【正文】 m）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z9022447114005而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。所以A Ⅱ Ⅲ ,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可.⑵. 截面Ⅶ左側(cè)。 z＝z/cos＝70/ cos12＝由課本表105查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7） 計算大小齒輪的 z＝z/cos＝78/ cos14＝③兩級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計任務(wù)書一. 課程設(shè)計書設(shè)計課題:,載荷變化不大,空載起動,(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 二. 設(shè)計要求(A1)。 總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/＝（2）＝η2＝＝計算當(dāng)量齒數(shù)z＝z/cos＝24/ cos14＝ 初定螺旋角 ＝14⑤ z＝z/cos＝30/ cos12＝大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.① 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T13571987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=.z== 取z=30z=30= 取z=70查表151得[]=60MP〈 [] 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.⑴. 判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。并勻均布置，保證部分面處的密封性。1. 傳動軸承的設(shè)計⑴. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P= ==．m⑵. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 = 而 F= F= F F= Ftan==圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:⑶. 初步確定軸的最小直徑先按課本152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機(jī)械設(shè)計手冊》選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段右端需要制出一軸肩,故取ⅡⅢ的直徑。 按對稱布置，由表查得＝1（4） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝ 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表105得:齒形系數(shù)Y＝ Y＝ m＝=＝ 其傳動方案如下：初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。m電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550 ① 材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=iZ=24= 取Z=78. ② 齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。② 幾何尺寸計算計算中心距 a===將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.d==d==計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240H