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(例6-1)解该齿轮传动为标准直齿圆柱齿轮传动，按表6-3所列公式利用Excel软件进行计算：例6-3试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。已知输入功率P＝14.4KW，小齿轮转速n1=456.5r/min，传动比i=3.35,两班制每年工作300天，工作寿命8年。带式输送机运转平稳，单向输送。解（1）选定齿轮材料、热处理方式、精度等级据题意，选闭式斜齿圆柱齿轮传动。此减速器的功率较大，大、小齿轮均选硬齿面，齿轮材料均选用20Cr，渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC。齿轮精度初选7级。（2）初步选取主要参数取z1=20，z2=iz1=3.35×20=67，取ψa＝0.4，则ψd=0.5(i+1)ψa=0.5×(3.4+1)×0.4=0.88，符合表6-9范围。（3）初选螺旋角β=12°。（4）按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算按式（6-34）计算法面模数213nFεβ2d1F2cos,[]KTmYzβψσ≥SYY确定公式内各参数计算值：①载荷系数K查表6-6，取KＡ=1.2；②小齿轮的名义转矩T1661114.49.55109.5510301.2510456.5PTn=×=××=×3N·mm；③复合齿形系数YFS由11332021.37coscos12vzzβ===°，22336771.59coscos12vzzβ===°，查图6-21得，,FS14.34Y=FS23.96Y=；④重合度系数εY由t1211111.883.2cos1.883.2cos121.642067zzεβ⎡⎤⎛⎞⎡⎤⎛⎞=−+=−+×°=⎢⎥⎜⎟⎜⎟⎢⎥⎝⎠⎢⎥⎣⎦⎝⎠⎣⎦得εt0.750.750.250.250.7091.64Yε=+=+=；⑤螺旋角影响系数βY由1nd1dcoszmbdψψβ==及式（6-27）可得d1βntansin0.8820tan121.191πππzbmψββε××°===≈，取β1ε=计算，ββ1211120120Yβε°=−=−=°°0.9；⑥许用应力查图6-22(b)，Flim1σ=Flim2σ＝460MPa，查表6-7，取SF=1.25，则FlimF1F2F460[][]3681.25Sσσσ====MPa；⑦计算大、小齿轮的FSF[]Yσ并进行比较因为F1F2[][]σσ=，，故FS1FS2YYFS1FS2F1F2[]YYσσ⎡⎤⎣⎦，于是213nFεβ2d1F12cos[]KTmYzβψσ≥S1YY323221.2301.2510cos124.340.7090.92.450.8820368×××°=×××××≈mm。（5）按齿面接触疲劳强度设计计算按式（6-32）计算小齿轮分度圆直径EHεβ2131dH21()[]ZZZZKTuduψσ±≥⋅确定公式中各参数值：①材料弹性影响系数ZE查表6-8,E189.8MPaZ=；②由图6-33选取区域系数H2.45Z=；③重合度系数βtεβt41(1)0.78131.64Zεεεε−=−+==；④螺旋角影响系数99.012coscos=°==ββZ；⑤许用应力查图6-19(b)，Hlim1Hlim21500σσ==MPa查表6-7,取SH=1，则HlimH1H2H1500[][]15001Sσσσ====MPa于是EHεβ2131dH21()[]ZZZZKTuduψσ±≥⋅32321.2301.25103.351189.82.450.7810.990.883.351500×××+×××=××（）mm39.43=，1n1cos39.4β3cos121.92820dmz×°===mm。（6）几何尺寸计算mn≥max(2.45,1.928)=2.45mm，；确定中心距根据设计准则，按表6-1圆整为标准值，取mn＝3mmn12()3(2067)133.42mzz+×+=mm，圆整取2cos2cos12aβ==×°a=135mm；确定螺旋角12()3(2067)arccosarccos14.83511450'622135nmzzaβ+×+===°=×°；n1132062.07coscos14.8351mzdβ×===°mm；n22367207.93coscos14.8351mzdβ×===°mm；d10.8862.0754.62bdψ=⋅=×=mm；mm，取mm，取255b=)105(21～bb+=160b=mm。（7）验算初选精度等级是否合适圆周速度11dnvπ==π62.07456.51.48601000601000××=××m/s，v＜20m/s且富余较大，可参考表6-5有关条件将精度等级定为8级。（8）结构设计及绘制齿轮零件图（略）。习题10-1螺纹主要类型有哪几种?说明它们的特点和用途。10-2在螺纹联接中，为什么要采用防松装置?试列举几种最典型的防松装置，绘出其结构简图，说明其工作原理和结构特点。10-3螺旋传动按使用持点的不同，可分为哪几类7试举例说明其应用场合。10-4半圆键联接与普通平键联接相比较，有什么优缺点？适用于什么场合?10-5焊缝有哪些类型？各适用什么场所？10-6铆接、焊接和粘接各有什么特点?分别适用于什么情况?10-7如图所示为一拉杆螺纹联接。已知拉杆受的载荷F＝50kN．载荷稳定，拉杆材料为Q235，拉杆螺栓性能等级选4.6级。试计算此拉杆螺栓的直径。10-8如图所示凸缘联轴器用分布在直径为D。＝250mm的圆上的6个性能等级为5.6级的普通螺拴，将两半联轴器紧固在一起，需传递的转矩T＝1000N.m。试计算螺栓的直径。10-9如图所示的螺栓联接中，横向载荷FS＝2500N，螺栓M27的材料为Q235，两被联接件间摩擦系数f1＝0.2，试计算联接所需的预紧力F，并验算螺栓的强度。若装配时用标准扳手(扳手长度L＝15d，d为螺栓的公称直径)拧紧，螺栓和螺母螺纹的当量摩擦系数fV＝0.16，螺母支承端面和被联接件间的摩擦系数f2＝0.18。则施加在扳手上的作用力为多少?10-10在一直径d＝80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮(如图示)，轮毂宽度B＝1.5d，试选择键的尺寸，并计算其能传递的最大转矩。题10-7图题10-8图题10-9图题10-10图习题解答：10-1解：①螺栓联接螺栓联接的结构特点是被联接件的孔中不加工螺纹，装拆方便。螺栓联接有两种类型：普通螺栓联接和铰制孔用螺栓联接。普通螺栓联接，螺栓与孔之间有间隙。这种联接的优点是加工简便，成本低故应用最广。铰制孔用螺栓联接，其螺杆外径与螺栓孔的内径具有同一基本尺寸，它适用于承受垂直于螺栓轴线的横向载荷。②螺钉联接螺钉直接旋人被联接件的螺纹孔中，省去了螺母，因此结构上比较简单、但这种联接不宜经常装拆，以免被联接件的螺纹孔因磨损而修复困难。③双头螺柱联接双头螺柱多用于较厚的被联接件或为了结构紧凑而采用盲孔的联接。装配时将双头螺柱的一端拧入被联接件的螺纹孔中，另一端穿过另一被联接件的通孔，再拧上螺母。双头螺柱联接允许多次装拆而不损坏被联接零件。④紧定螺钉联接紧定螺钉联接常用来固定两零件的相对位置，并可传送不大的力或转矩。10-4解：键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙。这种键定心性较好、装拆方便。双键布置时，沿周向1800布置。半圆键也是以两侧面为工作面，它与平键一样具有定心较好的优点。半圆键能在槽中摆动以适应毂槽底面，装配方便。它的缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接。双键布置时，布置在同一条母线上。习题11-1滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能？试举几种常用的轴瓦材料。11-2滑动轴承为什么常开设油孔及油槽？油孔及油槽应设在什么位置？为什么？油槽一般有哪些结构？设计时应注意什么问题？11-3校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F=28000N,转速=40r/min，两端轴颈的直径d=80mm，轴瓦宽径比B/d=1.4，材料为锡青铜ZCuSn10P1，润滑脂润滑。n11-4有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/d=1.5，轴承材料的=5MPa,=10MPam/s，轴颈直径=100mm，轴的转速=1000r/min，试问它允许承受多大的径向载荷？][p][pv•dn11-5试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径=90mm，轴的转速=9r/min，轴颈的径向载荷=100000N，轴承材料采用锡青铜。dnrF11-6一向心滑动轴承，轴颈角速度为ω，直径为，相对间隙为dψ（dΔ=ψ，为直径间隙）。假定工作时轴颈与轴承同心，间隙内充满油，油的粘度为Δη，轴瓦宽度为B。试证明油作用在轴颈上的阻力矩为ψηω•π=22BdTf习题参考答案11-1滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能？试举几种常用的轴瓦材料。解：滑动轴承的轴瓦材料应具有的性能是：(1)低摩擦系数，有良好的耐磨性、耐腐蚀性、抗胶合能力强；（2）热膨胀系数小，有良好的导热性；（3）有足够的机械强度和可塑性。常用的轴瓦材料有：轴承合金、铜合金、粉末合金、铸铁、塑料和橡胶等。11-2滑动轴承为什么常开设油孔及油槽？油孔及油槽应设在什么位置？为什么？油槽一般有哪些结构？设计时应注意什么问题？11-3校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F=28000N,转速=40r/min，两端轴颈的直径d=80mm，轴瓦宽径比B/d=1.4，材料为锡青铜ZCuSn10P1，润滑脂润滑。n11-2校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F=18000N,转速=40r/min，两端轴n颈的直径d=120mm，轴瓦宽径比dB=1.2，材料为锡青铜ZCuSn10P1，润滑脂润滑。解：（1）求滑动轴承上的径向载荷rF铸件清理滚筒装载后，一开动，载荷即自行均布。所以，两端滑动轴承上受力相等，为280001400022rWF===N（2）宽径比/1.Bd4=，则1.480112B=×=mm（3）按非液体摩擦计算验算压强P，由（11-4）得140001.5611280rFpBd===×Mpa验算压强，由（11-7）得PvMpam/s•140003.1480400.2611280601000p××υ=•=××轴瓦材料为锡青铜ZCuSn10P1，其15][=PMPa，15][=pvMpa•m/s。因此所选材料足够，两轴承采用润滑脂润滑。11-4有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/d=1.5，轴承材料的=5MPa,=10MPam/s，轴颈直径=100mm，轴的转速=1000r/min，试问它允许承受多大的径向载荷？][p][pv•dn解：（1）求滑动轴承的宽度B=1.5×100=150mm（2）非液体摩擦向心滑动轴承应满足压强P要求，由（11-4）得=≤][pBdFr150×100×5=75000N（3）非液体摩擦向心滑动轴承应满足要求，由（11-7）得Pv=π××≤dnpvBdFr/][10006060×1000×150×100×10/3.14×100×1000=28662N(4)由以上可知，该轴承允许承受最大的径向载荷为28662N。11-5试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径=90mm，轴的转速=9r/min，轴颈的径向载荷=100000N，轴承材料采用锡青铜。dnrF解：（1）取宽径比，则2.1/=dB108902.1=×=Bmm（2）选择轴承结构并按非液体摩擦计算轴承采用整体式滑动轴承，轴瓦选用锡青铜ZCuSn10P1，其15][=pMPa，15][=pvMpa•m/s。验算压强，由（11-4）得pMPa][p29.1090000=×108100==dBFpr验算压强，由（11-7）得pv44.010006099014.390108000100=××ו×=pvMpam/s•][pv因此所选材料足够，轴承采用润滑脂润滑。11-6一向心滑动轴承，轴颈角速度为ω，直径为，相对间隙为dψ（dΔ=ψ，为直径间隙）。假定工作时轴颈与轴承同心，间隙内充满油，油的粘度为Δη，轴瓦宽度为B。试