【正文】 齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信， 通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 （ 7）定位銷 在箱體連接凸緣 上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。 在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。 為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。 鍵的標記為：鍵10179。 2）對連接聯(lián)軸器與軸 3 的鍵的計算 （ 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 類似以上鍵的選擇，也可用 A型普通平鍵連接。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由 [1]表 62 查得許用擠壓應力M Pap 1 2 0~1 0 0][ ?? ，取平均值， MPap 110][ ?? 。 2）計算當量動載荷 P，根據(jù) [1]式（ 138a） )( arP YFXFfP ?? 按照 [1]表 135， X=1， Y=0,按照 [1]表 136， ~?Pf ， 取 ?Pf 。當量摩擦系數(shù)最少。 m。 m 1460r/min 65mm 20176。當量摩擦系數(shù)最 少。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。截面 V? 和 V 顯然更不必校核。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。滾動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。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=107mm , 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 度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=100mm b 初步選擇滾動軸承。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。結(jié)果合適 8） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 3 99 20176。2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力 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） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 108 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 11 由 [1]表 10— 4查得 7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固 KHB=+(1+ 179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 1179。201 310* ??? e= 對結(jié)果進行處理取 m= Z1=d1/m=≈ 26 大齒輪齒數(shù) ， Z2=u* Z1=*26=91 5． 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=26*=65 d2=z1m=91* = a=(d1+d2)/2=(+65)/2=， a 圓整后取 146mm 2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 mz1? =65mm， d2 mz2? = 3） 計算齒輪寬度 b=φ dd1， b=65mm B1=70mm， B2=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 4） 驗算 Ft=2T1/d1=2**10e3/42= *1 ????bFtk m/s 結(jié)果合適 5） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒數(shù) 小齒輪 65 70 26 大齒輪 65 91 6） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。 179。 550MPa＝ 2） 計算 （ 1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t≥ ? ?3 21 1 1460179。 因為 i＝ ，取 i＝ 8，估測選取 i1= i2= 速度偏差為 %，所以可行。 3 原始數(shù)據(jù) 題號 參數(shù) 1 運輸帶工作拉力 F/KN 運輸帶工作速度 v/(m/s) 卷筒直 徑 D/mm 160 注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。 二 動力機選擇 因為動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V； 所以選用常用的封閉式系列的 —— 交流電動機。 3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計算 電動機轉(zhuǎn)軸速度 n0=1430r/min 高速 I n1=0inm =1460r/min 中間軸 II n2=11in =低速軸 III n3= 22in=。 1179。* ?????????HEdt ZuuTK σφ = 3 23 179。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。（ 2179。 600MPa＝ 540MPa [σ H]2＝ 179。φ d 2 ) φ d 2 + 179。 179。 104 大齒輪 3 228 20176。于是有 mmnPAd *112* 33330m in ??? 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d12為了使所選的軸的直徑 d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號 。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考 [1]表 152，取軸端倒角為 2*45176。 M 22 ??? VH MMM 總 22 ?? N178。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 IV 左右兩側(cè)即可。 m 417r/min 228mm 20176。在高 速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量 =8`16`，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 在本次設(shè)計中盡可能統(tǒng)一型號 ,所以選擇 6007 號軸承 ??S ??S caS = tF = Fr= mind = 6005 號軸承 . 18 A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 由低速軸的設(shè)計知 ，軸的總長度為 L=7+79+6+67+30=189mm 由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm 所以左端 L12=12mm 直徑為 D12=25mm 左端軸承采用軸肩定位由 [2]查得 6005 號軸承的軸肩高度為 所以 D23=30mm , 同理右端軸承的直徑為 D12=25mm，定位軸肩為 在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為 a=12mm，因為大齒輪的寬度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為 L=39+12+8+12=72mm 8mm 為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度 又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多 5mm,所以取L=72+= 同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為 12mm由于第三軸的設(shè)計時距離也為 12mm 所以在該去取距離為 11mm 取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為 3mm 至此二軸的外形尺寸全部確定。 L=189mm D12=25mm L12=12mm D23=30mm 19 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**212 32??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=25mm .固取 d12=25mm 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈 =8`16`〉，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 ,又根據(jù)d23=28mm,所以選 6006 號軸承。則 NNP ????? ）（ 3）驗算軸承的壽命 NCr 4650? NC r 43200 ? 0?raFF NP 1920? 21 按要求軸承的最短壽命為 hhL h 3840083008239。鍵的工作長度 l=Lb=63mm16mm=47mm。 根據(jù) d=35mm 從 [1]表 61中查得 鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm，高度 h=8mm。 8179。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。