【正文】 0 0 0tdnv m s???? （３）計算齒寬ｂ及模數(shù) ntm 1 63dtb d mm? ? ? 11c o s 2 .4tnt dm m mZ ??? 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 4 5 . 5/ 1 1 . 5nth m m mbh? ? ? ?? （４）計算縱向重合度 ?? ta n Z???? ? ? （５）計算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) ? 根據(jù) /v m s? ， 8 級精度，由圖１０－８查得動載荷系數(shù) ? 由表１０－４查得 ? ? 由圖１０－１３查得 ? ? 假定 mmNd FK tA /1001 ?，由表１０－３查得 ???? 故載荷系數(shù) 3A V H HK K K K K???? （６）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式１０－１０ａ得 9 311 7 0 .4ttKd d m mK?? （７）計算模數(shù) nm 11c o s 2 .7n dm m mZ ???， 取 mn=3 mn=3 按 齒 根 彎 曲 強 度 校 核 mn ?3 2121][c o s2FSaFadYYZYKT ??? ??? ? 確定計算參數(shù) K， T1， mn， d1同前 V F FK K K K K???? （２）根據(jù)縱向重合度 ?? ? ，從圖１０－２８查得螺旋角影響系數(shù) ??Y （３）計算當量齒數(shù) 11 3 2 7 .3 6co s 39。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓 d1t=。nf zmd m m??? 22 2 7 7 .9 4c o s 39。Ｚ 1＝ ,取 Z2=69。v zz ??? （４）查取齒形系數(shù) 由表１０－５查得 1 ? 2 ? （５）查取應力校正系數(shù) 由表１０－５查得 1 ? 2 ? （６）由圖１０－２０ｃ查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1 430FE MPa? ? 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2 320FE MPa? ? （７）由圖１０－１８查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1 ? 2 ? （８）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝ ， 111 0 .9 4 3 0[ ] 2 7 6 .41 .4F N F EF K M P aS?? ?? ? ? 14 按 齒 根 彎 曲 強 度 校 核 222 0 .9 3 9 0[ ] 2 0 81 .4F N F EF K M P aS?? ?? ? ? （９）設計計算 mn ? 213 212 c os []Fa S adFK T Y YYZ???? ? ??? 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法 面模數(shù)，取n=齒根彎曲強度。 5. 計算大、小齒輪的分度圓直徑 11 3 3 3 1 0 2 . 1 9c o s 39。 4. 軸的結構設計 （１）軸段 1 的設計 軸段 1 上安裝帶輪，此處設計應與 聯(lián)軸器 的設計同步進行。 （ 3）考慮到齒輪有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選用圓錐滾子軸承。 齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距，取 10mm， 測量 CAD 草圖 ， 可得軸上力作用點的間距： l1=71， l2=187， l3=67 選軸的材料為 ４５鋼，調(diào)質處理 ?mind ?1 25d mm 1=42mmL 鍵 8 6 50 ?2 26d mm 軸承為 7307AC ??3635d d mm ?6 45L mm l1=71 l2=187 l3=67 16 5. 軸的 校核 圓周力 ??11 12 2398t TFNd，方向與力的的作用點圓周速度方向相反 徑向力 ????11 tan 898cos nrtF F N，方向由力的作用點指向輪 1 的轉動中心 軸向力 ???11 ta n 58 6atF F N 方向可以有左手法則確定 外伸軸聯(lián)軸器收到的力等于大帶輪壓軸力， ?p=1807NFF 求垂直面的支反力： 2112 651rV lFFNll??? 21 247V r VF F F N? ? ? 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： 22 462 13 .av vM F l N m m?? 求水平面的支承力： 由 1 1 2 2()HtF l l Fl??得 2112 1738HtlF F Nll??? 21 660H t HF F F N? ? ? 求并繪制水平面彎矩圖： 11 123 409 .aH HM F l N mm?? 求 F 在支點產(chǎn)生的反力： 3112 469FlFFNll??? 21 2276FFF F F N? ? ? 求并繪制 F 力產(chǎn)生的彎矩圖： 23 121 045 .FM Fl N m m?? 39。 39。 采用 A型普通鍵 : 鍵校核： 114 4 8 6 4 0 1 . 7 502 5 6 ( 5 0 4 )p T M p ad h l? ?? ? ?? ? ? 查表得 5 0 ~ 6 0p Mpa?????? . ? ?pp ?? ? 故強度足夠 。 4. 軸的結構設計 1d 段要裝配軸承，所以查手冊取 1 40d? ，查手冊選用 7308AC 軸承，L1=B+ 3? + 2? + 2~3??????==50。 5d 段要裝配軸承，所以查手冊取 5 40d? ，選用 7308AC 軸承，L5=B+ 3? + 2? +3+ 2~3??????=45。 331634216 4 9 . 60 . 1 0 . 1 6 0ebMd m m??? ? ?? 由于 2 47d mm d??， 4 55fd mm d??，軸的強度富裕量很大，忽略軸向力計算不會影響軸的安全， 所以該軸是安全的。 4. 聯(lián)軸器選型 ： 根據(jù)扭矩及軸徑， 查手冊，根據(jù)聯(lián)軸器型號 LT GB/T 432320xx。 ④設計軸段 4d ，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取 4 80d ? ⑤設計另一端 軸頸 7d ，取 7370d d mm?? ，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 由于 F=0，聯(lián)軸器無徑向力產(chǎn)生彎矩。 22 3 4 8 7 8 3 .a m a v a HM M M N m m? ? ? 求危險截面當量彎矩。 軸承壽命可由式610 ()60 th PCfLhn Pf ?? 進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 rPF? ，查課本取 1, ,tpff??取 ?? 按最不利考慮 ,則有： 221 1 1 4589r v HF F F N? ? ? 6 80d mm d?? 26 222 2 2 2153r v HF F F N? ? ? 軸承最大當量動載荷 1 5179raP F F N? ? ? 查軸承 7314AC， C=100000 則 6 610 ( ) 2 .6 1 060 th PCfL h hn f P ?? ? ? 因此所該軸承符合要求。 3．潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，齒輪選擇 N220 潤滑油 潤滑 十 三 、箱體結構尺寸 目的 分析過 程 結論 高速級中心距 a1 175mm 低速級中心距 a2 192mm 下箱座壁厚 δ ≥ +3 8mm 上箱座壁厚 δ 1≥ +3 8mm 機座凸緣壁厚 b= 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1= 1 12mm 機座底凸緣壁厚 b2= 20mm 箱座上的肋厚 M 7mm 地腳螺栓直徑 ddb M16 底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1 25mm L2 16mm 地腳螺栓數(shù)目 N 6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 M12 軸承旁連接螺栓通孔直徑 d1’ 13mm 剖分面凸緣尺寸 C1 16mm C2 14mm 上下箱連接螺栓直徑 D2 M10 上下箱連接螺栓通孔直徑 D2’ 11mm 軸承蓋螺釘直徑 D3 M8 檢查孔蓋連接螺栓直徑 D4 M6 圓錐定位銷直徑 D5 8mm 減速器中心高 H 185mm 軸承端蓋外徑 D2 110mm， 120mm， 180mm 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 △ 1 22mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 △ 2 10mm 28 十 四 、主要附件及作用形式 計算項目 計算及說明 計算結果 1 通氣器 齒輪箱高速運 轉時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出。 選用油標尺尺寸 M16 4 油塞 為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。 為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤 十 五 、設計心得總結 這次關于帶式運輸機上的展開式兩級減速器 的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質