【正文】 =（601000）=3）計算齒寬b。b=φdd1=1=4） 計算齒寬與齒高之比b/h。模數：m=d1/Z1=齒高：h===b/h=5） 計算載荷系數。根據v=，7級精度，由課本圖108查得動載荷系數Kv=；直齒輪，KHa=KFa=1：由課本表102查得KA=1由課本表104用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=由b/h=，KHβ==：故載荷系數K=KAKVKHaKFβ=11=6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由課本式（1010a）d1= d1t(K/Kt) 1/3= () 1/3=7)計算模數m：m=dd1/z1=由課本式（105）得彎曲強度的設計公式 m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)] 1/3（1） 確定公式內的各計算數值1）由課本圖1020查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa2）由課本圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1= KFN2=3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=，由課本式（1012）得[σF]1= KFN1σFE1/S=500/=[σF]2= KFN2σFE2/S=380/=4)計算載荷系數K K=KAKVKFaKFβ=11=5)取齒形系數。由課本表105查得 YFa1= YFa2= 6） 查取應力校正系數由課本表105查得 YSa1= YSa2=7） 計算大、小齒輪的YFa YSa/[σF]YFa1 YSa1/[σF]1=YFa2 YSa2/[σF]2=大齒輪的數值大。8)設計計算 m≥[2105 /(1242)] 1/3 =對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，=，按接觸強度的的分度圓直徑d1=，算出小齒輪的齒數z1=d1/m=大齒輪的齒數z2=30=116這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。（1）計算分度圓直徑 d1= z1m=30=75mm d2= z1m=116=290mm（2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）計算齒輪寬度 b=φd d1=175=75mm取B2=75mm ，B1=80mm六、軸的設計計算輸出軸的設計計算兩軸輸出軸上的功率P、轉數n和轉矩TPII輸==n2=n1/i=T2=397656NmmPI輸== kwn1= r/minT1=100871 Nmm求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d2=355mmFt2=2T2/d2=2397656/355=2011NFr2= Ft2tan20176。=2011=825N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d1=84mmFt1=2T1/d1=2100871/84=2401NFr1=Ft1tan20176。=2401=729N初步確定軸的最小直徑 先按課本式（152）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調制處理。根據課本表153，取A0=112，于是得dmin2= A0（PII輸/ n2）1/3=112（）1/3=dmin1= A0（P1輸/ n1）1/3=112（）1/3=聯軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯軸器的孔相適應，故選聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KAT2,查課本表141，考慮到轉矩變化很小，故取KA=，則Tca= KAT2=397656= Nmm按照計算轉矩Tca應小于聯軸器工程轉矩條件，查《機械設計手冊》，選用HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為630000 Nmm。聯軸器的孔徑d1=38mm，半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=58mm。軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝球軸承213，其尺寸dDT=65mm120mm23mm。軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表61查得平鍵截面bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm8mm50mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6.確定軸上圓角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為245176。求軸上的載荷1軸2軸按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據課本式（155）及上圖的數據，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=，軸的計算應力σca1=[M12+（αT1）2] 1/2/W=[+（100871）2] 1/2/（1843） =σca2=[M12+（αT2）2] 1/2/W=[+（397656）2] 1/2/ = MPa前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表151查得[σ1]=60MPa。因此σca1＜σca2＜[σ1]，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命1636010=576000小時計算輸入軸承（1）已知nI= (2)計算當量載荷PP2根據課本P263表（119）取f P=根據課本P262（116）式得PI=fPxFr1=(11039)=PII=fPxFr2=(1)= N (3)軸承壽命計算∵深溝球軸承ε=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=106[106] 3/[60320() 3]=1014h57600hLh2=106C3/(60nP23)=106[106] 3/[60() 3]=1015h57600h∴預期壽命足夠八、鍵聯接的選擇及校核計算由課本式（61）σp=2T103/（kld）確定上式中各系數TI=mTII=m k1==12mm=6mmk2==8mm=4mm l1=L1b1=63mm12mm=51mml2=L2b2=50mm12mm=38mmd1=70mmd2=38mmσp1=2TI103/（k1l1d1）=2103/（65170）=σp2=2TII103/（k2l2d2）=2103/（43838）= MPa由課本表62[σp]=100120所以σp1≤[σp] σp2≤[σp] 滿足要求九、箱體設計名稱符號尺寸（mm）機座壁厚δ9機蓋壁厚δ19機座凸緣厚度b13機蓋凸緣厚度b113機座底凸緣厚度b222地腳螺釘直徑df22地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑d116機蓋與機座聯接螺栓直徑d212聯軸器螺栓d2的間距 l 150軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126, 22, 16df， d2至凸緣邊緣距離C225, 15軸承旁凸臺半徑R124凸臺高度h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60大齒輪頂圓與內機壁距離△110齒輪端面與內機壁距離△2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m7， 7軸承端蓋外徑D2160， 160軸承端蓋凸緣厚度t 8軸承旁聯接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2 η總=P工作=n滾筒=電動機型號Y132M26i總=據手冊得i齒輪=i帶=nI =960r/minnII=nIII=PI=PII=PIII=TI=mTII=m TIII=mV=dd2=340mm取標準值dd2=355mmLd=1600mm取a0=500Z=7F0=147N（Fp）min =1968Ni齒=Z1=24Z2=77T1=137041NmmαHlimZ1=600MpaαHlimZ2=550MpaNL1=108NL2=108KHN1=KHN2=[σH]1=576Mpa[σH]2=539Mpad1=m=YFa1=YSa1=YFa2=YSa2=m≥d1=75mmd2=290mma=183mmB2=75mmB1=80mmFt2=2011NFr2=826NFt1=2401NFr1=729Ndmin2=dmin1=深溝球軸承213，其尺寸dDT=65mm120mm23mmσca1=σca2=軸承預計壽命576000hf P=PI=PII= NLh1=1014hLh2=1015hk1=6mmk2=4mml1= 51mml2=38mmd1=70mmd2=38mmσp1=σp2= MPa[σp]=100120指導教師評語：課程設計報告成績： ，占總成績比例： 課程設計其它環(huán)節(jié)成績：環(huán)節(jié)名稱： ，成績： ，占總成績比例： 環(huán)節(jié)名稱： ，成績： ，占總成績比例： 環(huán)節(jié)名稱： ，成績： ，占總成績比例： 總 成 績： 指導教師簽字：年 月 日本次課程設計負責人意見：負責人