機械無級變速器分析

1、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(yīng)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(dāng)對主、從動軸的聯(lián)系關(guān)系進(jìn)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

2、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(dá)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(guān)系；通過受力關(guān)系分析。 這種無級變速器具有良好的結(jié)構(gòu)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(guān)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(yīng)用機械無級變速器是由變速傳動機構(gòu)、調(diào)速機構(gòu)以及加壓裝置和輸出機構(gòu)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

3、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(yīng)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(gòu)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(dá)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(yīng)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(yīng)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

4、輸機械要求隨物料及運行區(qū)段的變化而能相應(yīng)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(yīng)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(jìn)行調(diào)速（如風(fēng)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(jìn)行速度調(diào)節(jié)以及實現(xiàn)自動或程序控制等。綜上所述。可以看出采用無級

5、變速器，尤其是配合減速傳動時進(jìn)一步擴大其變速范圍與輸出轉(zhuǎn)矩，能更好的適應(yīng)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(yīng)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(yīng)用。機械無級變速器最初是在19世紀(jì)70年代出現(xiàn)的，由于當(dāng)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(jì)70年代以后，一方面隨著先進(jìn)的冶煉和熱處理技術(shù)，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(jìn)機械工作性能，需要大量采用無級變速器。因此在這種形勢

6、下，相應(yīng)地促進(jìn)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(yīng)用。機械無級變速器分為摩擦式、鏈?zhǔn)?、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(jìn)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(gòu)；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(gòu)。（2） 鏈?zhǔn)綗o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?zhǔn)綗o級變速器由鏈輪和鏈條構(gòu)成的傳動機構(gòu)、調(diào)速機構(gòu)和鏈條張緊加壓機構(gòu)三部分組成

7、，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(jìn)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?zhǔn)阶兯倨飨嗨?，其變速傳動機構(gòu)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(jìn)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(gòu)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(gòu)、輸

8、出機構(gòu)和調(diào)速機構(gòu)三個基本部分組成。其傳動機構(gòu)采用幾何封閉的低副機構(gòu)，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(gòu)原理分析；機械無級變速器變速器的有關(guān)數(shù)據(jù)計算及認(rèn)證；對關(guān)鍵部件進(jìn)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；

9、 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(gòu)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)

10、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=r1R1×R2r2 ，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(gòu)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

11、，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(dāng)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(dǎo)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(gòu)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

12、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(gòu)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(yīng)力：其中，傳動件的j=22002500Mpa 加壓元件的j=40005000Mpa（2）有關(guān)參數(shù)：錐輪錐頂半角=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)1=0.1，2=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

13、直徑d1=560mm，變=0.86 。（3）計算傳動鋼球的直徑dp：由力學(xué)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(yīng)平衡：23×m人+m車×g×1×R1=8×Q×2×c1×dP÷N其中：R1=280mm，Q為鋼球所受正壓力代入數(shù)據(jù)可得：Q×dP=17997H max=1353×3QKd=1353×317997×4dP3=56284dP由于傳動件的j=22002500Mpa 帶入上式得：dp=22.5125.58mm 按鋼球規(guī)格圓整取 dq=25mm,鋼球數(shù)z

14、=8(4)運動參數(shù)的計算輸入功率 P1=1m人+m車 g v÷變 =0.1×65+20×9.8×4.17÷0.86 =0.4039 kw 輸出轉(zhuǎn)速 n2=V車×602R1=4.17×602××0.28=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 增速方向 1=- t

15、an-1Imax=45o -tan-11.22 =5o 39/ 減速方向 2=-tan-1Imin =45o -tan-10.75 =8o7/ (5)有關(guān)尺寸的計算圓錐工作直徑 D1=D2=c1×dp=2.16×25=54 mm 鋼球中心圓直徑 D3=c1+cos×dp=2.16+cos45o×25=71.7 mm 鋼球側(cè)隙 =c1+cos×sinz-1×dp=2.16+cos45o×sin8-1×25=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=11.05

16、×dp=11.05×25=2526.25 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=80o120o，取=90o。 其中： l=0.5×dp+0.51.0=0.5×25+5+0.51.0=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(biāo)（以O(shè)點為極點）分別為： I=Imax=1.22時，A=0O RA=0.5×D3-lsin2=0.5×71.7-15.

17、5×sin8o7/=33.658 mm I=1時，B=×Imax1+Imax=1.22×90o1+1.22=49.46o RB=0.5×D3=0.5×71.7=35.85 mm I=Imin=0.75時，C=90o RC=0.5×D3-lsin1=0.5×71.7+15.5×sin5o39/=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(guān)參數(shù)加壓盤作用直徑dp dp=0.60.7

18、×D1 =0.50.6×54=32.437.8 mm 取dp=35.8mm滑動摩擦角 /=tan-1c=tan-10.15=8.53o加壓盤V形槽傾角 =tan-1×D1dp×sin=24.83o傳動鋼球的確接觸應(yīng)力為 =1353×3QKd=1353×317997×425=2251.35 Mpa j每個鋼球作用在V形槽側(cè)面的正壓力 Qy=2×1.1×9550000×0.4039×0.858×30×sin14.85o×180=651.6 N用鋼球加壓裝置時

19、jmax=1370×3KzQYrq2=1370×31.1×651.642=4865.6 Mpa j鋼球半徑 rq=3.7mm 碟形彈簧 B=2rqcos=8.28 mm 碟形彈簧預(yù)緊力為200 N輸入、輸出軸的計算1、軸上相關(guān)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=189.7116.6 r/min ,取 n1=116.6 r/min輸入軸轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106P1n1=9.55×106×0.4039116.6=3081 N·mm輸出軸上傳遞的功率為 P2=P1×變=0.4039

20、×0.86=0.3474 kw輸出轉(zhuǎn)速 n2=142.2 r/min 輸出軸轉(zhuǎn)矩 T2=9.55×106P2n2=9.55×106×0.3474142.2=23331 N·mm2、輸入軸的設(shè)計計算初選軸徑：選取軸的材料是40Cr，調(diào)質(zhì)處理241286HBS，B=735Mpa , S=540MPa-1=355MPa-1=200MPa-1=70MPa，取A0=100，于是得：dmin =A03P1n1=100×30.4039116.6=14.5 mm ，取 dmin=14.5mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 本方案如圖2

21、-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d=10mm，L=B錐+B彈=20mm。段軸安裝加壓盤，取d=15mm，L=7mm。軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取d=15mm，L=8mm。 對軸與軸上的軸承內(nèi)圈起定位作用，取d=19mm,L=8mm。軸段作為軸承座安裝滾動軸承，取d=17mm，L=9mm。軸段安裝軸承端蓋，取d=15mm，L=14mm。軸段安裝飛輪，取d=14.5mm，L=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，軸段平鍵的尺寸b*h=5*5,l=10；軸段平鍵的尺寸b*h=6*6,l=6。為保證飛輪與軸配合

22、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。 圖3-1 輸入軸4、輸出軸的設(shè)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=100×30.3474142.2=13.5 mm15mm。為了節(jié)省工藝及成本，主、從動軸設(shè)計成同種軸。調(diào)速機構(gòu)的設(shè)計與計算調(diào)速操縱機構(gòu)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(guān)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

23、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(gòu)采用兩斜齒輪分度調(diào)速。調(diào)速齒輪1的設(shè)計與計算模數(shù) mn=2mm 齒數(shù) z=53螺旋角 =12o法面壓力角 n=20o端面壓力角ttant=tanncos=tan20ocos12o=0.3721 所以 t=20.4o基圓柱螺旋角b tanb=tan×cost=tan12o×cos20.4o=0.19921 所以 b=11.27o法面齒距 Pn=mn=2×=6.28 mm端面齒距 Pt=Pncos=6.28cos12o=6.42mm法面基圓齒距 Pbn=Pn×cosn=6.28×cos20o

24、=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=zmncos=53×2cos12o=108.37 mm基圓直徑 db=dcost=108.37×cos20.4o=101.57mm齒頂高 ha=mnhan=2×1=2 mm 齒根高 h=mnhan*+cn*=2×1+0.25=2.5mm齒頂圓直徑 da=d+2ha=108.37+2×2=112.37mm齒根圓直徑 d=d-2h=108.37-2×2.5=103.37mm法面齒厚 Sn=Pn2=6.282=3.14mm端面齒厚 St=Pt2=

25、6.422=3.21mm 當(dāng)量齒數(shù) Zv=zcos3=53cos3×12o=57主動斜齒輪2的設(shè)計與計算模數(shù) mn=2mm齒數(shù) z=40分度圓直徑 d=zmt=zmncos=40×2cos12o=81.79mm基圓直徑 db=dcost=81.79cos20.4o=76.66mm齒頂圓直徑 da=d+2ha=81.79 +2×2=85.79mm齒根圓直徑 d=d-2h=81.79-2×2.5=76.79mm當(dāng)量齒數(shù) Zv=zcos3=40cos3×12o=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120

26、0，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： Q×dP=17997 其中dP=25 mm Q=1799725=719.88 N所以 Q總=1799725×8=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88×sin450=509 N 軸上的載荷計算壓軸力FpFP=KFP×F 工作拉力F=1000×PV V=n1×Z1×P60×1000 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=0.58P

27、CA=KAKZP=1.0×0.58×0.4039=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=90×38×15.87560×1000=0.904857 m/s 所以 F=1000×0.40390.904875=446.4 N 所以 FP=446.1×1.15=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

28、(A)= N.mm校核扭矩 T=9550000×Pn=9550×403.9135=28572 N·mmCA=66222+0.6×285722W=66222+0.6×2857220.1×173=34.7 Mpa-160MpaCA=34.7 Mpa-1=60 Mpa軸的鍵槽處校核WC=d332-btd-t22d=×14.5332-5×3×1222×14.5=224.8 mm3 AC=0.6×21429224.8=57.22 MpaCA60 Mpa鍵強度的校核平鍵的尺寸為 b×h&

29、#215;l=5×5×10，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 P=2T×103kld=2×214292×10×14.5p=147.8 Mpa p=120150 Mpa滿足條件花鍵校核 P=2T×103zhldm 其中： 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 mmP=2T×103zhldm= p=41.34 Mpa p=4070 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

30、要求。輸出軸的校核作用于錐輪的正壓力 Q 由前計算可知： Q×dP=17997, 其中dP=25mm Q=1799725=719.88 N 所以 Q總=1799725×8=5759 N 單個錐輪的軸向力Fa=徑向力Fr=719.88×sin450=509 NF合壓=N2+f2=65+20×9.8×232+N×0.12=558.1 N N=65+20×9.8×23=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=f×r輪= N·mmA處校核 CA=2

31、39432+0.6×15548.420.1×173=52.3 Mpa CAMpaC出校核WC=d332-btd-t22d=×14.5332-5×3×1222×14.5=224.8W(c)=224.7AC=0.6×15548.4224.8=41.5 Mpa CA=60 Mpa故校核安全鍵強度的校核平鍵的尺寸為 b×h×l=5×5×40，鍵槽軸深t=3.0,k=h-t=2.0 P=2T×103kld=2×15548.42×10×40p=26.8 Mpa p=120150 Mpa滿足條件花鍵校核 P=2T×103zhldm 其中： 為載荷分配不均系數(shù)