【正文】 設(shè)計(jì)結(jié)果M()x(mm)豎直方向彎距圖M()x(mm)水平方向彎距圖 設(shè)計(jì)結(jié)果M () x(mm)彎距合成圖T ()x(mm) 扭距圖校核軸的強(qiáng)度：強(qiáng)度條件為====≤=60 強(qiáng)度條件滿足 軸II設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)結(jié)果 一 、 根據(jù)軸三的設(shè)計(jì)，軸二可以選用深溝球軸承6207，其內(nèi)徑為35mm，即 因?yàn)?段為齒輪軸，da=45mm，即 第三段是退刀槽，取直徑為=34mm， =34mm 第六段是裝軸承的，根據(jù)對(duì)稱設(shè)計(jì)，使用統(tǒng)一型號(hào)的軸承6207，直徑一樣為35mm。（1）計(jì)算分度圓直徑d1 = Z1 m = 242 mm= 48 mm d1 =48mm d2 = Z2 m = 832 mm= 166mm d2 =166mm（2）計(jì)算中心距a == mm= 107mm a =107mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = = 148= 48（mm），可取B1 = 48mm ； B2 =53 mm B1 = 48mm（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件圖。Z1 = = ≈32 Z1 =32 大齒輪齒數(shù) Z2 = uZ1 = 32 = ；取Z2=83。====⑵ 設(shè)計(jì)計(jì)算。由表10－5查得 ，⑦ 查取應(yīng)力校正系數(shù)。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（10－12）得MPa=350MPaMPa=⑤ 計(jì)算載荷系數(shù)K。 =mm= 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)結(jié)果由式（10－5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m≥⑴ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值② 由圖10－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPa。由表10－2查得使用系數(shù)=。模數(shù) mt===（mm）齒高 h＝=＝ ==⑤ 計(jì)算載荷系數(shù)。 b=mm ＝② 計(jì)算圓周速度ν。取失效率為1％，安全系數(shù)S=1，由式（10－12）得＝=MPa＝582MPa＝=MPa＝594MP⑵ 計(jì)算① 計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ，代入[]中較小的值。=。? 由式10－13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。? 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)=。⑩ 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 大齒45鋼④ 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=24＝，取Z2=62。③ 材料選擇。 B2 = 47 mm 齒輪2設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)結(jié)果 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)① 按圖10－23所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。幾何尺寸計(jì)算。m≥mm= 設(shè)計(jì)結(jié)果對(duì)比計(jì)算結(jié)果是由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)和齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1..31并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m = mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1 = mm，算出小齒輪齒數(shù)。由表10－5查得 ,⑦ 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。1=⑤ 查取齒形系數(shù)。大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限380MPa② 由圖10－18取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=,=③ 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。由表10－4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，；由=，－；故載荷系數(shù) 1＝⑥ 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10－10a）得 mm=⑦ 計(jì)算模數(shù)m。根據(jù)ν=，7級(jí)精度，由圖10－8查得動(dòng)載系數(shù)=；直齒輪，1。d1t =1=④ 計(jì)算齒寬與齒高之比。 ν==m/s= ③ 計(jì)算齒寬b。 設(shè)計(jì)結(jié)果d1t≥＝⑧ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。N1=60n1jLh =601﹙1030081﹚＝10N2==＝10⑦ 由圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)=。⑤ 由圖10－21d按齒面硬度差的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。T1=2392935（N﹒mm）③ 由表10－7選取齒寬系數(shù)φ=1。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10－9a）進(jìn)行試算，即d1t≥1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值① 試選載荷系數(shù)Kt=。由表10－1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）， 小齒輪40Cr硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料 大齒45鋼硬度差為40HBS。② 插床為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。6. 計(jì)算帶的根數(shù)z1) 計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd1=71mm和n1=1400r/min,查表得P0=查表85得△P0= kw查表得Kα=,KL=，于是 Pr=(P0+△P0)*Kα*KL=（+）=（KW）2） 計(jì)算V帶的根數(shù)z.Z===取4根。≥90176。（dd2dd1）=180176。.dd2=iV== = (m/s)因?yàn)?m/sv7m/s,故帶速合適。 Z型3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。mm）將上述計(jì)算匯總于下表，以備查用：軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)矩 T/(Nmm）軸Ⅲ T3=T2齒1軸承i2== （Nmm） 軸Ⅰ T1=Td= N1. 根據(jù)要求取步轉(zhuǎn)速 n同=1500 r /min2. 根據(jù)扭頭刨床設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)知有效工作行程 H= m3. 工作機(jī)有效功率為 P===（w）（減速后輸出效率）4. 所以電機(jī)所需要的工作效率為：P入===1206（w）（其中分別是：V帶輪、齒輪、軸承、聯(lián)軸器傳動(dòng)的傳動(dòng)效率及總的傳動(dòng)效率）5. 為增加電機(jī)的應(yīng)對(duì)突變載荷的性能，需要提升它的工作效率，即：Ped===（w）根據(jù)以上的計(jì)算結(jié)果查詢機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)書，選取型號(hào)為Y90L—4，其P額= KW，n滿=1400 r/min的電機(jī)。），可打印，封面格式見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》；以組為單位進(jìn)行答辯，答辯要求制作PPT。、設(shè)計(jì)內(nèi)容：設(shè)計(jì)題目（包括設(shè)計(jì)條件和要求）；根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速和主軸轉(zhuǎn)速的比值，選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)并比較，確定傳動(dòng)系統(tǒng)方案；電動(dòng)機(jī)類型和功率的選擇；確定總傳動(dòng)比、分配各級(jí)傳動(dòng)比；計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)；傳動(dòng)零件（帶傳動(dòng)及齒輪傳動(dòng)（或蝸桿傳動(dòng)）設(shè)計(jì)計(jì)算；傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核；滾動(dòng)軸承的選擇和壽命計(jì)算；鍵連接的選擇和校核計(jì)算；聯(lián)軸器的選擇計(jì)算；1潤(rùn)滑劑及潤(rùn)滑方式、密封裝置的選擇；1減速器箱體的結(jié)構(gòu)和主要尺寸設(shè)計(jì)；1運(yùn)用計(jì)算機(jī)軟件設(shè)計(jì)及繪圖；1列出主要參考資料并編號(hào)；1設(shè)計(jì)的心得體會(huì)和收獲。10176。12540176。按小批量生產(chǎn)規(guī)模設(shè)計(jì)。要求導(dǎo)桿機(jī)構(gòu)的最大壓力角