【正文】 ???HEdt ZuuTK σφ 各軸轉(zhuǎn)矩 T1= N m? T2= N m? T3= N m? T4= N m? 7 級(jí)精度； z1＝ 20 z2＝ 96 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 7 3． 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1） （ 1） 試選 Kt＝ （ 2） 由 [1]表 10－ 7 選取尺寬系數(shù)φ d＝ 1 （ 3） 由 [1]表 10－ 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝ （ 4） 由 [1]圖 10－ 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極σHlim1＝ 600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σ Hlim2＝550MPa； （ 5） 由 [1]式 10－ 13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60179。 m） 傳動(dòng)比 1 1 1 效率 1 四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪） A 高速齒輪的計(jì)算 輸入功率 小 齒 輪 轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 1430r/min 178。 總? = Pw= KW Pd＝ KW nw= r/min 電機(jī) Y100L24 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 5 電 動(dòng) 機(jī)型號(hào) 額定功率 /KW 滿載轉(zhuǎn)速r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/Kg Y100L24, 1430 38 三 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 1． 計(jì)算總傳動(dòng)比 由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為： 總i ＝ nm/nw nw＝ nm=1430r/min i＝ 2． 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比 由于減速箱是展開式布置，所以 i1＝（ ） i2。 i2’… in’） nw 有該傳動(dòng)方案知，在該系統(tǒng)中 只有減速器中存在二級(jí)傳動(dòng)比 i1,i2，其他 傳動(dòng)比都等于 1。 5%； 6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 3 原始數(shù)據(jù) 題號(hào) 參數(shù) 1 運(yùn)輸帶工作拉力 F/KN 1500 運(yùn)輸帶工作速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm 220 注：運(yùn)輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。由 [1]表 132 知圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為 3— 5。 因?yàn)?i＝ ，取 i＝ 15，估測(cè)選取 i1= i2= 速度偏差為 %，所以可行。 m 1． 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 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，二者材料硬度差為 40HBS。 1430179。 365179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時(shí) （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 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，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。1 1065 * ?????????= （ 2） 計(jì)算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 ??π = （ 3） 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ S＝ 1 [σ H]1＝ 540MPa [σ H]2＝ d1t = v = b= m= h= b/h= KA=1 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 8 固： KHB=+(1+179。 179。c os2FSaFadYYzK σφ β? 1） 確定計(jì)算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得 彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]=（ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = （ 1） 計(jì)算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 KHB= KFB = KHα =KHα = K= d1= m= σ F1=500Mpa σ F2=380MPa KFN1= KFN2= S= [σ F1]= [σ F2] = K= Ysa1= Ysa2= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 9 2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m≥ 32 01 B 低速齒的輪計(jì)算 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 178。 179。 365179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時(shí) （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 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，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。1 1061 * ?????????= 1) 計(jì)算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 * ??π = m/s 2) 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 11 由 [1]表 10— 4查得 7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)的KHB計(jì)算公式和直齒輪的相同，固 KHB=+(1+ 179。 179。2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計(jì)算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng) 度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]= （ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = 1）計(jì)算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3）計(jì)算大、小齒輪的 ? ?FSaFaYYσ 并加以比較 ? ?111FSaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = ? = KHB= K= d1= m= 1F? = 2F? = K= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學(xué)院 07 機(jī)制 1 班 ***** 12 所以 大齒輪的數(shù)值大。結(jié)果合適 8） 由此設(shè)計(jì)有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 70 20176。 m 176。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。 m。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 L1= 82mm , 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取 12斷的長(zhǎng) 度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=80mm b 初步選擇滾動(dòng)軸承。固取 L23=40mm e 取 齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度 T=7mm 小齒輪的輪轂長(zhǎng) L=50mm 則 L34 =T+s+a+(7067)=30mm L67=L+c+a+sL56=50+15+12+86=79mm 至此已初步確定軸得長(zhǎng)度 3) 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此 處選軸的尺寸公差為 m6。對(duì)與 61809，由于它的對(duì)中性好所以它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。 7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1) 判斷危險(xiǎn)截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞 強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面 A,Ⅱ