【文章內(nèi)容簡介】 =(2ha*+c*)齒頂圓直徑da=(z+2ha*)m66244齒根圓直徑df=(z2ha*2c*)m57235基圓直徑db=d cos α齒距p=πm齒厚s=p/2齒槽寬e=p/2中心距a=(d1+d2)/2151傳動比i=z2 / z1注：對正常齒ha*=；c*=；壓力角α=20176。.6)齒輪的結(jié)構(gòu)設計因為小齒輪的齒頂圓直徑da1=62 mm 160mm，因此暫定采用實心式結(jié)構(gòu)。因為大齒輪的齒頂圓直徑da2=244mm 500mm，為減輕重量，節(jié)約材料和便于搬運和裝拆，采用腹板式結(jié)構(gòu)。HBS1=240HBS2=200[σh1]=548 MPa[σF1]=188MPa[σh2]=520 MPa[σF2]= 180 MPaK=ψd=Z1=31Z2=120m=2a2=151mmb2=62mmb1=68mmσF1 [σF1]σF2 [σF2]齒根彎曲疲勞強度足夠齒輪精度為等級9四、校檢實際轉(zhuǎn)速各級傳動零件的參數(shù)確定后，應計算執(zhí)行裝置的實際轉(zhuǎn)速，并驗算實際轉(zhuǎn)速與設計要求的轉(zhuǎn)速偏差是構(gòu)在許用范圍。本例帶式輸送機起傳動滾筒軸的實際轉(zhuǎn)速為nw’=nd/i帶 x i齒= 960/() = 實際轉(zhuǎn)速與設計要求的轉(zhuǎn)速偏差△n%=|nwnw’|/nwx100% = ||/%= % 5%因此該傳動裝置可用。五、軸的計算主動軸的計算和設計計算及說明結(jié)果1）選擇軸的材料從經(jīng)濟性以及對之前的小齒輪所選的材料考慮，參考《機械設計課程設計手冊》第二章材料的參數(shù)，選擇45號剛為高速軸材料，調(diào)質(zhì)處理，HBS=220，查《機械設計基礎》表131得到許用彎曲應力[σ1]=60MPa并由之前的計算結(jié)果有：P1‘= 。 n1=。 T1’=81210Nmm。2）按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑查《機械設計基礎》表132軸常用材料的許用切應力[τ]T及A值，對軸上彎矩較小，的載荷較平穩(wěn)，無軸向載荷，軸只做單向運轉(zhuǎn)，A取較小值，反之A取大值。對于45鋼有A∝ [103,126].按公式軸端直徑查標準取標準得：d1=25mm 3）軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸系結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，考慮到圓柱齒輪傳動，選用深溝球軸承，采用凸緣式軸承蓋，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結(jié)構(gòu)實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定?？紤]到小齒輪分度圓直徑與軸的直徑差距不大的情況，采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)方案。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。軸的結(jié)構(gòu)草圖設計圖如下圖所示，軸的結(jié)構(gòu)設計主要有三項內(nèi)容：①各軸段徑向尺寸的確定；②各軸段軸向長度的確定；③其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。①各軸段徑向尺寸的確定如草圖所示，從軸段=25㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。起定位固定作用，考慮V帶大輪的內(nèi)孔倒角，定位軸肩高度取h=，故= +2h=30 mm,取=30mm ，該尺寸應滿足密封件的直徑系列要求。與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合軸的標準直徑系列并符合軸承內(nèi)徑系列，取=35 mm，初選定軸承代號為6007。起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準直徑系列和安裝尺寸，取=42 mm。d即為小齒輪部分，將作為分度圓的直徑，即=62 mm。根據(jù)對稱性d6=d4=42mm。 d7=d3=35mm②軸向尺寸的確定從L1段開始，L1段與V帶的大輪配合，由之前的計算的大帶輪的輪緣寬為B=65177。3mm，取L1=65mm。L2段，該段上要安裝密封部件，方便在不拆下帶輪的情況下打開箱蓋，估算可得， L2=35mmL3安裝軸承段，L3=30mmL4定位軸肩的長度為： L4=8mmL5因采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，L5即為小齒輪的齒寬L5=b1=68mm根據(jù)對稱性，有L6= L4=8mm；L7= L3=30mm兩軸承中心距L=2(L3+L4)+ L5 –17（軸承厚度）=135mm③其他尺寸大帶輪與軸的周向固定采用A型普通平鍵，查《機械設計課程設計手冊》第53頁關(guān)于鍵連接，由d1=25mm，L1=65mm選GB/T 1096鍵A 8 x 7 x 504)按彎曲和扭轉(zhuǎn)復合強度對軸進行強度計算①齒輪的受力計算由T1‘=m=81210Nmm圓周力Ft=2 T1‘/d1=2x81210/62=徑向力Fr=Ft tanα = x tan20176。=因為選用的是直齒齒輪，因此不存在軸向力。 根據(jù)之前的計算該軸還將受到V帶大輪所帶來的壓力Fq= Q=。根據(jù)之前的計算，得到大帶輪和相近軸承的中心距為L’=L1/2+L2+B(軸承寬)/2=65 / 2+ 35+ 14 / 2 = ②求水平面支反力和彎矩支反力：FB1=[FQ(L’+L)+ FrL/2] / L=[(+135)+ x 135/ 2] / 135=FA1=Fq+Fr FB1 =+=Mc1= FA1L/2=mmMB1= Fq L’=*= Nmm③求豎直面支反力和彎矩支反力：FA2=FB2=Ft/ 2= / 2=彎矩：Mc2= FA2L/2=mm④合成彎矩：MB合= MB1= Nmm⑤由之前的計算得到該軸的扭矩為T1‘=81210Nmm⑥計算當量彎矩由于扭矩不變，應力校正系數(shù)α≈，根據(jù)當量彎矩公式⑦校檢軸的強度由當量彎矩圖知道，B軸承處的直徑較小，彎矩最大，該剖面存在危險，應該進行校核驗算，根據(jù)軸的材料可得許用彎曲應力[σ1]=60MPa，代入公式：因為實際的d3=35mm,因此該軸滿足強度要求[σ1]=60MPad1=25mmd2=30mmd3=35mm初選軸承6007d4=42mmd5=62mmd6 =42mmd7= 35mmL1=65mmL2=35mmL3=30mmL4=8mmL5=62mmL6= 8mmL7=30mmL=135mmGB/T 1096鍵A 8x7x50Ft=Fr =FB1=FA1==Mc1=mmMB1= NmmFA2=FB2=Mc2=mmMB合= NmMc合= mmα≈Meb=1