【文章內容簡介】 i n STF l i mFP ????? ?? 其中： YST應力修正系數(shù)，采用國家標準約定的 Flim? 值計算 YST=2； YN彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取 YN=1； SFmin彎曲強度的最小安全系數(shù)，重要傳動取 SFmin=，一般傳動取 SFmin=，本 設計取 SFmin=； 選取載荷系數(shù) K 由表 114/P237 確定齒輪加工等級為 7 級； 由 P232 得，通常近似取 K=,原動機為電動機，工作載荷平穩(wěn)，齒輪支撐對稱布置時取較小值，本設計取 K=。 a .初步選定齒輪參數(shù)（斜齒輪） 由于 i1= i）（ ~ ， i=。 則 i1=， i2=。 小齒輪名義轉矩 mN130 120TT 2422411 ????? ?? 其中 T變速器最大輸入扭矩； 1? 彈性聯(lián)軸器效率概略值，取 ； 2? 彈性聯(lián)軸器效率概略值，取 。 初步選定齒輪參數(shù) Z1=29， Z2=i1Z1=,取 Z2=70， Zv1=Z1/(cosβ )3=29/(cos15.)3=32 確定齒形復合系數(shù) YFS=（由圖 1118 差得）。 將 以上參數(shù)代入，得 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 11 3 23 FP21d FS1 ??? ???? ?? KTnmm 為湊中心距，取標準模數(shù) mn=3mm。 則中心距 15c os2 70293c os2 )(ma 21 ????? ??ZZnmm 為便于箱體孔加工和校驗，取 a=155mm，則 )7029(32Zmc os 21n ?? ????? a Z ）（? 69316 ???? ?? =. 計算幾何尺寸 292c os Z 11 ???? ?nmd mm1 2 4 69 5 8 0 6 702c o sZ 22 ???? ?nmd 齒寬系數(shù)，取大值時可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括箱體在內的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布的不均與性，齒輪為硬齒面，取Ψ d=。 b2=Ψ dd1= =,取 b2=32mm； b1=b2+(5~10)mm=37~42mm，取 b1=40mm。 校核齒面接觸強度 M P 29 1uTKZ1092211EH ????????? ???）（）（? 采用鑄鋼（ P235/表 113），彈性系數(shù) ZE=。 齒面許用接觸應力 M P a10 7111 00ZZS WNH m inH limHP ????? ?? 其中： HminS — 接觸強度 的最小安全系數(shù)，一般傳動取 HminS =~ HminS =~.本設計取 HminS =。 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 12 NZ — 接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取 NZ =1。 WZ — 工作硬化系數(shù)，它是用以考慮經磨齒的硬齒面小齒輪與調質鋼大齒輪相嚙合時，對大齒輪齒面產生冷作硬化的作用，當兩輪均為硬齒面時， WZ =1。 H? HP? 故齒面接觸疲勞強度足夠，設計正確。 （直齒輪） 小齒輪名義轉矩 m???? N13 3 0TT 12 ? (? 為齒輪傳動效率概略值 ) 初定小齒輪齒數(shù) Z3=37 Z4＝ Z3 i2＝ ，取 Z4=63 確定復合齒形系數(shù)（查圖 1118/P233)YFS= 同 Ψ d=，載荷系數(shù) K=1。 將上述參數(shù)代入 3 23 232 ??? ???? FPd FSZ YKT ??mm 為湊中心距，取 m=3mm。 中心距 15 02 )(a 432 ??? ZZm 111d 33 ?? mZ 189d 44 ?? mZ 1 ???? db d? mm 取 b4=56mm mmmmbb 64)10~5(43 ??? 校核齒面接觸強度 M P aubduKTE 376311156)13763()1(Z1122232H ?????????? 則 H? HP? =1071MPa 故，滿足設計要求。 確定傳動箱中心距 a=a1+a2=155+150=305mm 齒輪參數(shù)表 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 13 1）斜齒輪 端面模數(shù) mt 螺旋角β 619316 ??? 分度圓直徑 d1= d2= 齒頂高 ha=3mm 齒根高 hf= 全齒高 h= 頂隙 c= 齒頂圓直徑 da1= da2= 齒根圓直徑 df1= df2= 法向齒距 Pn= 端面齒距 Pt= 標準中心距 a=155mm 基圓 db1= db2= 法面模數(shù) mn=3mm 2）直齒輪 模數(shù) m=3 壓力角 ?20 分度圓直徑 d3=111mm d4=189mm 齒頂高 ha=3mm 全齒高 h= 頂隙 c= 齒頂圓直徑 da3=117mm da4=195mm 齒根圓直徑 df3= df4= 基圓直徑 db3= db4= 齒距 p= 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 14 軸的設計計算及校核 1）各軸轉速： min/1440n1 r? m i n/r3 4 5 4 4 0in 112 ????? n m i n/ rinn ????? 2）確定軸的最小軸徑 由公式 3min 0d A P n??知：各軸傳遞相同功率，而第一軸轉速最低，所以第一軸的最小軸徑最大。選取軸的材料為 45 號鋼，取 0 110A? ，則按式 3min 0d A P n??初步估算第一軸的最小直徑為： mmPd 33m in1 ??? 所以第二軸與第三軸的最小軸徑比 ?？紤]到第三軸輸出端與連接轉速轉矩傳感器輸入端的聯(lián)接軸 聯(lián)接，而傳感器輸入軸軸徑為 26mm，聯(lián)接軸聯(lián)接處軸徑設計為35，所以定第三軸最小軸徑為 35mm，第三軸軸承內徑為 45mm。 第二軸軸承內徑定為 40mm，那么其最小軸徑就是 40mm。 考慮到第一軸齒輪較大及電動機輸出軸軸徑為 32mm，因此第一軸軸承內徑選 45mm 的軸承，配合齒輪處軸徑取 48mm，最小軸徑為 35mm。 3）軸的結構設計 ①擬定軸上零件的裝配方案 以第一軸為例，在軸中間位置安裝齒輪，一端制成軸肩，另一端以軸套加以固定，軸承與齒輪最近面相隔大約相距 25mm，初選深溝球軸承 6208，滾動軸承一邊用軸肩 加以軸向定位，一邊以軸套固定，外邊均有軸承蓋加以緊固。 第一軸具體尺寸見圖紙 1軸 變速箱。 圖 3－ 1 軸承安裝圖 4）選擇軸的材料 該軸無特殊要求，因而選用調質處理的 45 號碳鋼，查得： 650B MPa?? ， 300 MPa???? ， 155MPa???? 。 軸承中心處 軸及齒輪中心處 軸承中心處 122BBd??承 軸 肩 =40++25= 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 15 5）求軸上的載荷 按照所確定的軸的基本尺寸，求出齒輪所在剖面處的 HM ， VM ， M ，及 caM 的值。 F? ＝ 2T/d＝ 2 103247。 320＝ N Fr＝ Ft tg? ＝ 20tg ＝ N 齒輪所受力如下圖： ∴ 12 1 2 0 2 .32V V rR R F N? ? ? ∴ 12 1 5562HHR R F N?? ? ? ∴ 1 R N m? ? ? ???? ? 1 556 R N m? ? ? ???? ? ∴ 2 2 2 21 5 .4 7 6 4 5 .5 3 4 4 8 .0 9 2VHM M M N m? ? ? ? ? 1 7 7 .9T N m? ∴ 2 2 2 24 8 .0 9 2 0 .5 9 1 7 7 .9 1 4 4 .8 6 3caM M T N m? ? ? ? ? ? ? 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 31 4 4 . 8 6 3 2 2 . 60 . 1 4 0caca M M P aW ? ? ? ? ?? ? ? ?? 1VR rF 3VR 圖 3－ 2 垂直面受力圖 圖 3－ 3 水平面受力圖 1HR tF 2HR 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 16 按表 153，對于 600B MPa?? 的碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時，許用應力55 22 .6caM Pa M Pa?? ? ? ? ? ?，故安全 所以設計合理 軸上彎矩圖，轉矩圖及受載簡圖如下所示： 圖 3－ 4 受載簡圖 彎矩圖： 圖 3－ 5 水平面彎矩圖 圖 3－ 6 垂直面彎矩圖 圖 3－ 7 合成彎矩彎矩圖 1VR 1VR 1HR rF Ft 2HR 2VR 武漢理工大學畢業(yè) 設計 （ 論文 ） 17 圖 3－ 8 轉矩圖 鍵的設計計算及校核 以第一軸聯(lián)接齒輪處鍵的設計為例計算及校核 1）類型選擇： 由于軸傳遞的扭矩為 120Nm，連接與軸上的零件基本上沒有滑動，對中性要求不算太高，鍵亦無需軸向固定，故選用圓頭普通平鍵（ A型）。 2）尺寸選擇 由《機械零件設計手冊》以及軸徑 74mm，故選 20b mm? ， 12h mm? ， 70L mm? 3）平鍵的強度計算 由式： 1 []2021 pT kld N m??