【正文】 容量選擇 根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率 kWpvP w 00 80010 00 ???? 設： 帶? —— 對 V 帶 效率。 軸? = 聯(lián)? —— 為齒式聯(lián)軸器的效率。 齒? = 筒? —— 輸送機滾筒效率?？倐鲃颖鹊姆秶鸀?[16,240]； 則電動機的轉速范圍為[993,14897]。因此可采用方案 2，選定電動機的型號為 Y180M4。 確定帶輪基準直徑 dd dd2 由課本表 88 和圖 811 得 mind =125mm 取 m i n1 1 4 0 dmmd d ?? 大帶輪的基準直徑 mmdd dd 9 71 4 122 ???? 由課本表選取標準值 dd2=600mm， 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 8 頁 共 40 頁 則實際傳動比 i、從動輪的實際轉速分別為 m in/r34314701406000112??????innddidd 驗算帶速 v smnd d / 1470140100060v 11 ?? ????? ?? 帶速在 5～ 25的范圍內 。 根據(jù) n0=1470r/min， i= 和 B 型帶，查表得Δ P0=。 )( )(z00???????LC KKPP PαΔ 取 z=7 根。 第四章 高速級齒輪設計 已知條件為 ，小齒輪轉速 =1470r/min，傳動比 ， 由電動機驅動，工作壽命 8 年， 兩 班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。 選小齒輪齒數(shù)為 z1=20， 大齒輪 z2=?20=111。 （ 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 （ 4）由課本表 106查 得材料的彈性影響系數(shù) MPZ E ? 。 （ 6）由課本式 1013計算應力循環(huán)次數(shù) 9h11 4 7 060jn60 ?????????? ）（LN 892 ????N （ 7）由圖 1019取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=； KHN2=。 取失誤概率 1%，安全系數(shù) S=1，由課本式（ 1012）得 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 11 頁 共 40 頁 ? ?? ? 1lim111lim11MPSKMPSKHNHHNH??????σσσσ 計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 ? ?mmZTKHE5 . 5 51u1u32532d1tt1??????????????????????σφ （ 2）計算圓周速度 v。 t1d ???? φ （ 4） 計算齒寬與齒高之比 hb 。由 b/h=， KHβ = 1013的 KFβ =；故載荷系數(shù) K=KAKvKHα KHβ =1??1?= （ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由課本式 (1010a)得 33tt11 ??? KK （ 7）計算 模數(shù) m。 （ 3）計算彎曲疲勞許用應力 。 K=KAKvKFα KFβ =1??1?= （ 5）查取齒形系數(shù)。 （ 6）查取應力校正系數(shù) 由課本表 105查得 YSa1=； YSa2=。 ? ?? ? 0163 2a2a21a1a1??????FSFFSFYYYYσσ 大齒輪的數(shù)值大。 幾何尺寸計算 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 14 頁 共 40 頁 （ 1）計算分度圓直徑 d1=z1m=28?=70mm d2=z2m=155?=388mm （ 2）計算中心距 mm2642 388702 dda 21 ????? （ 3）計算齒輪寬度 b=φ dd1=1?70=70mm， 取 B2=70 B1=75mm。 第 五 章 低速級齒輪傳動設計 已知條件為輸入功率 ，小齒輪轉速 =，傳動比，工作壽命 8 年， 兩 班制，載荷平 穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ GB1009588） . 材料選擇。 選小齒輪齒數(shù)為 z1=25， 大齒輪 齒數(shù)為 z2=25? =107。 mmNn PT ???????? 552252 （ 3）由課本表 107選取齒寬系數(shù)φ d=1。 （ 5）由圖 1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim2=550MPa。 （ 8）計算接觸疲勞許用應力。 s/ 0 060 0 060 ndv 2t1 ?? ????? ππ （ 3）計算齒寬 b。 模數(shù) 1t1t ??? 齒高 t ???? 5hb ?? （ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=， 7級精度，由圖 108查得動載系數(shù) Kv=； 直齒輪， KHσ =KFσ =1； 由課本表 102查得使用系數(shù) KA=1； 由表 104用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KHβ =。 11 ??? 三、按齒根彎曲強度設計 由課本式（ 105）得彎曲強度的設計公式為 ? ?3 aa21d 2z2m ?????????FSF YYKTσφ 確定公式內的各計算數(shù)值 （ 1）由課本圖 1020c查得小齒輪的彎曲疲勞 強度極限σ FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限σ FE1=380MPa； （ 2）由課本圖 1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=， KFN2=。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由課本式（ 1012）得 ? ?? ? 222111MPSKMPSKFEFNFFEFNF??????σσσσ （ 4）計算載荷系數(shù) K。 由課本表 105查得 YFa1=； YFa2=。 （ 7）計算大、小齒輪的 ? ?FSFYYσ aa 并加以比較。 設計計算 3 2 5 ??? ???? 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒 輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承受能力，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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) m=，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=，算出小齒輪齒數(shù) 11 ??? 大齒輪齒數(shù) 2 ??? 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿 足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 五、齒輪的圓周速度 v s/ 0 060 0 060 ndv 21 ?? ????? ππ 查表可知，選 7級精度是合適的。 m。硬度為 217255HBS 查表取 A0=112，于是得 33110m i n ???? A 為軸的最小直徑。聯(lián)軸器的計算轉矩為 1TKT Aca ?? ，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取 ?AK ，則： mNTKT Aca ?????? 4 0 。 m。 與軸配合的輪轂孔長度為 L1=60mm。為證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段 1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短 3~2 mm，軸段 1總長為 mmL 57? 。對于軸承端蓋的寬度有 取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 L=50mm。預選軸承型號為 6307深溝球軸承。所以軸段 1直徑應為軸承內圈直徑 mmd 402 ? ；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。 軸段 5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h，故取 h=5mm，則軸環(huán)處的直徑 d5=32mm。 軸段 6：取 這段的直徑 d4=40mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 軸段 7： 為支撐軸頸，用來安裝軸承。 二、中間軸的結構設計 求 2 軸上的功率 WP ? 轉速 m in/ ?n 轉矩 m in/ ?T 計算作用在齒輪上的力： 轉矩：2262 nPT ?? 圓周力： NdTF t 01 6103 88 852232 ?????? 徑向力： NFF tr 0 9 720t a 0 1 620t a n ??????? 初步估算軸的直徑： 選取 45號鋼作為軸的材料，調質處理。 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 22 頁 共 40 頁 確定軸的結構設計 （ 1） 軸結構如圖所示。 軸段 1： 為支撐軸頸，用來安裝軸承。寬度 mmB 25? 。 軸段 2：為安裝齒輪部分 mmd 422 ? ，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為 51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度 mmL 482 ? 。 軸環(huán)寬度 ? ，取 L3=12mm。 軸段 5： 為支撐軸頸，用來安裝軸承。 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 23 頁 共 40 頁 三、 低速 軸的結構設計 求Ⅰ軸上的功率 WP ? 轉速 m in/ ?n 轉矩 m in/ ?T 計算作用在齒輪上的力 轉矩：3363 nPT ?? 圓周力： NdTF t 27 22 42 322 33 ????? ? 徑向力： NFF tr a a n ??????? 初步估算軸的直徑 選取 45號鋼作為軸的材料，調質處理。 軸的結構設計 （ 1）確定軸的結構方案： 該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖 1 2 3 4 5 6 7 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 24 頁 共 40 頁 選擇聯(lián)軸器。 根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 LX5， 與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)