1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書題目：學(xué)院：姓名：班級：學(xué)號：1機(jī)械設(shè)計(jì)的目的 12、課程設(shè)計(jì)任務(wù)12.1、題目12.2、工作要求12.3、運(yùn)動簡圖12.4、原始數(shù)據(jù)13、各主要部件選擇 14、電動機(jī)選擇 24.1、選擇電動機(jī)類型24.2、電動機(jī)功率的轉(zhuǎn)速 24.3、選擇電動機(jī)的功率 24.4、電動機(jī)的型號 25、計(jì)算總傳動比和分配比 46、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)46.1、各軸轉(zhuǎn)速46.2、各軸功率46.3、各軸轉(zhuǎn)矩5將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用。如下表 57、V帶傳動的設(shè)計(jì)57.1、確定計(jì)算功率57.2、確定V帶的類型57.3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1并驗(yàn)算帶速V 67.4、確定中心距 a，并選擇

2、V帶的基準(zhǔn)長度 Ld 67.5、驗(yàn)算小帶輪上的包角 77.6、確定帶的根數(shù) z 77.7、確定帶的初拉力 Fo 77.8、計(jì)算帶傳動的壓軸力 Fp 77.9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 88、齒輪的設(shè)計(jì)98.1、低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 98.2、高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 158.3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)229、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算229.1、原始參數(shù)229.2、高速軸以及傳動軸承的設(shè)計(jì) 229.3、低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 269.4、中間軸以及傳動軸承的設(shè)計(jì) 3010、軸承的選擇和校核計(jì)算 3410.1、30309型號單列圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算 3410.2、30210型號單列圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算 34

3、10.3、30314型號單列圓錐滾子軸承的壽命計(jì)算 3511、 鍵連接的選擇與校核計(jì)算 3512、聯(lián)軸器的選擇 3612.1、聯(lián)軸器類型的選擇 3612.2、聯(lián)軸器的型號選擇 3613、減速器的箱體設(shè)計(jì) 3613.2、其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3713.2.5、定位銷3813.2.6、油標(biāo)3814、設(shè)計(jì)小結(jié)391、機(jī)械設(shè)計(jì)的目的1）、了解機(jī)械設(shè)計(jì)的基本方法，熟悉并初步掌握簡單機(jī)械的設(shè)計(jì)方法，設(shè)計(jì)步驟2） 、綜合運(yùn)用已經(jīng)學(xué)過的課程的有關(guān)理論和知識進(jìn)行工程設(shè)計(jì)，培養(yǎng)設(shè)計(jì)能力，培養(yǎng)理論聯(lián) 系實(shí)際的能力，為今后進(jìn)行設(shè)計(jì)工作奠定基礎(chǔ)3）、通過課程實(shí)際培養(yǎng)獨(dú)立工作能力4）、熟悉與機(jī)械有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、資料、手冊，并

4、培養(yǎng)運(yùn)用它們解決實(shí)際問題的能力。培 養(yǎng)使用資料那個計(jì)算、繪圖和數(shù)據(jù)處理的能力。2、課程設(shè)計(jì)任務(wù)2.1、題目設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的同軸式二級圓柱齒輪減速器。2.2、工作要求工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，雙班制工作。運(yùn)輸帶容許速度誤差為5%減速器成批生產(chǎn)，使用期限10年（每年300個工作日）。2.3、運(yùn)動簡圖2.4、原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸機(jī)工作軸扭矩（N.m）1600運(yùn)輸帶速度V （m/s）0.8卷筒直徑D （mm）3503、各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機(jī)齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒 低速級做成直齒軸承軸承既受徑向力又受軸向力單列圓錐滾子軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器4、電動機(jī)選擇4.1、常用:4.2、nw選擇

5、電動機(jī)類型Y系列三相異步電動機(jī)電動機(jī)功率的轉(zhuǎn)速601000V6010000.8兀 D3.14x3504.3、選擇電動機(jī)的功率由電動機(jī)至工作機(jī)之間的總功率為：*3.68rminTn =16°0 43.68 =7.623kW9550 w 9550 0.96二軸承齒輪聯(lián)軸器 二 0.994 0.972 0.992 二 0.886旦工陛3 =8.604kW0.886因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率Pw只需要稍大于 Pd即可，按Y系列電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)表，選電動機(jī)的額定功率11kW4.4、電動機(jī)的型號按推薦的傳動比合理范圍， 取v帶傳動的傳動比2 4,二級圓柱齒輪減速器的傳 動比為i2 =1020，則

6、從電動機(jī)到卷筒軸的總傳動比合理范圍為ia =2080。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：in、1500min 和 3000min 三種。na =ia n =（2080）43.68=873.63494.4：命萬案電動機(jī)型號額定功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930根據(jù)上表可知電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選1000 rmi方 案電動機(jī)型 號額定功率Ped/kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速/r -min-1電動機(jī) 重量/Kg傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶減速器1Y160M1-211300029

7、3011733.332.08162Y160M-4111500146012331.742.0883Y160L-611100097014721.092.39.18綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，比較三個方案可知：方案1、2電動機(jī)的轉(zhuǎn)速高，重量和價(jià)格較低，但總傳動比大，傳動裝置尺寸較大。 方案3適中，比較合適。因此選定電動機(jī)型號Y160L-6。查手冊可知：機(jī)座帶底角、端蓋無凸緣（B3 B6、B7、B8、V5 V6）電動機(jī)的安裝、外形尺寸。（單位：mr）i機(jī) 座 號級 數(shù)ABCDEFGHKABACADHDL160L6254254108421101216014.53303

8、35265P 385650機(jī)座帶底腳、端蓋有凸緣（V35、V15、V36）電動機(jī)的安裝、外形尺寸'機(jī) 座 號級 數(shù)ABCDEFGHKMN160L625425410842+0.018+0.002110123716014.53303355、計(jì)算總傳動比和分配比電動機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為I軸，中間軸承為 II軸，低速軸為III軸。加V帶后二軸承齒輪聯(lián)軸器V =0.994 0.972 0.992 0.96 =0.85R衛(wèi)二需"0kW則傳動裝置總傳動比為:ia97043.68= 22.207分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比i v為2.5，則）=22.207 =8.8828 ： 9i

9、v 2.5二級減速器中兩級齒輪傳動比相等，rmin2.56、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)二軸:nz388nr= 129.33in192.33= 43.11rmin卷筒軸：5 = n 皿=心.11；川軸:n皿i23電動機(jī)軸：n0=97°rmin6.1、各軸轉(zhuǎn)速970軸:= 388nivnm6.2、各軸功率軸輸入功率：P =巳 01 =9.0 0.96 =8.64kW一一軸輸入功率：PP 12 =8.64 0.99 0.97 =8.30kWm軸輸入功率:Pm = P- 23 =8.30 0.99 0.97 = 7.97kW卷筒軸輸入功率：Rv 二 Pm 34 =7.97 0.99 0.9

10、6 =7.57kW6.3、各軸轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：T0 =9550 Ped =9550 竺 88.61N m nm970p8 64軸輸入轉(zhuǎn)矩：T =95509550212.66N m1 吋388U軸輸入轉(zhuǎn)矩： 二9550 巴二9550 83612.89N mn129.33川軸輸入轉(zhuǎn)矩：Tm -9550 p -9550 上因 -1765.56N m n 皿43.11p7 57卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：Tv 二 9550 =95501676.95 N mn43.11將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用。如下表傳動和動力參數(shù)結(jié)果電動機(jī)軸I軸n軸川軸V軸功率P/kW9.008.648.307.977.57轉(zhuǎn)矩 T/(N -

11、m)88.61212.66612.891765.561676.95轉(zhuǎn)速n/(r/mi n)970388129.3343.1143.11兩軸聯(lián)接V帶齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i2.5331效率n0.960.96060.96020.94987、V帶傳動的設(shè)計(jì)已知帶傳動的工作條件為：工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，雙班制工作。所需傳遞的額定功率 p=9.0kW，小帶輪轉(zhuǎn)速n970min，大帶輪轉(zhuǎn)速 = 388?：命，傳動比L=2.57.1、確定計(jì)算功率查課本 p56 表 8-8 得 Ka =1.2，貝u Pea =KAP =1.2 況 9.0kW =10.8kW7.2、確定V帶的類型普通V帶選型圖查上圖選用普通 B型

12、帶7.3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗(yàn)算帶速vdd1 = 140mm7.3.1確定初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪基準(zhǔn)直徑 732、驗(yàn)算帶速V如1二 140 97°ms"iimsv =60 1000 60 1000因?yàn)?m. s ： 7.11m s ： 25m s，帶輪符合推薦范圍7.3.3、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 二ivdd1 =2.5 140mm =350mm初定 dd2 =355mm7.4、確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度Ld7.4.1、0.7(dd1 dd2)- a。_2(dd1 dd2)取 a。=1.4(dd1 dd2)=1.4(140355) =693mm初

13、定中心距a0 = 695mm7.4.2、2(dd2 -ddi) Ld0 - 2a0(dd1 dd2)24a°=2 695n-(140 355)22(355 -140)4 695二 2184.17mm由課本P45表8-2選基準(zhǔn)長度Ld =2180 mm7.4.3、計(jì)算中心距及其變動范圍a ：r a°22180-2184172=692.92mm中心距的變動范圍a min 二a-0.015Ld =692.92-0.015 2180 = 660.22mma max =a 0.015Ld = 692.92 0.015 2180 = 725.62mm7.5、驗(yàn)算小帶輪上的包角： 180

14、 -(dd2 -ddJ573 =180 -(355-140)162.22a692.92162.22 _120 包角滿足條件7.6、確定帶的根數(shù)z已知 B帶,dd1 =140mm, m = 970r min ,=2.5, Ld查課本表(8-4)(8-5)(8-2)(8-6)得F0 =2.11kW,，P0 =0.31kW,KL =0.99, K 0.95aFCaKaP1.2 9.0z =P(P0P0)K - Kl (2.11 0.31) 0.95 0.99圓整得z = 5根二 2180mm7.7、確定帶的初拉力F。查表得 q = 0.170kg / mF0 =50。豊區(qū)q宀500益譽(yù)晉°

15、.17十256.43 N7.8、計(jì)算帶傳動的壓軸力Fp«1FP =2zF0sin -2=2 漢5沢256.43漢sin 162.22 =2533.49NI 2丿V帶的設(shè)計(jì)參數(shù)總匯帶 型基準(zhǔn)直徑/mm帶速V/m -1 s中心距 控制范圍/mm基準(zhǔn)長度 Ld/mm包角aV帶根數(shù)Z最小壓軸 力(Fp) min/N單根帶 初拉力F0/Ndd1dd2B1403557.11660.222180162.22 °52533.49256.43725.627.9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a、 V帶輪的材料：由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，故選HT150型。b、 V帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶由輪緣、輪輻和輪轂組成。

16、根據(jù)V帶根數(shù)z=5,小帶輪基準(zhǔn)直徑ddi =140mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑dd 355mm，故由機(jī)械設(shè)計(jì)課本 圖8-14小帶輪選擇腹板式，大帶輪選擇孔板式。c、V帶輪的輪槽V帶的輪槽與選用的 V帶的型號相相應(yīng)。見于課本P61表8-11。為了使V帶的工作面與 帶輪的輪槽工作面緊密貼合， 將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于 40°。V帶安裝到輪槽 中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圈，不應(yīng)與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見下表。槽型bdhminhfminef min0B14.03.510.819± 0.411.538°輪槽工作表面的粗糙度為Ra1.6 或Ra3.2卩m。d、V帶輪的技術(shù)要

17、求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣 泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動平衡。e、結(jié)構(gòu)圖腹板式孔板式齒輪的設(shè)計(jì)&1、低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算8.1.1、選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角（1 ）選用直齒圓柱齒輪傳動，帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）。（2） 材料選擇。由課本 p91表10-1選擇小齒輪材料為 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（3） 選小齒輪齒數(shù) Z3=2

18、4，大齒輪齒數(shù)Z4 = i齒輪Z3 = 3 24 = 72。（4）取壓力角為20°。8.1.2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本 F2o3設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-11 ）進(jìn)行計(jì)算，即d3t2KHtT3u_1：-；Jd u21）確定公式內(nèi)的各參數(shù)值試選KHt =1.6。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。6 p67 973T3 = 9.55 1 069.55 1 061 765.56 1 03N mm。n 皿43.11查課本F2o6表10-7選取齒寬系數(shù):-J d -1。 由課本F203圖10-20查得區(qū)域系數(shù)Zh =25。1 由課本F202表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa2。由課

19、本F2o2式（10-9 ）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z ；。：a3詢ccos(°)gos(24 COS20 “29.841 z3+2h；24+2"= arccos(°)=arccos(72 cos20 )= 23.894Z4+2ha72+2=<1z3(tan ： a3 -tan ： ')z4(tan.za4 -ian x')24(tan29.841° tan20J +72(tan23.894° tan20°) 了”2兀Z41.707= 0.874計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力tH 1。由課本P2n圖10-25d查得小齒輪

20、和大齒輪的接觸疲勞極限分別為二 Him3 "OOMPa、二 H lim 4 = 550MPa。由課本P209式（10-15 ）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N38=60n皿 JLh =60 43.11 1 (2 8 300 10)=1.242 10N48N31.242 10苗34.14 10i由課本P208圖10 - 23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1,由課本Khn 3 =1.10, KHn 4 =1.19(允許有一定點(diǎn)蝕)P207 式(10-14)得二 H 4K HN H lim 31.10600 R ”=MPaS1KHN4；Hlim4 1 . 19550MPa S二

21、660 MPa= 654.5MPa取二H 1和二H 2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即二H=二H 4 = 654.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑ZH ZEZ ；、22HHtT3 U 1 廠一)匚d3t冷d u32 1.6 1765.56 10 ) (3 1)2.5 189.8 0.874 1= 144.616mm654.5一3()（2 ）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v。;id3tn皿兀 >d44.616x43.11v 二60 1000 60 1000m s = 0.326m s齒寬b 。b - ：dd3t =1 144.616mm =14

22、4.616mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kh。由課本R92表10-2查得使用系數(shù)Ka=1。 根據(jù)v =0.326m/s，7級精度，由課本 R94圖10-8查得動載系數(shù) Kv =1.01。 齒輪的圓周力。Ft32T32 1765.56 103一 144.6164N =2.442 10 NKaR3b41 2.442 10144.616N/mm = 168.86N / mm 100N / mm查課本R95表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K H口 = 1 .0。由課本R96表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，得齒向載荷 分布系數(shù)Kh 一： =1.442。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)Kh 二 K

23、aKvKh：.Kh，1 1.01 1.0 1.442 =1.4563）由課表P204式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑心叫訃皿616詈"40.14亦d 140 14 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) m = mm =5.839mmZ3248.1.3、按齒面彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由課本F200式（10-7 ）試算模數(shù)，即mU"aYsa'(而1）確定公式中的各參數(shù)值試選KFt =1.3。 由課本F200式（10-5 ）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)Y = 0.25 075 二 0.25 075 二 0.689 名備1.707計(jì)算丫。g由課本P200圖10-17查得齒形系數(shù)

24、YFa3 = 265、YFa4 = 224由課本P201圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Sa3 T.58、Ysa4 =1.77。由課本P209圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為”JF lim 4 = 380MPa。由課本P20810-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.89、Kfn4 =0.93二Flim3 二 500MPa、取彎曲疲勞安全系數(shù)S =1.4，由課本式（10-14 ）得KFN 3；- Flim 3 卜f廠一SK FN4；二 F lim4SS】40.89 500MPa =317.86MPa1.40.93 380MPa 二 252.43MPa1.4YFa3Y S

25、a3=32 65 工 1 582.65 1 58 =0.0132317.86YFa4YSa4P4込匹=0.0157252.43因?yàn)榇簖X輪的YFaYa大于小齒輪，所以取6YFaYSaP2）試算模數(shù)mt2心兀丫；FaYSa、3（一二）=才2 1.3 1765.56 103 0.6892 dZ3F21 240.0157mm=4.418mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度V。d3 = g z3 = 4.418 24mm = 106.032mmm s = 0.239m snd3n皿兀 x 106.032x43.11v 二60 1000 60 1000 齒寬b 。b-：dd3

26、 =1 106.032 mm = 106.032 mm 寬咼比一。hh = (2ha c )mt =(2 1 0.25) 4.418mm = 9.9405mm106.0329.9405= 10.672）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) Kf。根據(jù)v =0.239m/s , 7級精度，由課本 R94圖10-8查得動載荷Kv =1.01。由Ft32Td32 1765.56 103106.032N =3.330 104，血3b41 3.330 10106.032N / mm =314.056N / mm a 100N / mm，查 R95 表 10-3 得齒面載荷系數(shù)Kf-. =1.0 oK由P96表10-4用插值

27、法查得 K =1.433，結(jié)合-=10.67查課本R97圖10-13，得 hKF - =1.35 o則載荷系數(shù)為Kf 二 KaKvKf：.Kf，1 1.01 1.0 1.35 = 1.36353）由課本P204式（10-13 ）,可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)k3 K； "8 31.36351.3二 4.489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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)4.489，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=4.5mm按接觸疲勞

28、強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3 =140.14mm ,算出小齒輪齒140.144.5= 31.142。取=32，則大齒輪齒數(shù) z4 = uz3 = 3 32 = 96。8.1.4、幾何尺寸計(jì)算(1 )計(jì)算分度圓直徑d3 二 z3m=32 4.5mm = 144mm d4 二 z4m =96 4.5mm = 432mm(2)計(jì)算中心距144 4322mm 二 288mm(3) 計(jì)算齒輪寬度b-：dd3=1 144mm =144mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510) mm 即b3 二 b (510)mm = 144 (510)mm 二 149154mm取

29、b3 = 150 mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即b4144mm。8.1.5、圓整中心距后的強(qiáng)度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此，可以通過變位法進(jìn)行圓整。這里采用變位法將中心距就近圓整 a' =290mm圓整時(shí)，以變位系數(shù)和不超出課本 R06中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如z3、z4、m、：、：等保持不變。(1 )計(jì)算變位系數(shù)和 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒數(shù)高降低系數(shù)。：'=arccos(acos ：)/'= arccos(288 cos20 )/290 =21.059=z3 z4 =32 96 =128 (

30、in v a'i nva) zy (in v21.059 ® - in v20 128X 丁 = X3 X4 :-2ta na2ta n20°(0.0174971 -0.0149044) 1280.4562ta n20a'a y 二 m290-2884.5= 0.444= x、-y 二 0.456 -0.444 = 0.012從課本P206圖10-21a可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有所下降。 分配變位系數(shù)x3、X。由課本P207圖10-21b可知，坐標(biāo)點(diǎn)(-Z,-Z (64,0.228)位于L12和L13之間。按這兩條線做射線，再從橫坐標(biāo)的

31、Z3、乙處作垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是X3 =0.335、X4 =0.135（2 ）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核先計(jì)算課本 F203 式（10-10 ）中的各參數(shù)：Kh =1.455、T3=1765.56 10Nmm5=1、1d3 =144mm、u=3、Zh =2.53、Ze =189.8MPa°、Z = 0.8829。將它們帶入式（10-10），得到2KhT3ZhZeZ：2 如.456 如765.56 疋103Y1如4433 1 2.53 189.8 0.88293= 642.38MPa 十H齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。 （3 ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核

32、3先計(jì)算課本 P，00式（10-6 ）中的各參數(shù)：Kf =1.3635、T3 =1765.56 10 N mm、YFa3 =2.65、YSa3 =1.58、YFa4 =2.24、YSa4 =1.77、Y；二 0.701、d =1、m=4.5、z3 =32。將它們代入式（10-6 ），得到2心丁3詐説3丫；2 1.3635 1765.56 103 2.65 1.58 0.701 dm3z2一仆 4.53 漢 322= 151.44MPa 十f3a _2KFT3YFa4 冷 4丫-2".3635 勺765.56"037.24U779701F4:-m3z21 4.53 322=

33、143.41MPa ：64齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。&2、高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算8.2.1、選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角（1 ）選用斜齒圓柱齒輪傳動，帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）。（2） 材料選擇。由課本 P91表10-1選擇小齒輪材料為 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（3）選小齒輪齒數(shù)z仁24，大齒輪齒數(shù)z2 = i齒輪z（ = 3 24 = 72。（4）取壓力角為20°。（5）初選螺旋角：=14 。8.2.2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

34、（1 ）、由機(jī)械設(shè)計(jì)課本P219設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-24 ）進(jìn)行計(jì)算，即ditzhzeZ2)1）確定公式內(nèi)的各參數(shù)值試選KHt =1.6。C PG 8 64Q小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。=9.55 1 069.55 1 0 62 1 2.66 1 03N mm。ni388 查課本P2O6表10-7選取齒寬系數(shù) Gd =1。 由課本F203圖10-20查得區(qū)域系數(shù)Zh = 2.433。1 由課本Ro?表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa2。 由課本P，02式（10-9 ）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z o:t =arctan(r arctan(迴)=20.562 cos Pcos14

35、 °：at1z-i cos ： t24 cos20.562= arccos(t_ ) =arccos() = 29.974+ 2han cosE24+2x1xcos14°Z1：at2z2 COS：t72 cos20.562= arccos(')=arccos()=24.150z2 +2h： cos072 + 2"xcos20°Z3 (ta n：at1 _ta n : J) Z4(ta ng ta n：/)1 24 tan 14-1.9052 :二24(tan29.974- tan2°.562)72(tan24.150-tan2°

36、;.562)= 1.60954 七095 (1 -1.905)何5 7680031.6095計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力>H L由課本P211圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、二h im1二600MPa、-h im2 = 550MPa o由課本P209式（10-15 ）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):9N1 =60nJLh =60 388 1(2 8 300 10)=1.117 10QK|N11.117S0“8N 23.723 10i3由課本P208圖10 - 23查取接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為二H】1二 H 21%、安全系數(shù)S=1,由課本KHN1- Hiim1 _ 0.96 600 M

37、Pa S _1K HN H lim 21.06 550MPa SK hn 1 = 0.96 ,K HN 2 = 1. 06(允許有一定點(diǎn)蝕) P207 式(10-14)得= 576MPa= 583MPa取二H l和二H 2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即"-h = ”- h 】2 = 583MPa由課本P219式（10-23 ）可得螺旋角系數(shù) Z 1。Z ： = cos ：二 cos14 =0.9852）、試算小齒輪分度圓直徑d1t詞護(hù)以3目)2.：-Jd u匸(26 212.66 103)(3 1)(2.433 189.8 0.68X1二 63.446mm583（2 ）

38、、調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）、計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v。nd1trt兀漢63.446漢388 ,/v 口m s = 1.289m s60000060F000 齒寬b。b - :：Jd d1t =1 63.446mm = 63.446mm2）、計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kh 。由課本R92表10-2查得使用系數(shù)Ka=1。根據(jù)v=1.289m/s，7級精度，由課本P94圖10-8查得動載系數(shù) 仏=1.02。 齒輪的圓周力。Ft1 二2T1d1t2 212-66 103 N =6.704 103 N63.4463KAFt1 1 6.704 103N / mm = 105.665N / mm 1

39、00N / mm b63.446查課本F95表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K = 1.2。由課本R96表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KhE =1.422。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)Kh =KaKvKh：.Kh，1 1.02 1.2 1.422 =1.7413）由課表P204式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑63.446咄1741 = 65.258mm1.6d1 cos ：65.258 cos14及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn1mm = 2.6383mmz1248.2.3、按齒面彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1 ）、由課本P219式（10-20 ）試算模數(shù)

40、，即mnt3 2心"丫丫2。尹 YFaYsa "V dZ12If1）、確定公式中的各參數(shù)值試選K Ft =1.3。由課本F200式(10-5 )計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù):b =arctan(tan : cos-：») = arctan(tan14 cos20.562 ) = 13.1401.6095av 二一號1.697cos b cos 13.140Y； = 0.25 口5= 0.250.6921.697計(jì)算YFaYsa由當(dāng)量齒數(shù)zv124cos3 :24=26.77，cos314Zv2cos37278.817，查課本cos314P2oo 圖 10-17 查得

41、齒形系數(shù) YFa! =2.62、YFa2= 2.23 。由課本P201圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) Ysal =1.62、Ysa2 =1.78。由課本P209圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為”f iim 4 = 380MPa。F lim 3 = 500 MPa、由課本P208 10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.84、Kfn2 =0.94取彎曲疲勞安全系數(shù)S =1.4，由課本式（10-14 ）得6】1二 F 2Kfn1 二Flim1 0.84 500-FN1MPa =300MPa1.4KFN2；Flim20.94 380 5FN2 Flim2MPa =255.

42、14MPaS1.4YFa1YSa16】1匹亠0.0141300YFa2YSa2:-F 22.23 1.780.0156255.14因?yàn)榇簖X輪的而大于小齒輪，所以取YFaXa _ Fa 4認(rèn)玄26；十2= 0.0156由課本F218式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y： =11 -1.905 衛(wèi) 0.778h12120°2）、試算模數(shù)mnt -32 K FtT1 丫丫 : cos2 -YFaYsadZ2-3v322 13 21266 10 O.692 0.778 cos 140.0156mm21 242=1.965mm（2 ）、調(diào)整齒輪模數(shù)1）、計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的

43、數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度V。,mntz11.965 江 24d11mm = 48.604mmcosP cos14”二 am60 1000二 48.604 388""60 1000m s = 0.987 m s齒寬b 。b = ：d di =1 48.604mm = 48.604mm 寬咼比一。hh = (2han cn.)mt =(2 1 0.25) 1.965mm = 4.42125mm48.6044.42125= 10.992）、計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)Kf。根據(jù)v =0.987m/s , 7級精度，由課本 R94圖10-8查得動載荷K 1.02。由Ft1二N =8.751 103N

44、2T；2 21266 103d1 一 48.604亦1b31 8.751 1048.604N / mm 二 180.047 N / mm 100 N / mm，查 F5表10-3得齒面載荷系數(shù)K. =1.1。K由F96表10-4用插值法查得 心遷1.419，結(jié)合-=10.99查課本R97圖10-13，得hKF T.34。則載荷系數(shù)為Kf 二 KaKvKf：.Kf，1 1.02 1.1 1.34 =1.5033）、由課本F204式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m mnt 3 Kf =1.965 3 1.503 =2.062KFt1.3對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模

45、數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取mn =2.5 ；為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按解除疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=65.258mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即:dgos :mn65.258 cos 142.5= 25.328。取乙=26，則大齒輪齒數(shù)= uz- = 3 26 = 78 。824、幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算分度圓直徑（1）計(jì)算中心距(乙 Z2)mn2 cos :(2)按要求設(shè)計(jì)的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角R +Z2）min（56+168）漢2.5 “心口arccos- -二 arccos15.092x290(3)2a計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1Z

46、Ecos :56 2.5 mm cos15.09=145.0mmd2 Z2mncos :168 2.5cos15.09=435.0mm(26 78) 2-5m133.980mm2 cos14將中心距圓整至135mm為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故應(yīng)按低速級圓柱齒輪的中心距計(jì)算，即a=290mm并調(diào)整小齒輪齒數(shù) z, =56，則 Z2 = UZ1 = 3 56 = 168 °（4）計(jì)算齒輪寬度b = ：dd1 =1 145mm =145mm取 b1 =150mm、b2 = 145mm(5)修正齒輪的圓周速度閔小兀江145漢388 c cacv J2.

47、94660 1000 60 1000參數(shù)齒輪高速級齒輪1小齒輪中間軸齒輪2大齒輪中間軸齒輪3小齒輪低速級齒輪4大齒輪材料40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS齒數(shù)561683296模數(shù)/mm2.54.5壓力角20 °傳動比3中心距/mm290290齒寬/mmQ =150b2 =145b3 =150b4 = 144直徑分度圓145435144432/mm基圓135.680407.039135.316405.947齒頂圓150440156.015442.215齒根圓138.750428.

48、750135.765421.965旋向右旋左旋左旋右旋&3、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸齒輪1和中間軸齒輪3做成實(shí)心式，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個大齒輪使 用腹板式結(jié)構(gòu)如下圖所示。9、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算9.1、原始參數(shù)Pi =8.64kWTi =212.66N - mn i=388r/mi nPn =8.30kWTn =612.89N - mn n =129.33r/mi nPm =7.97kWTm =1765.56N - mnm =43.11r/mi n9.2、高速軸以及傳動軸承的設(shè)計(jì)9.2.1、輸入軸上的功率 Pi,轉(zhuǎn)速ni,轉(zhuǎn)矩Ti。3Pi =8.64kW, Ti =212.66 x 10

49、 N- mm ni =388r/min922、作用在齒輪上的力因?yàn)橐阎咚偌壭↓X輪的分度圓直徑為d 145mm王=2 212.66 103d1145=2933.24 NFrFt= 2933.24tan 20tan 15.09= 3959.49NFa 二 Fttan 1 =2933.24N tan 15.09 =790.90N9.2.3、初步確定軸的最小直徑先按課本P366式（15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本66表15-3，取A0 =112，于是得dmin8.64112筑388=31.51mm故圓整取d汕=32mm，輸入軸的最小直徑顯然是 V帶輪處的直徑

50、 一口。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=108mm9.2.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）、為了滿足V帶的軸向定位要求，i - n軸段右端需制出一軸肩，根據(jù)軸肩高度a = （0.070.1）di-n = 2.243.2mm，取 a =3.0mm，則 dn=38mm ; V帶與軸配合的轂孔長度L1=108mm故I - n的長度取Ln = 108mm。2） 、初步選擇單列圓錐滾子軸承。因軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dn=38mm。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 276-1994）30309型，其尺寸為 45mm< 100mmK27.25mm,故d皿=町=45mm ;左端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬度為14mm軸段W -四的