KTRRADEXNC43聯軸器3.5 的簡單介紹-KTR聯軸器

本文目錄一覽：

1、______________________________________________ √（x+5) -√（2x-7) =2
2、KTR POLY聯軸器|POLY彈性聯軸器的價格|貨期哪里可以查?
3、焊接鋼管壁的厚度對照表是什么？
4、設計題目：設計熱處理車間清洗零件用的傳送設備上的兩級圓柱齒輪減速箱。
5、KTR是外國品牌嗎?
6、聯軸器軸向與僅向怎么區分

______________________________________________ √（x+5) -√（2x-7) =2

兩邊平方得 x+5+2x-7-2√(x+5)(2x-7)=4 x3.5

整理的 3x-6=2√(x+5)(2x-7)

兩邊平方得 9x^2-36x+36=4(x+5)(2x-7)

合并同類項得 x^2-48x+176=0

解得X1=44 X2=4

KTRRADEXNC43聯軸器3.5 的簡單介紹

KTR POLY聯軸器|POLY彈性聯軸器的價格|貨期哪里可以查?

濟南埃姆依機電設備有限責任公司是一家多年從事機電一體化設備銷售的專業性公司

公司成立伊始,就把“為客戶提供一流的傳動機械設備”作為經營理念；把“客戶是上帝，一切為用戶著想”作為服務理念。全心全意為廣大用戶服務，經過全體員工的不懈努力，公司業績蒸蒸日上。現在我公司已成為多個國內外知名品牌在山東的核心代理商，我們代理的主要產品是：漢森減速機系列、、電機系列以及KTR聯軸器系列，各個產品的價格優勢都非常明顯。

主要經營產品：

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紐卡特(Neugart)行星減速機

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焊接鋼管壁的厚度對照表是什么？

國標焊管及鍍鋅管規格重量表(按GB/T3091—2001標準執行)\x0d\x0a\x0d\x0a規格外徑mm壁厚mm最小壁厚mm焊管（6米定尺）鍍鋅管(6米定尺） \x0d\x0a米重kg根重kg米重kg根重kg \x0d\x0a公稱內徑英寸 \x0d\x0aDN151/221.32.82.451.287.681.3578.14 \x0d\x0aDN203/426.92.82.451.669.961.7610.56 \x0d\x0aDN25133.73.22.82.4114.462.55415.32 \x0d\x0aDN321.2542.43.53.063.3620.163.5621.36 \x0d\x0aDN401.548.33.53.063.8723.224.1024.60 \x0d\x0aDN50260.33.83.3255.2931.745.60733.64 \x0d\x0aDN652.576.14.03.57.1142.667.53645.21 \x0d\x0aDN80388.94.0 8.3850.288.8853.28 \x0d\x0aDN1004114.34.0 10.8865.2811.5369.18 \x0d\x0aDN12551404.5 15.0490.2415.94298.65 \x0d\x0aDN1506168.34.5 18.18109.0819.27115.62 \x0d\x0aDN2008219.1 6.0\x0d\x0a（焊管）\x0d\x0a 31.53189.18 \x0d\x0aDN2008219.1 6.5\x0d\x0a（熱鍍鋅） 36.12216.72 \x0d\x0a\x0d\x0a鍍鋅鋼管常用規格\x0d\x0a公稱口徑外徑壁厚鍍鋅管壁黑鐵管增加的重量系數\x0d\x0aMMMMMM普通鋼管加厚鋼管\x0d\x0a610.021.0641.059\x0d\x0a813.52.751.0561.046\x0d\x0a1017.03.501.0561.046\x0d\x0a1521.33.151.0471.039\x0d\x0a2026.83.401.0461.039\x0d\x0a2533.54.251.0391.032\x0d\x0a3242.35.151.0391.032\x0d\x0a4048.04.001.0361.030\x0d\x0a5060.05.001.0361.028\x0d\x0a6575.55.251.0341.028\x0d\x0a8088.54.251.0321.027\x0d\x0a100114.07.001.0321.026\x0d\x0a125140.07.501.0281.023\x0d\x0a150165.07.501.0281.023\x0d\x0a說明：W=C*[0.02466*(D-S)*S] \x0d\x0a W--鍍鋅管每米重量：kg/m\x0d\x0a C--鍍鋅管比黑鐵管增加的重量系數\x0d\x0a D--黑鐵管的外徑\x0d\x0a S--黑鐵管的壁厚\x0d\x0a\x0d\x0aW=0.02466*S*(公稱外徑-S)\x0d\x0a鍍鋅鋼管每米重量=0.02466x壁厚x（外徑-壁厚）X1.06\x0d\x0a鍍鋅管也是鋼材，表面度了一層薄薄得鋅，密度7.85kg/cm3\x0d\x0a\x0d\x0a鋼管的重量=0.25×π×(外徑平方-內徑平方)×L×鋼鐵比重其中：π = 3.14 L=鋼管長度鋼鐵比重取7.8 所以，鋼管的重量=0.25×3.14×(外徑平方-內徑平方)×L×7.8 * 如果尺寸單位取米（M）,則計算的重量結果為公斤（Kg） \x0d\x0a鋼的密度為： 7.85g/cm3 \x0d\x0a鋼材理論重量計算 \x0d\x0a鋼材理論重量計算的計量單位為公斤（ kg ）。其基本公式為： \x0d\x0aW（重量，kg ）=F(斷面積 mm2)×L(長度，m)×ρ(密度，g/cm3)×1/1000 \x0d\x0a各種鋼材理論重量計算公式如下： \x0d\x0a名稱（單位） \x0d\x0a計算公式符號意義計算舉例 \x0d\x0a圓鋼盤條（kg/m） \x0d\x0aW= 0.006165 ×d×d \x0d\x0ad = 直徑mm \x0d\x0a直徑100 mm 的圓鋼，求每m 重量。每m 重量= 0.006165 ×1002=61.65kg \x0d\x0a螺紋鋼（kg/m） \x0d\x0aW= 0.00617 ×d×d \x0d\x0ad= 斷面直徑mm \x0d\x0a斷面直徑為12 mm 的螺紋鋼，求每m 重量。每m 重量=0.00617 ×12 2=0.89kg \x0d\x0a方鋼（kg/m） \x0d\x0aW= 0.00785 ×a ×a \x0d\x0aa= 邊寬mm \x0d\x0a邊寬20 mm 的方鋼，求每m 重量。每m 重量= 0.00785 ×202=3.14kg \x0d\x0a扁鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0aW= 0.00785 ×b ×d \x0d\x0ab= 邊寬mm \x0d\x0ad= 厚mm \x0d\x0a邊寬40 mm ，厚5mm 的扁鋼，求每m 重量。每m 重量= 0.00785 ×40 ×5= 1.57kg \x0d\x0a六角鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0aW= 0.006798 ×s×s \x0d\x0as= 對邊距離mm \x0d\x0a對邊距離50 mm 的六角鋼，求每m 重量。每m 重量= 0.006798 ×502=17kg \x0d\x0a八角鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0aW= 0.0065 ×s ×s \x0d\x0as= 對邊距離mm \x0d\x0a對邊距離80 mm 的八角鋼，求每m 重量。每m 重量= 0.0065 ×802=41.62kg \x0d\x0a等邊角鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0a= 0.00785 ×[d （2b _ d ）+0.215 （R2 _ 2r 2 ）] \x0d\x0ab= 邊寬 \x0d\x0ad= 邊厚 \x0d\x0aR= 內弧半徑 \x0d\x0ar= 端弧半徑 \x0d\x0a求20 mm ×4mm 等邊角鋼的每m 重量。從冶金產品目錄中查出4mm ×20 mm 等邊角鋼的R 為3.5 ，r 為1.2 ，則每m 重量= 0.00785 ×[4 ×（2 ×20 _ 4 ）+0.215 ×（3.52 _ 2 ×1.2 2 ）]=1.15kg \x0d\x0a不等邊角鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0aW= 0.00785 ×[d （B+b _ d ）+0.215 （R2 _ 2 r 2 ）] \x0d\x0aB= 長邊寬 \x0d\x0ab= 短邊寬 \x0d\x0ad= 邊厚 \x0d\x0aR= 內弧半徑 \x0d\x0ar= 端弧半徑 \x0d\x0a求30 mm ×20mm ×4mm 不等邊角鋼的每m 重量。從冶金產品目錄中查出30 ×20 ×4 不等邊角鋼的R 為3.5 ，r 為1.2 ，則每m 重量= 0.00785 ×[4 ×（30+20 _ 4 ）+0.215 ×（3.52 _ 2 ×1.2 2 ）]=1.46kg\x0d\x0a槽鋼 \x0d\x0a（kg/m） \x0d\x0aW=0.00785 ×[hd+2t （b _ d ）+0.349 （R2 _ r 2 ）] \x0d\x0ah= 高 \x0d\x0ab= 腿長 \x0d\x0ad= 腰厚 \x0d\x0at= 平均腿厚 \x0d\x0aR= 內弧半徑 \x0d\x0ar= 端弧半徑 \x0d\x0a求80 mm ×43mm ×5mm 的槽鋼的每m 重量。從冶金產品目錄中查出該槽鋼t 為8 ，R 為8 ，r 為4 ，則每m 重量=0.00785 ×[80 ×5+2 ×8 ×（43 _ 5 ）+0.349 ×（82_4 2 ）]=8.04kg \x0d\x0a工字鋼（kg/m） \x0d\x0aW= 0.00785 ×[hd+2t （b _ d ）+0.615 （R2 _ r 2 ）] \x0d\x0ah= 高 \x0d\x0ab= 腿長 \x0d\x0ad= 腰厚 \x0d\x0at= 平均腿厚 \x0d\x0aR= 內弧半徑 \x0d\x0ar= 端弧半徑 \x0d\x0a求250 mm ×118mm ×10mm 的工字鋼每m 重量。從金屬材料手冊中查出該工字鋼t 為13 ，R 為10 ，r 為5 ，則每m 重量= 0.00785 ×[250 ×10+2 ×13 ×（118 _10 ）+0.615 ×（102 _5 2 ）]=42.03kg \x0d\x0a鋼板（kg/m2） \x0d\x0aW= 7.85 ×d \x0d\x0ad= 厚 \x0d\x0a厚度 4mm 的鋼板，求每m2 重量。每m2 重量=7.85 ×4=31.4kg \x0d\x0a鋼管（包括無縫鋼管及焊接鋼管（kg/m） \x0d\x0aW= 0.02466 ×S （D _ S ） \x0d\x0aD= 外徑 \x0d\x0aS= 壁厚 \x0d\x0a外徑為60 mm 壁厚4mm 的無縫鋼管，求每m 重量。每m 重量= 0.02466 ×4 ×（60 _4 ）=5.52kg

設計題目：設計熱處理車間清洗零件用的傳送設備上的兩級圓柱齒輪減速箱。

一課程設計書 2

二設計要求 2

三設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3

2. 電動機的選擇 4

3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5

4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5

5. 設計V帶和帶輪 6

6. 齒輪的設計 8

7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19

8. 鍵聯接設計 26

9. 箱體結構的設計 27

10.潤滑密封設計 30

11.聯軸器設計 30

四設計小結 31

五參考資料 32

一. 課程設計書

設計課題:

設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V

表一:

題號

參數 1 2 3 4 5

運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8

運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4

卷筒直徑（mm） 250 250 250 300 300

二. 設計要求

1.減速器裝配圖一張(A1)。

2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。

3.設計說明書一份。

三. 設計步驟

1. 傳動裝置總體設計方案

2. 電動機的選擇

3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

4. 計算傳動裝置的運動和動力參數

5. 設計V帶和帶輪

6. 齒輪的設計

7. 滾動軸承和傳動軸的設計

8. 鍵聯接設計

9. 箱體結構設計

10. 潤滑密封設計

11. 聯軸器設計

1.傳動裝置總體設計方案:

1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。

2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，

要求軸有較大的剛度。

3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。

其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)

初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。

選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。

傳動裝置的總效率

＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；

為V帶的效率, 為第一對軸承的效率，

為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，

為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.

因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝ =82.76r/min，

經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，

則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，

選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0

額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案電動機型號額定功率

kw 電動機轉速

電動機重量

N 參考價格

元傳動裝置的傳動比

同步轉速滿載轉速總傳動比 V帶傳動減速器

1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02

中心高

外型尺寸

L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD

132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n /n＝1440/82.76＝17.40

（2）分配傳動裝置傳動比

＝ ×

式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。

為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57

根據各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33

4.計算傳動裝置的運動和動力參數

（1）各軸轉速

＝＝1440/2.3＝626.09r/min

＝＝626.09/3.24＝193.24r/min

＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min

= =82.93 r/min

（2）各軸輸入功率

＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW

＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW

＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

則各軸的輸出功率：

＝ ×0.98=3.06 kW

＝ ×0.98=2.84 kW

＝ ×0.98=2.65kW

＝ ×0.98=2.52 kW

（3）各軸輸入轉矩

= × × N?m

電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N?

所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m

＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m

＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m

= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m

輸出轉矩：＝ ×0.98=46.63 N?m

＝ ×0.98=140.66 N?m

＝ ×0.98=305.12N?m

＝ ×0.98=281.17 N?m

運動和動力參數結果如下表

軸名功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min

輸入輸出輸入輸出

電動機軸 3.25 21.55 1440

1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09

2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24

3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93

4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

5.設計V帶和帶輪

⑴ 確定計算功率

查課本表9-9得：

,式中為工作情況系數，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.

⑵ 選擇帶型號

根據， ,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶．

⑶ 選取帶輪基準直徑

查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑 ,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常取（1%～2%），查課本表8-7后取。

⑷ 驗算帶速v

在5～25m/s范圍內，V帶充分發揮。

⑸ 確定中心距a和帶的基準長度

由于 ,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,

= .查課本表8-2選取基準長度得實際中心距

取

⑹ 驗算小帶輪包角

，包角合適。

⑺ 確定v帶根數z

因，帶速，傳動比 ,

查課本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內插值法得 .

查課本表8-2得 =0.96.

查課本表8-8,并由內插值法得 =0.96

由公式8-22得

故選Z=5根帶。

⑻ 計算預緊力

查課本表8-4可得 ,故:

單根普通V帶張緊后的初拉力為

⑼ 計算作用在軸上的壓軸力

利用公式8-24可得:

6.齒輪的設計

（一）高速級齒輪傳動的設計計算

1．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

① 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24

高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z =i×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.

② 齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:

①試選 =1.6

查課本圖10-30 選取區域系數 Z =2.433

由課本圖10-26

則

②由課本公式10-13計算應力值環數

N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）

=1.4425×10 h

N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )

③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96

④齒輪的疲勞強度極限

取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:

[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432

許用接觸應力

⑤查課本由表10-6得： =189.8MP

由表10-7得: =1

T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09

=4.86×10 N.m

3.設計計算

①小齒輪的分度圓直徑d

②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數

計算齒寬b

b= =49.53mm

計算摸數m

初選螺旋角 =14

④計算齒寬與高之比

齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50

= =11.01

⑤計算縱向重合度

=0.318 =1.903

⑥計算載荷系數K

使用系數 =1

根據 ,7級精度, 查課本由表10-8得

動載系數K =1.07,

查課本由表10-4得K 的計算公式:

K = +0.23×10 ×b

=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42

查課本由表10-13得: K =1.35

查課本由表10-3 得: K = =1.2

故載荷系數:

K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82

⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑

d =d =49.53× =51.73

⑧計算模數

4. 齒根彎曲疲勞強度設計

由彎曲強度的設計公式

≥

⑴ 確定公式內各計算數值

① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN?m

確定齒數z

因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76

傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25

Δi＝0.032％ 5％，允許

② 計算當量齒數

z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27

z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43

③ 初選齒寬系數

按對稱布置，由表查得＝1

④ 初選螺旋角

初定螺旋角＝14

⑤ 載荷系數K

K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y

查課本由表10-5得:

齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211

應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774

⑦ 重合度系數Y

端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655

＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690

＝14.07609

因為＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673

⑧ 螺旋角系數Y

軸向重合度＝＝1.825,

Y ＝1－＝0.78

⑨ 計算大小齒輪的

安全系數由表查得S ＝1.25

工作壽命兩班制，8年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10

查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限

小齒輪大齒輪

查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:

K =0.86 K =0.93

取彎曲疲勞安全系數 S=1.4

[ ] =

大齒輪的數值大.選用.

⑵ 設計計算

① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.于是由:

z = =25.097 取z =25

那么z =3.24×25=81

② 幾何尺寸計算

計算中心距 a= = =109.25

將中心距圓整為110

按圓整后的中心距修正螺旋角

=arccos

因值改變不多,故參數 , , 等不必修正.

計算大.小齒輪的分度圓直徑

d = =51.53

d = =166.97

計算齒輪寬度

圓整的

（二）低速級齒輪傳動的設計計算

⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30

速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.

⑵ 齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

⑶ 按齒面接觸強度設計

1. 確定公式內的各計算數值

①試選K =1.6

②查課本由圖10-30選取區域系數Z =2.45

③試選 ,查課本由圖10-26查得

=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71

應力循環次數

N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)

=4.45×10

N = 1.91×10

由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數

K =0.94 K = 0.97

查課本由圖10-21d

按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,

大齒輪的接觸疲勞強度極限

取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力

[ ] = =

[ ] = =0.98×550/1=517

[ 540.5

查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP

選取齒寬系數

T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24

=14.33×10 N.m

=65.71

2. 計算圓周速度

0.665

3. 計算齒寬

b= d =1×65.71=65.71

4. 計算齒寬與齒高之比

模數 m =

齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621

=65.71/5.4621=12.03

5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K

K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b

=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231

使用系數K =1

同高速齒輪的設計,查表選取各數值

=1.04 K =1.35 K =K =1.2

故載荷系數

K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776

7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑

d =d =65.71×

計算模數

3. 按齒根彎曲強度設計

m≥

一確定公式內各計算數值

（1）計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN?m

（2）確定齒數z

因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9

傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33

Δi＝0.032％ 5％，允許

（3）初選齒寬系數

按對稱布置，由表查得＝1

（4）初選螺旋角

初定螺旋角＝12

（5）載荷系數K

K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6）當量齒數

z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056

z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797

由課本表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7）螺旋角系數Y

軸向重合度＝＝2.03

Y ＝1－＝0.797

（8）計算大小齒輪的

查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數

K =0.90 K =0.93 S=1.4

[ ] =

計算大小齒輪的 ,并加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.

① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.

z = =27.77 取z =30

z =2.33×30=69.9 取z =70

② 初算主要尺寸

計算中心距 a= = =102.234

將中心距圓整為103

修正螺旋角

=arccos

因值改變不多,故參數 , , 等不必修正

分度圓直徑

d = =61.34

d = =143.12

計算齒輪寬度

圓整后取

低速級大齒輪如上圖：

V帶齒輪各設計參數附表

1.各傳動比

V帶高速級齒輪低速級齒輪

2.3 3.24 2.33

2. 各軸轉速n

(r/min)

(r/min) (r/min)

(r/min)

626.09 193.24 82.93 82.93

3. 各軸輸入功率 P

（kw）

(kw)

3.12 2.90 2.70 2.57

4. 各軸輸入轉矩 T

(kN?m)

(kN?m) (kN?m) (kN?m)

47.58 143.53 311.35 286.91

5. 帶輪主要參數

小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）

中心距a（mm）基準長度（mm）

帶的根數z

90 224 471 1400 5

7.傳動軸承和傳動軸的設計

1. 傳動軸承的設計

⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速，轉矩

P =2.70KW =82.93r/min

=311.35N．m

⑵. 求作用在齒輪上的力

已知低速級大齒輪的分度圓直徑為

=143.21

而 F =

F = F

F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:

⑶. 初步確定軸的最小直徑

先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號

查課本 ,選取

因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以

查《機械設計手冊》

選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑

⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現取

② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號

45 85 19 58.8 73.2 7209AC

45 85 19 60.5 70.2 7209B

45 100 25 66.0 80.0 7309B

50 80 16 59.2 70.9 7010C

50 80 16 59.2 70.9 7010AC

50 90 20 62.4 77.7 7210C

2. 從動軸的設計

對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .

右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,

③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.

④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .

⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,

高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.

5. 求軸上的載荷

首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,

查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.

對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)

從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度

根據

= =

前已選軸材料為45鋼，調質處理。

查表15-1得[ ]=60MP

〈 [ ] 此軸合理安全

7. 精確校核軸的疲勞強度.

⑴. 判斷危險截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.

⑵. 截面Ⅶ左側。

抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000

截面Ⅶ的右側的彎矩M為

截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35

截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力

= =

軸的材料為45鋼。調質處理。

由課本表15-1查得：

因

經插入后得

2.0 =1.31

軸性系數為

=0.85

K =1+ =1.82

K =1+ （ -1）=1.26

所以

綜合系數為： K =2.8

K =1.62

碳鋼的特性系數取0.1

取0.05

安全系數

S = 25.13

S 13.71

≥S=1.5 所以它是安全的

截面Ⅳ右側

抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000

截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560

截面Ⅳ上的扭矩為 =295

截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力

= = K =

K =

所以

綜合系數為：

K =2.8 K =1.62

碳鋼的特性系數

取0.1 取0.05

安全系數

S = 25.13

S 13.71

≥S=1.5 所以它是安全的

8.鍵的設計和計算

①選擇鍵聯接的類型和尺寸

一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.

根據 d =55 d =65

查表6-1取：鍵寬 b =16 h =10 =36

b =20 h =12 =50

②校和鍵聯接的強度

查表6-2得 [ ]=110MP

工作長度 36-16=20

50-20=30

③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度

K =0.5 h =5

K =0.5 h =6

由式（6-1）得：

＜[ ]

兩者都合適

取鍵標記為：

鍵2：16×36 A GB/T1096-1979

鍵3：20×50 A GB/T1096-1979

9.箱體結構的設計

減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，

大端蓋分機體采用配合.

1. 機體有足夠的剛度

在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度

2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。

因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm

為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為

3. 機體結構有良好的工藝性.

鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.

4. 對附件設計

A 視孔蓋和窺視孔

在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固

B 油螺塞：

放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油標：

油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。

油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.

D 通氣孔：

由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.

E 蓋螺釘：

啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。

釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.

F 位銷：

為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.

G 吊鉤：

在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

減速器機體結構尺寸如下：

名稱符號計算公式結果

箱座壁厚

箱蓋壁厚

箱蓋凸緣厚度

箱座凸緣厚度

箱座底凸緣厚度

地腳螺釘直徑

M24

地腳螺釘數目

查手冊 6

軸承旁聯接螺栓直徑

M12

機蓋與機座聯接螺栓直徑

=（0.5~0.6）

M10

軸承端蓋螺釘直徑

=（0.4~0.5）

視孔蓋螺釘直徑

=（0.3~0.4）

定位銷直徑

=（0.7~0.8）

，，至外機壁距離

查機械課程設計指導書表4 34

，至凸緣邊緣距離

查機械課程設計指導書表4 28

外機壁至軸承座端面距離

= + +（8~12）

大齒輪頂圓與內機壁距離

1.2

齒輪端面與內機壁距離

機蓋，機座肋厚

9 8.5

軸承端蓋外徑

+（5~5.5）

120（1軸）125（2軸）

150（3軸）

軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）125（2軸）

150（3軸）

10. 潤滑密封設計

對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.

油的深度為H+

H=30 =34

所以H+ =30+34=64

其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。

密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接

凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為

密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太

大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。

11.聯軸器設計

1.類型選擇.

為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.

2.載荷計算.

公稱轉矩：T=9550 9550 333.5

KTR是外國品牌嗎?

是的

德國KTR 品牌簡介

KUPPLUNGSTECHNIK GMBH自從進入中國市場以來,憑借其優良的品質、豐富的產品種類以及熱情的服務,在中國聯軸器市場取得了極大的成功,尤其是其ROTEX系列聯軸器,在中國的CNC以及工程機械行業占領了較大的市場份額。

KTR連軸器廣泛應用于工程機械、機床、冶金、石油化工設備及各種通用機械等，幾乎所有需要動力傳遞的機械設備中都要用到KTR的產品。由于其的性能和優良的品質，KTR的產品已為世界各地的設備廠商所采用。

KTR聯軸器特點：

有鋼質軸套,扭向彈性,免維護,吸收振動;

軸向插入式安裝,失效保護;

良好的動態特性;設計緊湊,慣性小;

成品孔徑公差按照ISO標準為H7,鍵槽寬公差標準DIN 6885/1為JS9.

KTR聯軸器彈性體的正常工作溫度為-40-+100℃,允許的zui高瞬時溫度為120℃.彈性體的肖氏硬度通常為92 Shore A,若需傳遞更高扭矩,可選用硬度為95/98 Shore A和64D-F的彈性體.彈性體耐磨,抗油,抗臭氧,抗老化,其耐水解性適合熱帶氣候地區.由于具有的內部緩沖,能保護傳動不受過載的影響.

德國KTR公司主要產品有：KTR聯軸器、KTR曲面齒聯軸器、KTR尼龍曲面齒聯軸器、KTR特種曲面齒聯軸器、KTR扭力限制器、KTR漲緊套、KTR力矩轉速檢測儀