸承被壓緊 Fa1=Fd2-Fae=559.3-3313=-2753.7N Fr1=559.3N 軸承2的當量載荷為 P2=fPxFr1+yFa1=1.01822.8+0559.5=822.8 N 軸承1的當量載荷為 P1=fPxFr1+yFa1=1.00.411380.9+0.872753.7=2961.7 N 所以 Lh1=10660nCP3=10660142.36.32.963=1127.3 h Lh2=10660nCP3=10660142.35.20.8223=2.942104 h