展開式二級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)【F=1.8 V=0.8 D=420】

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)課題： 二級斜齒圓柱減速器設(shè)計(jì) 專業(yè)班級： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 設(shè)計(jì)時(shí)間： 工程技術(shù)學(xué)院二級斜齒圓柱減速器設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書姓 名： 專 業(yè)： 班 級： 指導(dǎo)教師： 職 稱：課程設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置（展開式二級斜齒輪減速器）已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求：輸送帶的拉力 F(KN)：2.8KN；滾筒直徑 D（mm）：300mm ；帶速 V（m/s ）：0.8m/s；該裝置連續(xù)單向傳送，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35 度，輸送帶速度允許誤差±5%。兩班制，工作壽命 8 年（設(shè)每年工作 300 天） ，四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修。所需儀器設(shè)備：支持 AutoCAD2007 的計(jì)算機(jī)成果驗(yàn)收形式：課程設(shè)計(jì)答辯參考文獻(xiàn):濮良貴, 紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì). 第八版. 高等教育出版社. 2006.吳宗澤， 羅圣國. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊. 第三版. 高等教育出版社. 2006.時(shí)間安排第一階段，總體計(jì)算和傳動件的參數(shù)計(jì)算；第二階段，軸與軸系零件的設(shè)計(jì)；第三階段，軸、軸系、聯(lián)軸器、鍵的校核；第四階段，零件圖、裝配圖的繪制。指導(dǎo)教師： 教研室主任： 年 月 日工程技術(shù)學(xué)院 二級斜齒減速器 課程設(shè)計(jì)成績評定表專業(yè)： 班級： 學(xué)號： 姓名： 課題名稱 二級展開式圓柱斜齒輪減速器 設(shè)計(jì)任務(wù)與要求設(shè)計(jì)任務(wù)：1.減速器裝配圖一張；2.零件工作圖 2 張( 齒輪和軸,同組的同學(xué)不能畫相同的零件)；3.設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份4. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)結(jié)束時(shí)進(jìn)行課程設(shè)計(jì)總結(jié)和答辯。設(shè)計(jì)要求：1、綜合運(yùn)用先修課理論，培養(yǎng)分析和解決工程實(shí)際問題的能力。2、學(xué)習(xí)簡單機(jī)械傳動裝置的設(shè)計(jì)原理和過程。3、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能訓(xùn)練。 （計(jì)算、繪圖、使用技術(shù)資料） 。指導(dǎo)教師評語建議成績： 指導(dǎo)教師：課程小組評定評定成績： 課程負(fù)責(zé)人：年 月 日目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 ………………………………………………………2二、電動機(jī)的選擇 …………………….………………….….………5三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)……………………………… 7四、帶的設(shè)計(jì)計(jì)算.….…….….….….…….…….…….…….…….……9五、傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）…………………………………………11六、軸的設(shè)計(jì) …….……………………….….…….….…….….….…25七、軸承的校核計(jì)算 ………………………………………………34八、鍵的選擇校核 …………………………………….……….………36九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) …………………………….………38十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 ……………………41十一、設(shè)計(jì)總結(jié)…………………………………………………….42十二、參考資料.…………………….……………………….….….…44目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 ………………………………………………………2二、電動機(jī)的選擇 …………………….………………….….………5三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)……………………………… 7四、帶的設(shè)計(jì)計(jì)算.….…….….….….…….…….…….…….…….……9五、傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）…………………………………………11六、軸的設(shè)計(jì) …….……………………….….…….….…….….….…25七、軸承的校核計(jì)算 ………………………………………………34八、鍵的選擇校核 …………………………………….……….………36九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) …………………………….………38十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 ……………………41十一、設(shè)計(jì)總結(jié)…………………………………………………….42十二、參考資料.…………………….……………………….….….…44（ 注：內(nèi)容用四號宋體）計(jì)算機(jī)說明 結(jié)果第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1，技術(shù)參數(shù)：運(yùn)輸帶拉力 F： 1.8kN卷筒轉(zhuǎn)速 n：0.8r/s卷筒直徑 D：420 mm2，工作條件：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉(zhuǎn)，啟動載荷為名義載荷的 1.25 倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，工作年限8 年（每年 300 個(gè)工作日） 。二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)根據(jù)要求及已知條件對于傳動方案的設(shè)計(jì)可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實(shí)現(xiàn)一定的傳動比。設(shè)計(jì)方案：第二部分 電動機(jī)的選擇電動機(jī)的選擇:選擇依據(jù)：功率 P、轉(zhuǎn)速 n1、確定運(yùn)輸機(jī)功率（1）傳送帶處的功率KW24.?Fvw已知：輸送帶工作拉力：F=2.8KN工作速度：V=0.8m/s（2）確定電動機(jī)額定功率 dp電動機(jī)所需功率： ?/w?總效率： n??321由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》1—7 查得：8 級精度齒輪傳動效率 η1=0.97 V 帶傳動效率 η2=0.96 低速機(jī)聯(lián)軸器效率 η3=0.98一軸、二軸、三軸軸承（滾動軸承）效率 η4=0.99卷筒傳遞效率 η5=0.96由 13—4 得： 80.321????由 13—1 得： wkpwd.2 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 n24.?Pwkw 8.2?pdkw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 wn由 106/??DV? 已知：V——輸送帶帶速（V=0.8m/s）D——卷筒直徑（D=300mm）計(jì)算得： wn =50.96r/min 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速： 總iwd?其中：二級減速器 （8~40）1皮帶 （2~4）i2則： （16~160 ）?i總（815.36~8153.6）r/minnd根據(jù)電動機(jī)所需功率：kw、 （815.36~8153.6 ）r/min8.2?pd?d由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》表 12-1Y 系列（IP44 ）電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)，選定電動機(jī)型號為 Y100L2S-4，技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率： 滿載轉(zhuǎn)速：nm=1430 r/minkw3?P額同步轉(zhuǎn)速：n=1500 r/min第二部分 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)一、 傳動比的分配分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個(gè)大齒輪直徑接近以便潤滑。wn=50.96 r/min（16?i總~160）（81nd5.36~8153.6）r/min kw3?P額nm=1430 r/minn=1500 r/min= =?i總 減 i高 ?低 i帶 nwm其中： 減 速 器 傳 動 比減 ~ 減 速 器 內(nèi) 高 速 級 傳 動 比高i減 速 器 內(nèi) 低 速 級 傳 動 比低 ~皮帶傳動比i帶電 動 機(jī) 的 滿 載 轉(zhuǎn) 速mn工 作 機(jī) 轉(zhuǎn) 速w低高 ）（ ii3.1~2? 已知：nm=1430 r/min nω=50.96 r/min則： 06.289.5/40?iw總由設(shè)計(jì)手冊推薦：展開式二級圓柱齒輪減速器 低高 ii).1~3(?， ?。?=1.4 ， =3高 低 帶則： =3.618， =2.584 i高 i低二、 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)即計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率（1）各軸轉(zhuǎn)速：一軸： r/min67.41?nm帶二軸： r/min5.312高三軸： r/min9.023?低06.28?i總 67.41?n5329.0（2）各軸輸入功率：一軸： kw68.29101????pd二軸： kw5782三軸： kw4.63（3）各軸扭矩：=18.7npTmdd??950N?一軸： 53801?m?二軸： 72三軸： 463N?運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算數(shù)值列表如下：軸號 功率 P 扭矩 T 轉(zhuǎn)速 n電動機(jī)軸 3 18.7 1430I 軸 2.688 53850 476.67II 住 2.58 187000 131.75III 軸 2.48 464480 50.99第四部分 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算一、已知電動機(jī)的功率 P=3kw，轉(zhuǎn)速 n=1430r/min，帶傳動比 =3,每天工作 16h。i帶1、確定計(jì)算功率由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-7 查得 ，故1.?AK68.21?p54.353801?T724633.?pcakw3.1.????PKpAca2、選擇 V 帶類型根據(jù) 和 n，由圖 8-11 選用 A 型帶。ca3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 ，并驗(yàn)算帶速 vd1由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-6 和表 8-8 取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 =90mm，d1驗(yàn)算帶速 v= =6.74m/s106??nd?因?yàn)?5m/sF0)min8、計(jì)算壓軸力 p壓軸力的最小值=)(minFpNz825sin21m)(0????第五部分 傳動件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速級減速齒輪設(shè)計(jì)1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設(shè)計(jì)計(jì)算（1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（2）按齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中 式 10-21：128p)(minFpN825?23311)(2??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?初定齒數(shù)比 618.3?i高根據(jù)已知： ）（ 40~2Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 24，則大齒輪齒數(shù)為=4 22=76，初選螺旋角 ??。2?（4）確定公式中的各計(jì)算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩： 1950npT=54000N·mmT1(c)已知 ， ， =76241?Z由機(jī)械設(shè)計(jì) P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.87??2得： = + =1.651??2(d)由機(jī)械設(shè)計(jì) P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201 表 10-6 查得：材料彈性影241?Z=76??響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由機(jī)械設(shè)計(jì) P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)的極限 ，大齒輪MPaH6501lim??的接觸疲勞強(qiáng)度極限 H2li(h)由機(jī)械設(shè)計(jì) P206 式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：1091.60???Lhjn824.3(i)由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 90.1?NHK95.02?NHK(j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P205 式 10-12 得：??SKNHlim???MPaHN581li1???SH702lim2則許用應(yīng)力????MPaHH5.721????（5）計(jì)算109.??N8243=44.dt14mm smv/1.?(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=44.4mm(b)計(jì)算圓周速度smvnt /1.061???(c)計(jì)算齒寬=44.4mmdtb1??(d)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 1.8mm zmtt1cos???齒高 =4.04mmth25.10.99b(e)計(jì)算縱向重合度=1.903????tan318.0zd?(f)計(jì)算載荷系數(shù) K根據(jù) v=1.11m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.08?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時(shí)，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù)45.1?? 1.?AK=1.8mt=4.04h10.99 ?b由機(jī)械設(shè)計(jì) P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表 10-3 查得： 4?H故載荷系數(shù)2.41?? ?? FFVA KKKKK(g)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt9.5031?(h)計(jì)算模數(shù)06.2cos1zn?（3）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計(jì)算參數(shù)(a 計(jì)算載荷系數(shù) 2.66??FVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查903.1??得；螺旋角影響系數(shù) 8.??Y(c)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)26.27?cos31ZVmd9.501?06.2?n2.66?K26.27?ZV195.24V295.24??cos32ZV(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.206 YFa1?Fa2(e)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.777?Sa1YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限， ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85， ?KFN18.02?FN(h)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P205 式 10-13 得：364.29MPa???SFEN?11282.86MPaK22(i)計(jì)算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計(jì)算模數(shù) 0.01149359， ???FYSa10.01385867?Sa2????F1364.29M Pa=???F2282.86M Pa比較之后取 ??2FSaY?（2）設(shè)計(jì)計(jì)算法向模數(shù) mN6.1?對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，即 0.2?nm，已可以滿足彎曲強(qiáng)度，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mm。來9.51d計(jì)算應(yīng)有模數(shù)，于是有： 24.7。?mZn?cos1取 ，則 。251?9024）幾何尺寸計(jì)算(a)計(jì)算中心距,maZn5.18cos2)(1????將中心圓整為 119mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角8.14cos2)(ar1onZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑51.7mm??cos1mZdn186.2mm2n251?Z9021a8.14o?7.51?dmm 2.86mm51.7?bmm42Bmm51?mm(d)計(jì)算齒輪寬度51.7mm?db1?根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬5~10mm。則： mm， mm。52?B51?2、低速級減速齒輪設(shè)計(jì)1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設(shè)計(jì)計(jì)算（1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（2）按齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中 P218 式 10-21：23311)(??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?241?Z=62??=1870T200 初定齒數(shù)比 584.2?iu低根據(jù)已知： ）（ 0~Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 ，則大齒輪齒數(shù)為1=2.584 24=62，初選螺旋角 ?4?。2?（4）確定公式中的各計(jì)算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩： =187000N·mmT2(c)已知 ， ， =62241Z由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.85??2得： = + =1.631??2(d)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201 表 10-6 查得：材料彈性影響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)的極限 ，大MPaH6501lim??齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 H2li(h)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P206 式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次N·mm=1.63??1084.3??N827.數(shù) N：10814.360???Lhjn827.(i)由《機(jī)械設(shè)計(jì) 》P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 9.01?HNK93.02?NHK(j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 式 10-12 得： SKNHlim?????MPaSKHN5981lim1??H2li2則許用應(yīng)力????PaHH5.3421???（6）計(jì)算(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=68.75mm(b)計(jì)算圓周速度=???1H598MPa?2H558MPa=??H578MPa smv/47.0?68.75bmm=2.78mt6.25?hmm smvndt /47.016???(c)計(jì)算齒寬=68.75mmdtb1??(d)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) =2.78 zmtt1cos???齒高 =6.25mmth25.11?b(e)計(jì)算縱向重合度=1.903????tan318.0zd(f)計(jì)算載荷系數(shù) K根據(jù) v=0.47m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.03?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時(shí)，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù) 459.1?H 1.?AK由《機(jī)械設(shè)計(jì) P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表 10-3 查得： 4.?FH故載荷系數(shù)2.31?? ?? FFVA KKKKK11?hbK=2.31md7.1.3n(g)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt7.31?(h)計(jì)算模數(shù)14.3cos1zn?（4）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計(jì)算參數(shù)(a 計(jì)算載荷系數(shù) 2.54 ??KFVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查得；903.1??螺旋角影響系數(shù) 8.Y(c)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)26.27??cos31ZV67.8732(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.272 ?YFa1Fa2(e)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.734Sa1?YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2.54?K26.27?ZV167.87V2， ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.88， ?KFN190.2?FN(h)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 式 10-13 得：377.14MPa???SFEN?11289.29MPaK22(i)計(jì)算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計(jì)算模數(shù) 0.011102， ???FYSa10.013618?Sa2比較之后取 ??2FSaY（3）設(shè)計(jì)計(jì)算法向模數(shù) 516.?mn對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，即 ，5.2?mn已可以滿足彎曲強(qiáng)度，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mm。來7.1d????F1377.14MPa????F2289.29MPa301Z782139amm計(jì)算應(yīng)有模數(shù)，于是有： 30.16。?mdZn?cos1取 ，則 。30?7824）幾何尺寸計(jì)算(a)計(jì)算中心距,13.9cos243????Za將中心圓整為 139mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角79.13cos2)(ar1 onmZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑77.2mm??cos13Znd226.68mm24mn(d)計(jì)算齒輪寬度77.2mm?db1?根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬 5~10mm。則： mm， mm。784?B823?第六部分 軸的設(shè)計(jì)79.13???784?Bmm23mm1、高速級軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p1n1T1=2.688kw， =476.67r/minp=53854N·mmT12、求作用在齒輪 I 上的力：齒輪 I 的分度圓直徑 =51.7mmd12083N?dTFt1784.3N??cosantr550.44NFta3、初步確定軸的最小直徑按機(jī)械設(shè)計(jì) P370 式 15-2 初步估計(jì)軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 150?A20.83mm31minPd軸上開一個(gè)鍵槽，軸徑增大 6%。19.94mm???%)6(8.20min4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6206，內(nèi)徑為30mm，基本尺寸為 。mBDd16230???(4)軸上零件的周向固定帶輪采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb6??L36?(5)確定軸上圓角和倒角尺寸由機(jī)械設(shè)計(jì)表 1-27，取軸端倒角為 ?451?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結(jié)構(gòu)簡圖，如下:5、求軸上載荷已知： 083N， 784.3N，?Ft r550.44N。a設(shè)該軸齒輪軸的旋向式左旋。， ，mL821?5.142 mL5.473?由《材料力學(xué)》知識得：水平支反力：， 。NFNH41.51?NH92.15672?mM?04垂直支反力 mNMa??798.13，F(xiàn)NV240NV5.862???5.6合成彎矩： mVH???.10222mT?5384高 速 軸 受 力 分 析6、按彎扭合成應(yīng)力，由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力（P373） 。取 6.0??，計(jì)算軸的應(yīng)力:8.02MPa???WTMca)(22??前方已選定材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得??pa601??，由于 ??1???ca，故安全。二、中間軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p2n2T3=2.58kw， =131.75 r/minp2=187000 N·mT32、求作用在齒輪上的力：高速大齒輪的分度圓直徑 =186.2mm，低速小齒d2輪分度圓直徑 =77.2mmd32008.593N?TFt2756.15N??costanr530.693N?t2a4844.56NdTFt31815.68N???costanr1189.85Nt3a3、初步確定軸的最小直徑按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370 式 15-2 初步估計(jì)軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 120?A30.19mm32minPd軸上開兩個(gè)鍵槽，軸徑增大 10%。35.2 35mm???%)10(7.min ?4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6207，內(nèi)徑為35mm，基本尺寸為 。mBDd17235???(4)軸上零件的周向固定齒輪 1 采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb82??mL32?齒輪 2 采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長140(6)確定軸上圓角和倒角尺寸由機(jī)械設(shè)計(jì)表 1-27，取軸端倒角為 ?51?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結(jié)構(gòu)簡圖，如下:6、求軸上載荷已知： 2008.593N, ?Ft2756.15N, 530.693Nr ?a24844.56N, ?t31815.68N, 1189.85N Fr ?a3， ，mL5.621812 mL5.473由材料力學(xué)知識得：水平支反力： ，NNH.30941??。FNH82.3752??mMNH?.垂直支反力： ， FV7105?NV82.72??, N?64.28合成彎矩： mNMNVH????76.293102mT?1870處理，由表 15-1 查得 ??pa6??，由于 ??1???ca，故安全。三、低速級軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p3n3T3=2.48kw， =50.99r/minp3=464480N·mmT目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 ………………………………………………………2二、電動機(jī)的選擇 …………………….………………….….………5三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)……………………………… 7四、帶的設(shè)計(jì)計(jì)算.….…….….….….…….…….…….…….…….……9五、傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）…………………………………………11六、軸的設(shè)計(jì) …….……………………….….…….….…….….….…25七、軸承的校核計(jì)算 ………………………………………………34八、鍵的選擇校核 …………………………………….……….………36九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) …………………………….………38十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 ……………………41十一、設(shè)計(jì)總結(jié)…………………………………………………….42十二、參考資料.…………………….……………………….….….…44（ 注：內(nèi)容用四號宋體）計(jì)算機(jī)說明 結(jié)果第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1，技術(shù)參數(shù)：運(yùn)輸帶拉力 F： 1.8kN卷筒轉(zhuǎn)速 n：0.8r/s卷筒直徑 D：420 mm2，工作條件：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉(zhuǎn)，啟動載荷為名義載荷的 1.25 倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，工作年限8 年（每年 300 個(gè)工作日） 。二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)根據(jù)要求及已知條件對于傳動方案的設(shè)計(jì)可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實(shí)現(xiàn)一定的傳動比。設(shè)計(jì)方案：第二部分 電動機(jī)的選擇電動機(jī)的選擇:選擇依據(jù)：功率 P、轉(zhuǎn)速 n1、確定運(yùn)輸機(jī)功率（1）傳送帶處的功率KW24.?Fvw已知：輸送帶工作拉力：F=2.8KN工作速度：V=0.8m/s（2）確定電動機(jī)額定功率 dp電動機(jī)所需功率： ?/w?總效率： n??321由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》1—7 查得：8 級精度齒輪傳動效率 η1=0.97 V 帶傳動效率 η2=0.96 低速機(jī)聯(lián)軸器效率 η3=0.98一軸、二軸、三軸軸承（滾動軸承）效率 η4=0.99卷筒傳遞效率 η5=0.96由 13—4 得： 80.321????由 13—1 得： wkpwd.2 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 n24.?Pwkw 8.2?pdkw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 wn由 106/??DV? 已知：V——輸送帶帶速（V=0.8m/s）D——卷筒直徑（D=300mm）計(jì)算得： wn =50.96r/min 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速： 總iwd?其中：二級減速器 （8~40）1皮帶 （2~4）i2則： （16~160 ）?i總（815.36~8153.6）r/minnd根據(jù)電動機(jī)所需功率：kw、 （815.36~8153.6 ）r/min8.2?pd?d由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》表 12-1Y 系列（IP44 ）電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)，選定電動機(jī)型號為 Y100L2S-4，技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率： 滿載轉(zhuǎn)速：nm=1430 r/minkw3?P額同步轉(zhuǎn)速：n=1500 r/min第二部分 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)一、 傳動比的分配分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個(gè)大齒輪直徑接近以便潤滑。wn=50.96 r/min（16?i總~160）（81nd5.36~8153.6）r/min kw3?P額nm=1430 r/minn=1500 r/min= =?i總 減 i高 ?低 i帶 nwm其中： 減 速 器 傳 動 比減 ~ 減 速 器 內(nèi) 高 速 級 傳 動 比高i減 速 器 內(nèi) 低 速 級 傳 動 比低 ~皮帶傳動比i帶電 動 機(jī) 的 滿 載 轉(zhuǎn) 速mn工 作 機(jī) 轉(zhuǎn) 速w低高 ）（ ii3.1~2? 已知：nm=1430 r/min nω=50.96 r/min則： 06.289.5/40?iw總由設(shè)計(jì)手冊推薦：展開式二級圓柱齒輪減速器 低高 ii).1~3(?， ?。?=1.4 ， =3高 低 帶則： =3.618， =2.584 i高 i低二、 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)即計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率（1）各軸轉(zhuǎn)速：一軸： r/min67.41?nm帶二軸： r/min5.312高三軸： r/min9.023?低06.28?i總 67.41?n5329.0（2）各軸輸入功率：一軸： kw68.29101????pd二軸： kw5782三軸： kw4.63（3）各軸扭矩：=18.7npTmdd??950N?一軸： 53801?m?二軸： 72三軸： 463N?運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算數(shù)值列表如下：軸號 功率 P 扭矩 T 轉(zhuǎn)速 n電動機(jī)軸 3 18.7 1430I 軸 2.688 53850 476.67II 住 2.58 187000 131.75III 軸 2.48 464480 50.99第四部分 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算一、已知電動機(jī)的功率 P=3kw，轉(zhuǎn)速 n=1430r/min，帶傳動比 =3,每天工作 16h。i帶1、確定計(jì)算功率由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-7 查得 ，故1.?AK68.21?p54.353801?T724633.?pcakw3.1.????PKpAca2、選擇 V 帶類型根據(jù) 和 n，由圖 8-11 選用 A 型帶。ca3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 ，并驗(yàn)算帶速 vd1由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-6 和表 8-8 取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 =90mm，d1驗(yàn)算帶速 v= =6.74m/s106??nd?因?yàn)?5m/sF0)min8、計(jì)算壓軸力 p壓軸力的最小值=)(minFpNz825sin21m)(0????第五部分 傳動件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速級減速齒輪設(shè)計(jì)1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設(shè)計(jì)計(jì)算（1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（2）按齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中 式 10-21：128p)(minFpN825?23311)(2??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?初定齒數(shù)比 618.3?i高根據(jù)已知： ）（ 40~2Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 24，則大齒輪齒數(shù)為=4 22=76，初選螺旋角 ??。2?（4）確定公式中的各計(jì)算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩： 1950npT=54000N·mmT1(c)已知 ， ， =76241?Z由機(jī)械設(shè)計(jì) P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.87??2得： = + =1.651??2(d)由機(jī)械設(shè)計(jì) P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201 表 10-6 查得：材料彈性影241?Z=76??響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由機(jī)械設(shè)計(jì) P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)的極限 ，大齒輪MPaH6501lim??的接觸疲勞強(qiáng)度極限 H2li(h)由機(jī)械設(shè)計(jì) P206 式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：1091.60???Lhjn824.3(i)由機(jī)械設(shè)計(jì) P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 90.1?NHK95.02?NHK(j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P205 式 10-12 得：??SKNHlim???MPaHN581li1???SH702lim2則許用應(yīng)力????MPaHH5.721????（5）計(jì)算109.??N8243=44.dt14mm smv/1.?(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=44.4mm(b)計(jì)算圓周速度smvnt /1.061???(c)計(jì)算齒寬=44.4mmdtb1??(d)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 1.8mm zmtt1cos???齒高 =4.04mmth25.10.99b(e)計(jì)算縱向重合度=1.903????tan318.0zd?(f)計(jì)算載荷系數(shù) K根據(jù) v=1.11m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.08?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時(shí)，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù)45.1?? 1.?AK=1.8mt=4.04h10.99 ?b由機(jī)械設(shè)計(jì) P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表 10-3 查得： 4?H故載荷系數(shù)2.41?? ?? FFVA KKKKK(g)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt9.5031?(h)計(jì)算模數(shù)06.2cos1zn?（3）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計(jì)算參數(shù)(a 計(jì)算載荷系數(shù) 2.66??FVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查903.1??得；螺旋角影響系數(shù) 8.??Y(c)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)26.27?cos31ZVmd9.501?06.2?n2.66?K26.27?ZV195.24V295.24??cos32ZV(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.206 YFa1?Fa2(e)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.777?Sa1YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限， ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85， ?KFN18.02?FN(h)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P205 式 10-13 得：364.29MPa???SFEN?11282.86MPaK22(i)計(jì)算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計(jì)算模數(shù) 0.01149359， ???FYSa10.01385867?Sa2????F1364.29M Pa=???F2282.86M Pa比較之后取 ??2FSaY?（2）設(shè)計(jì)計(jì)算法向模數(shù) mN6.1?對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，即 0.2?nm，已可以滿足彎曲強(qiáng)度，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mm。來9.51d計(jì)算應(yīng)有模數(shù)，于是有： 24.7。?mZn?cos1取 ，則 。251?9024）幾何尺寸計(jì)算(a)計(jì)算中心距,maZn5.18cos2)(1????將中心圓整為 119mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角8.14cos2)(ar1onZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑51.7mm??cos1mZdn186.2mm2n251?Z9021a8.14o?7.51?dmm 2.86mm51.7?bmm42Bmm51?mm(d)計(jì)算齒輪寬度51.7mm?db1?根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì) p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬5~10mm。則： mm， mm。52?B51?2、低速級減速齒輪設(shè)計(jì)1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉(zhuǎn)速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設(shè)計(jì)計(jì)算（1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（2）按齒面疲勞強(qiáng)度計(jì)算：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中 P218 式 10-21：23311)(??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?241?Z=62??=1870T200 初定齒數(shù)比 584.2?iu低根據(jù)已知： ）（ 0~Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 ，則大齒輪齒數(shù)為1=2.584 24=62，初選螺旋角 ?4?。2?（4）確定公式中的各計(jì)算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩： =187000N·mmT2(c)已知 ， ， =62241Z由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.85??2得： = + =1.631??2(d)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P201 表 10-6 查得：材料彈性影響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)的極限 ，大MPaH6501lim??齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 H2li(h)由《 機(jī)械設(shè)計(jì) 》P206 式 10-13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次N·mm=1.63??1084.3??N827.數(shù) N：10814.360???Lhjn827.(i)由《機(jī)械設(shè)計(jì) 》P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 9.01?HNK93.02?NHK(j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 式 10-12 得： SKNHlim?????MPaSKHN5981lim1??H2li2則許用應(yīng)力????PaHH5.3421???（6）計(jì)算(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=68.75mm(b)計(jì)算圓周速度=???1H598MPa?2H558MPa=??H578MPa smv/47.0?68.75bmm=2.78mt6.25?hmm smvndt /47.016???(c)計(jì)算齒寬=68.75mmdtb1??(d)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) =2.78 zmtt1cos???齒高 =6.25mmth25.11?b(e)計(jì)算縱向重合度=1.903????tan318.0zd(f)計(jì)算載荷系數(shù) K根據(jù) v=0.47m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.03?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時(shí)，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù) 459.1?H 1.?AK由《機(jī)械設(shè)計(jì) P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機(jī)械設(shè)計(jì) P195 表 10-3 查得： 4.?FH故載荷系數(shù)2.31?? ?? FFVA KKKKK11?hbK=2.31md7.1.3n(g)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt7.31?(h)計(jì)算模數(shù)14.3cos1zn?（4）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計(jì)算參數(shù)(a 計(jì)算載荷系數(shù) 2.54 ??KFVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查得；903.1??螺旋角影響系數(shù) 8.Y(c)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)26.27??cos31ZV67.8732(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.272 ?YFa1Fa2(e)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.734Sa1?YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2.54?K26.27?ZV167.87V2， ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.88， ?KFN190.2?FN(h)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由機(jī)械設(shè)計(jì) P205 式 10-13 得：377.14MPa???SFEN?11289.29MPaK22(i)計(jì)算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計(jì)算模數(shù) 0.011102， ???FYSa10.013618?Sa2比較之后取 ??2FSaY（3）設(shè)計(jì)計(jì)算法向模數(shù) 516.?mn對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，即 ，5.2?mn已可以滿足彎曲強(qiáng)度，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mm。來7.1d????F1377.14MPa????F2289.29MPa301Z782139amm計(jì)算應(yīng)有模數(shù)，于是有： 30.16。?mdZn?cos1取 ，則 。30?7824）幾何尺寸計(jì)算(a)計(jì)算中心距,13.9cos243????Za將中心圓整為 139mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角79.13cos2)(ar1 onmZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑77.2mm??cos13Znd226.68mm24mn(d)計(jì)算齒輪寬度77.2mm?db1?根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬 5~10mm。則： mm， mm。784?B823?第六部分 軸的設(shè)計(jì)79.13???784?Bmm23mm1、高速級軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p1n1T1=2.688kw， =476.67r/minp=53854N·mmT12、求作用在齒輪 I 上的力：齒輪 I 的分度圓直徑 =51.7mmd12083N?dTFt1784.3N??cosantr550.44NFta3、初步確定軸的最小直徑按機(jī)械設(shè)計(jì) P370 式 15-2 初步估計(jì)軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 150?A20.83mm31minPd軸上開一個(gè)鍵槽，軸徑增大 6%。19.94mm???%)6(8.20min4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6206，內(nèi)徑為30mm，基本尺寸為 。mBDd16230???(4)軸上零件的周向固定帶輪采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb6??L36?(5)確定軸上圓角和倒角尺寸由機(jī)械設(shè)計(jì)表 1-27，取軸端倒角為 ?451?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結(jié)構(gòu)簡圖，如下:5、求軸上載荷已知： 083N， 784.3N，?Ft r550.44N。a設(shè)該軸齒輪軸的旋向式左旋。， ，mL821?5.142 mL5.473?由《材料力學(xué)》知識得：水平支反力：， 。NFNH41.51?NH92.15672?mM?04垂直支反力 mNMa??798.13，F(xiàn)NV240NV5.862???5.6合成彎矩： mVH???.10222mT?5384高 速 軸 受 力 分 析6、按彎扭合成應(yīng)力，由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力（P373） 。取 6.0??，計(jì)算軸的應(yīng)力:8.02MPa???WTMca)(22??前方已選定材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得??pa601??，由于 ??1???ca，故安全。二、中間軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p2n2T3=2.58kw， =131.75 r/minp2=187000 N·mT32、求作用在齒輪上的力：高速大齒輪的分度圓直徑 =186.2mm，低速小齒d2輪分度圓直徑 =77.2mmd32008.593N?TFt2756.15N??costanr530.693N?t2a4844.56NdTFt31815.68N???costanr1189.85Nt3a3、初步確定軸的最小直徑按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P370 式 15-2 初步估計(jì)軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 120?A30.19mm32minPd軸上開兩個(gè)鍵槽，軸徑增大 10%。35.2 35mm???%)10(7.min ?4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6207，內(nèi)徑為35mm，基本尺寸為 。mBDd17235???(4)軸上零件的周向固定齒輪 1 采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb82??mL32?齒輪 2 采用平鍵連接。由機(jī)械設(shè)計(jì)表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長140(6)確定軸上圓角和倒角尺寸由機(jī)械設(shè)計(jì)表 1-27，取軸端倒角為 ?51?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結(jié)構(gòu)簡圖，如下:6、求軸上載荷已知： 2008.593N, ?Ft2756.15N, 530.693Nr ?a24844.56N, ?t31815.68N, 1189.85N Fr ?a3， ，mL5.621812 mL5.473由材料力學(xué)知識得：水平支反力： ，NNH.30941??。FNH82.3752??mMNH?.垂直支反力： ， FV7105?NV82.72??, N?64.28合成彎矩： mNMNVH????76.293102mT?1870處理，由表 15-1 查得 ??pa6??，由于 ??1???ca，故安全。三、低速級軸的設(shè)計(jì)與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩p3n3T3=2.48kw， =50.99r/minp3=464480N·mmT