【正文】 α=，由《機械設計基礎（第二版）》 P271 公式 Me= 22 )( TM ?? 得到 ： Ⅰ Ⅰ 截面的彎矩合成為： Me1= 221 )( TM ?? =mm 18 M2= 222 2 VH MM ? =mm M1= Nmm Ⅱ Ⅱ 截面的合成彎矩為： MV1= Nmm=mm 17 （ c） b、垂直平面彎矩圖（如圖 d）： Ⅰ Ⅰ 截面處的彎矩為： MV1= 2LFVA? =111/2=tanα=tan200= ⑤ 強度校核（圖如下）： A 繪制軸受力簡圖（如圖 a）： L1=58mm L2=106mm L3=20mm L4=63mm L5=10mm L6=18mm Ft= Fr= 16 a B 繪制彎矩圖： （ b） 水平支點反力為： HBHA FF ? = 2tF = 2 = 垂直支點反力 : 2rVBVA FFF ??= = a、水平面彎矩圖（ 如圖 c） Ⅰ Ⅱ 截面處的彎矩為： MH1= 2/LFHA? = 111/2= Ⅱ Ⅱ 截面處的彎矩為： MH2= 29?HAF =29= HBHA FF ? = VBVA FF ? = MH1 = N ① 小齒輪分度圓直徑： d1=50mm； ② 作用在齒輪上的轉矩為： T1 =105 N綜合 上 述 ， 軸 段 2 的 長 度 為 ：2+18+55+4++=106mm ⑥ 軸段 1 的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書《機械 設計基礎 課程設計指導書》68 頁附表 得， L′=58mm。 b、減速器中兩個齒輪的中心距 a =125mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為 y，則：查書《機械設計基礎 課程設計指導書》 17 頁表 得， 地腳螺釘直徑為： df =+12=125+12= 圓整后得： df =20mm 箱蓋的壁厚為： δ1=+1mm =125+1=≥8mm 取 δ1=8mm 軸承端蓋螺釘直徑： d3=（ ） d f =（ ～ ） 20mm=（ 8～ 10）mm 取 d3=8mm 軸旁連接螺栓直徑為： d′1 = df =20=15mm 由于較大的偶數(shù)則 d′1=16mm，所以軸承的連接d3=40mm d4=50mm d5=60mm d6=35mm L=111mm 15 求齒輪上作用力的大小、方向： 螺栓直徑為 16mm寫為 M16； 查《機械設計基礎 課程設計指導書》手冊表 得 C1min=22， C2min=20； 所以軸承座端面距離內箱壁的距離為 y 為： y=δ1+C1min+ C2min + （ 5 ～ 10 ）=8+22+20+5=55mm c、外壁圓角半徑一般為 3～ 5mm，取圓角半徑為 4mm。所以軸承支點的距離為： L=（ 14/2+2+14+65/2） 2=111mm ⑤ 確定軸段 2 的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零件尺寸來決定，所以有： a、上有一套筒，與齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距相同，故取套筒的長度為 20mm。 ③ 為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為2mm。 ② 軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的 倍，即附表如上可得：所以軸環(huán)的寬度為 。圓整后取 d3=40mm。 2）確定軸的各段直徑 ① 由上述可知軸段 1 直徑最小 d1=30mm。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。有《機械設計基礎》表 得： 抗拉強度極限 σB=650MPa ，屈服極限 13 軸的結構設計 σs=360MPa； ② 按扭轉強度估算軸的直徑： 軸的輸入功率為 PⅠ = KW； 轉速為 n1=320 r/min 根據(jù)課本 P271（ 142）式，并查表 141， c=107~118則 d≥ 33 )118~107(n1/（ 601000） =50320/（ 601000） = m/s 對照表 可知選擇 8 級精度合適。 齒輪圓周速度 v=π（ Z1+Z2） /2 =2（ 25+100） /2=125 mm 由公式 ψd=b/d1 得 b=60mm 則 b1=65mm（課本P210） 由公式（ ） ］［ σ FsFsFF YYzbm KTYYmbdKT ??? 12 11 1 22? 進行校核 式中 ① 齒形系數(shù) YF ： T1=105 NZ1=225=50 mm d2=mi=254=100 根據(jù)表 取齒寬系數(shù) ψd= 根據(jù)公式 計算小齒輪分度圓直徑： Z1=25 Z2=100 10 計算： 確定模數(shù)： 基本幾何尺寸計算： 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 d1≥21 ][13HiidkT ?? ? 確定各參數(shù)值： ① 載荷系數(shù)： 查課本表 取 K=； ② 小齒輪名義轉矩（ P191 公式） T1=106P/n1 =106 =105 Nsin(α/2) =22sin() = N P0= Z =2 根 F0= N FQ= N 六、齒輪傳動的設計： 選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級： 初選主要參數(shù)： 按齒面接觸疲勞強度小齒輪的材料為 45 號鋼調質，齒面硬度為250HBS；大齒輪選用 45 號鋼正火，齒面硬度為200HBS。zv +qPCKLa0) =2760+πa0+π（ d1+d2） ≤a0≤2π/（ 100060） = 介于 5~25m/s 范圍 內，故合適。d15%以內，為誤差值允許范圍。d1/n2=id1=3100=300mm 根據(jù)《機械設計基礎》表 取 d2=280mm 則實際傳動比 i、從動輪的轉速 n2 分別為： i= d2 / d1 =280/100=； n2 = n1/i=960/=； 從動輪的轉速誤差為： （ ） /320=%＞ 5%（大于177。 m） 傳動比 i 3 1 效率 五、 V 帶的設計 選擇 普通V 帶型號： 方案選?。? 由課本《機械設計基礎》 P132 表 查得 KA= 由 PC= KA Pm == 根據(jù) PC = ， n 電機軸 =960（ r/min） 課本 P134圖 得知可選用 A、 B 型 V 帶兩方案； 方案 1：取 A 型 V 帶 1)確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 根據(jù)課本表 、 P134 圖 則取小帶輪 d1=100mm 且 d1=100mmdmin=75mm d2=n1m T 低速軸 1 = Nm T 低速軸 1= T 低速軸 η 軸承 == Nm T 滾筒軸 = Nm T 高速軸 =m 滾筒軸輸入軸轉矩為： T 滾筒軸 = T 低速軸 η2η4= Nm Ⅰ軸（高速軸）： T 高速軸 = T 電機軸 ioη01= T 電機軸 ioη1 =3= 故選定電動機型號為 Y132M16。則總傳動比理論范圍為： i＝ 6~20。π） = r/min 根據(jù)《機械零件課程設計》表 25 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=3～ 5。V/（ π 運輸機主軸上所需要的功率： P=FV=1900N工作機所需功率由公式： Pw=P/1000ηw =3040/(100)kw= ηw—— 帶式輸送機的功率取 《機械零件課程設計》 P18 表 24 傳動裝置的總功率： η 總 =η 帶 η2 軸承 η 齒輪 η