機械設(shè)計課程設(shè)計說明書-參考格式.

1、設(shè)計題目： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 系 別： 專業(yè)班級： 指導(dǎo)教師： 起止日期：東莞理工學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計與計算機械工程學(xué)院年 月 日至 年 月 日1機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一設(shè)計題目（一）帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計與計算二、傳動布置方案帶式輸送機的傳動裝置如下圖 所示，為一級帶傳動兩級斜齒圓柱齒 輪傳動。三、傳動裝置工作條件已知帶式輸送機驅(qū)動滾筒的 圓周力（牽引力）F、帶速V、卷 筒直徑D,輸送機在常溫下連續(xù) 單向工作，載荷較平穩(wěn) 工作壽 命8年，每年300個工作日，每日工作8四、原始數(shù)據(jù)學(xué)號123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.

2、32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320學(xué)號131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380學(xué)號252627282930313233343536F(kN)2.91.922.92

3、1.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300學(xué)號373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300學(xué)號495051525354555657585960F(kN)

4、2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、設(shè)計要求1 .按比例繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖一張A0或A1）2. 按比例繪制零件圖兩張3. 編寫設(shè)計計算書一份說明：要求在設(shè)計計算中加強計算機應(yīng)用，至少采用計算機輔助繪圖完成一張圖紙。學(xué)生按表中學(xué)號對應(yīng)數(shù)據(jù)進行設(shè)計。目錄1. 傳動裝置總體設(shè)計 ,11.1 選擇電動機 ,11 1/<I U-l /7 I丿 U ，1.2

5、傳動裝置的傳動比 , 11.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 , 22. 普通 V 帶傳動設(shè)計 , 43. 減速器內(nèi)部傳動設(shè)計 , 63.1 高速級漸開線標(biāo)準斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 , 63.2 低速級漸開線標(biāo)準斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 , 103.3 整機傳動比相對誤差校核, 174. 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸計算 , 185. 軸的設(shè)計 , 205.1 初步確定減速器零件的相對位置 , 205.2 I 軸（輸入軸）的設(shè)計 ,205.3 II 軸（中間軸）的設(shè)計 ,285.4 III 軸（輸出軸）的設(shè)計 , 346.滾動軸承的選擇與計算 ,417. 鍵連接的選擇與強度校核 , 468. 聯(lián)軸器的選擇 ,

6、 479. 減速器附件的選擇 ,4910. 潤滑與密封 ,50設(shè)計小結(jié) ,51< I J *-"!_I jjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjjji452參考文獻 ,7 /、I 'v * J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J J51.傳動裝置總體設(shè)計1.1電動機的選擇1) 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇按工作條件和運動動力參數(shù)，選用一般用途的丫系列三相交流異步電動機。2) 電動機容量的確定為了計算電動機的輸出功率Pd,先要確定從電動機到工作機之間的總效率， 即傳動裝置

7、的總效率a,設(shè)w為滾筒的傳動效率，查表12-4得：w = 0.96，聯(lián)=0.99 (選用彈性聯(lián)軸器)，滾=0. 99 (滾動軸承)，齒=0. 97( 8級精度圓柱齒輪傳動)，可計算傳動裝置的總效率a :3232a 二 聯(lián)滾 齒帶二 0. 990. 9930. 9720. 96 : 0. 868工作機所需輸入功率PWF200095、4. 0625 kW1000w1000 x 0.96P4 0625則所需電動機的輸出功率Pd =衛(wèi)=二4. 73135 kWJ 0. 8683) 電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒(工作機)的轉(zhuǎn)速60 漢 1000v 60 漢 10000 域 1. 95nw124. 141 r/m

8、i nnDn x 300根據(jù)表2-2，V帶傳動的常用傳動比范圍為2-4，圓柱齒輪為3-5 ;所以電 動機轉(zhuǎn)速的可選范圍：n d = i nw =(18 疋 85. 44 100 漢 85. 44) = (1367 04 8544)r / min綜上考慮，選取電機同步轉(zhuǎn)速為 3000r/min。4) 電動機選擇參數(shù)查表21-1，選用Y132S1-2型三相異步交流電動機，由表 21-3得具體參數(shù)如 下：(1) 額定功率：5.5kW (2) 滿載轉(zhuǎn)速nm 2920r/min(3) 外形尺寸：475mm< 280mM 315mm(4) 電動機中心高：132mm(5) 軸伸尺寸：80mm (6)

9、軸伸直徑：38mm1.2傳動裝置的傳動比總傳動比為：i =nm/ n.：廣 2920/124.141 =23.522各級傳動比的分配取帶傳動比iD =2，則由總傳動比ia二id得減速器傳動比 ii3 二 i / i D = 23. 522 / 2 二 11. 761 二打2式中，i 1為減速器高速級齒輪傳動比，i 2為減速器低速級齒輪傳動比由兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比分配原則：h - （1.31.5）i計算取 i1 =4.058，i2 =2.8981.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1）各軸的轉(zhuǎn)速電動機軸滿載轉(zhuǎn)速nm = 2920r / minI 軸轉(zhuǎn)速：n =nm/iD =2920/2 =

10、1460r/minU軸轉(zhuǎn)速：n 二 n ./ i 1460 / 4. 05 - 359. 783r / min川軸轉(zhuǎn)速：n皿二 nU / i 2 = 359. 783 / 2. 898 = 124. 149r / minW軸轉(zhuǎn)速：n = n皿二 124. 149r / min2）各軸的輸入功率I軸輸入功率：P上式中，0I為電動機至I軸間的傳動效率，0I二帶二0. 96故，P 二巳 0I = 4. 7310.96 二 4.54KWII軸輸入功率：Pi =PiS,ii上式中，ni,n為I軸至II軸間的傳動效率，q,ii = “滾口齒=0.99漢0.97 = 0.96故，R = R3 川=4. 54

11、 漢 0. 96 = 4. 36KWiii 軸輸入功率：Rii =R|H|i,iii上式中，nIL川為II軸至III軸間的傳動效率，"ii,iii =11滾耳齒=0.99漢0.97 = 0 96故，Ph = R % ,川=4. 36 x 0. 96 = 4. 19KWw軸輸入功率：Rv = Ph Si ,iv3上式中，叫川，iv為III軸至IV軸間的傳動效率，Tii ,iv =耳滾1聯(lián)=0.99099 = 0.98故，Pv = R11 口iii , iv = 4. 19 漢 0. 98 = 4. 11KV3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩I 軸輸入轉(zhuǎn)矩： = 9.55 106P / n = 296

12、96 mmII軸輸入轉(zhuǎn)矩：T二 9. 55106 P 口 / rh = 115731 N * mmiii軸輸入轉(zhuǎn)矩：Tm = 9. 55106Pm / r皿=322310 N * mmIV軸輸入轉(zhuǎn)矩：= 9.55 106P / z = 316156 N * mm各軸的運動和動力參數(shù)如表1-1所示。表1-1各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸參數(shù)'電動機軸I軸（高速軸）II軸（中間軸）III軸（低速軸）IV軸（滾筒軸）轉(zhuǎn)速(r/mi n)29201460359.783124.149124.149輸入功率（KW）4.7314.544.364.194.11輸入轉(zhuǎn)矩（N mm）2969611573132

13、2310316156傳動比14.0582.8981效率0.960.960.960.9842. 普通V帶傳動設(shè)計(1)確定計算功率Pca根據(jù)工作條件，由表8-82查得工作情況系數(shù)Ka =1.1，故計算功率巳a=KAP=1.1 4.731=5.204kW(2) 選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、小帶輪轉(zhuǎn)速n =2920r/min，圖8-11 選用普通V帶的帶型為A型帶(3) 確定帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速v由8-92初選小帶輪的基準直徑dd1 =80mm-324225-32422#驗算帶速v:兀 dd1nv=60 1000二 80 292060 1000=12.231m. s-32422#-32422

14、#5m s ： v 30m s故帶速合適 計算從動輪的基準直徑dd2 =iDdd1 =2 80=160mm根據(jù)表8-9圓整為160mm(4) 確定V帶的中心距a和基準長度Ld根據(jù)式8-202，初定中心距3c必須滿足0.7dd1dd2 < a。豈2dd1 dd2，初定中心距a0 =324m。 計算帶所需的基準長度：I2a dddd2 dd1d0 2a0 二 dd1 dd2"24a0J、（160-80f=2 32480 1602 恥 3241029.93mm由表8-2選帶的基準長度Ld -1100mm，KL =0.93 實際中心距aaa°1100 -1029.930=35

15、9.035mm-324226-32422#amin =a-0.015Ld =359.035-0.015 1100 = 342.535mm-32422#amax = a 0.03Ld =359.035 0.03 1100 = 375.535mm(5) 驗算小帶輪上的包角a57 3°a =18。- dd2 - dd1a57 3°= 180 - 160-80167.232 _120359. 035故包角合適。(6) 確定帶的根數(shù)z 計算單根V帶的額定功率Pr查表 8-4得 P。： 1. 351kW8-5 R =0.199kW查表8-62，選取包角修正系數(shù)k a= 0.969 ,由

16、表8-2得kL = 0.9 ,于是Pr PR：P0 ka kL -(1.351 0.199) 0.969 0.91=1.367kW 計算V帶的根數(shù)z-3.808_ Pea _ 5.204 z Pr1.367因此，選取V帶根數(shù)4根(7) 計算單根V帶的初拉力由表8-32得A型帶的單位長度質(zhì)量q =0.105kg m，所以F° =5002.5 -K a PeaK aZVq v2= 5002.5-0.9695.2040.969 4 12.2310.105 12.2312-99.738 N(8) 計算帶傳動的壓軸力Fp =2zF0sina = 2 4 99.738 sin =792.956N

17、 p 2 2綜上所述，選用A型普通V帶4根，帶基準長度1100mm帶輪基準直徑dd1 =80mm， dd2 =160mm，中心距控制在342.535375.535mm。小帶輪包角a =167.232°，單根 V帶初拉力 F。=99.738N，壓軸力 Fp 二 792.956N。3. 減速器內(nèi)部傳動設(shè)計3.1高速級漸開線標(biāo)準斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計3.1.1 .選定齒輪類型、材料及齒數(shù)1) 確定齒輪類型：兩齒輪均為標(biāo)準斜齒圓柱齒輪，8級精度2) 材料選擇：齒輪材料選用閉式軟齒面。小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為240HBS大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為230HBS3) 選

18、小齒輪齒數(shù)23，故大齒輪齒數(shù)Z2乙=4.058 23 = 93.334,取值 944) 選取螺旋角：初選螺旋角=143.1.2按齒面接觸強度設(shè)計1) 確定公式中的各計算值 試選載荷系數(shù)Gt1.3 計算小齒輪傳遞的力矩T1 = 29395.685N mm 查表10-7，選取齒寬系數(shù)d =1.01 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa2 由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433 由公式10-212計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Z ；-：» 二 arctan(tan 一：» / cos -) = arctan(tan20 /cos14 ) = 20.56

19、2:at1 二 arccosz1 cos t /(Zj 2han cos ：)= arccos23 cos20.562 /(23 2 1 cos14) =30.293:at2 = arccosZ2 cos ： t / (z2 2han cos :)=arccos94 cos20.562 /(94 2 1 cos14 )= 23.458:二zjtan：at1 tan： J Z2(tan：貯-tan：J/2二-23 (tan29.974 -tan20.562 ) 94 (tan23.223 - tan20.562 ) /2二=1.646二 dtan ： / 恵=1 23 tan(14 )/恵=1.

20、825z；4-1.646J3(1-1.825)1.825十1.646二 0.679 由公式10-232可得螺旋角系數(shù)z z “ cos - - 一 cos14 = 0.985 由圖10-25d2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限知訕=525MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 問2 =515MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60mjLh =60 1460 1 (8 300 8) 1.681 109N2N111.681 109 2394=4.113 10810# 由圖10-232取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.92, Khn2 =0.94計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S二1

21、KHN1 審 Iim1S0.92 5251二 483MPa弔KhN2 咎 lim 2S0.94 5291=484.1MPa#2）計算小齒輪分度圓直徑d1t2 1.3 29395.685 94/ 23 1X 194/2322.433匯 189.8漢 0.67A 0.985 483#二 33.882mm3）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度二 n60 1000二 33.882 146060 1000二 2.034m/ s# 計算齒寬 b=dd1t =1 33.882= 33.882mm 查圖10-82得動載系數(shù)Kv =1.13 查表10-32 , 8級精度斜齒輪Kh：二心：."4 計算載荷

22、系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA =1.0由表10-4用插值法查得Kh廠1.448故載荷系數(shù)Kh - K AKvKH .K -1.01.121.41.448 =2.354 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑11#a 41.297 況 cos1423mn 7 cos - / z1.742mm3.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1) 確定公式中的各計算值 試選載荷系數(shù)KFt = 1.3 由式10-182計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Y ；:b = arctan(tan- cos ： t ) = arctan(tan14 cos 20. 562 ) = 13. 140張=%/cos2 % =1.646

23、/cos213.140” = 1.736Y ；二 0.250.75 / ；：.v 二 0.250.75 / 1.736 二 0.682 由式10-192可得彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) YY ：=1-；：/120 = 1-1.825 14 /120 = 0.787 計算 YfYs :當(dāng)量齒數(shù) zv = z1 / cos3 B = 23(COS14 J3 = 25.178of3* 3zv2 = z2 / cos p = 94 " cos14 102.900由圖 10-172查得齒形系數(shù) YFa1 =2.56 YFa2 =2.19由圖10-182查得應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1 =1.59譙2 =

24、1.80由圖10-24c2查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限oFlim1 =414MPa ;大齒輪的彎曲疲勞強度極限0FHm2 =416MPa。=0.90。由圖10-222查取彎曲疲勞壽命KFni =0.85,KFn2取彎曲疲勞安全系數(shù)SJ.4KFN10.85 414FN1 *hm1251.357MPa1.4KFN 2 PF lim 209 416 =267.429MPa1.4丫Fa1丫Sal心59 =0.0168251.357YFa2Ysa2環(huán)】22-19 1-80.0165267.42913#因為小齒輪的 邑生 大于大齒輪，所以取小齒輪的值為 上上 的值P 82）試算齒輪模數(shù)#“dzi3 2KF

25、tT1YY：cos2 'of# 0.01683 2 1.3 29395.685 0.68 0.778 co$14V1732= 1.317mm3）調(diào)整齒輪模數(shù)動載系數(shù)Kv =1#計算 dmntz-! / cos :1.317 23cos14= 31.218mm根據(jù)圓周速度二 a n,60 1000二 31.218 146060 1000二 2.386m. s14#8級精度，查圖10-82得動載系數(shù)Kv =1.11 計算齒寬b=d 4 = 31.281mm計算齒寬與齒高之比-31.28110.536mm ,h 2.25mnt2.25 匯 1.317并根據(jù)表10-42用插值法查得Khb =

26、1.447，查圖10-13得KF產(chǎn)1.37 計算載荷系數(shù)：KF = KaKvKf-.Kf2 =1 1.111.41.37=2.129 由式10-132可按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)J2.129 彳 ccomn = mnt 3=1.317 3mm = 1.552mm/ KFt1.3圓整為標(biāo)準值m=2mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)乙=d1 cos0 /m =41.297汶 cos14/2 = 20.035 取乙=21則大齒輪齒數(shù)z2訂乙= 4.058 21 =85.218,取Z2 =86N =21與z> =86互為質(zhì)數(shù)。3.1.4幾何尺寸計算 計算中心距(z zjmn2co

27、s :(21 86) 22 cos14二 110.276mm15#將中心距圓整為110mm 按圓整后的中心距修正螺旋角arccosn2a2 110-13.412# 計算小、大齒輪分度圓直徑d =mnZ|/cos： =12 21/ cos13.412 = 43.286mm d2 =mnZ2/cos： = 2 86/cos13.412 = 177.266mm3.2低速級漸開線標(biāo)準斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計3.2.1 .選定齒輪類型、材料及齒數(shù)1） 確定齒輪類型：兩齒輪均為標(biāo)準斜齒圓柱齒輪，8級精度2）材料選擇：齒輪材料選用閉式軟齒面。小齒輪材料為45,調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為240HBS 大齒輪材料為45鋼

28、，調(diào)質(zhì)處理，硬度取值為230HBS4）選小齒輪齒數(shù)Z = 24，故大齒輪齒數(shù)16Z4 = i2 Z3 二 2.898 25 二 72.45,取值 734）選取螺旋角：初選螺旋角1 =143.2.2按齒面接觸強度設(shè)計1）確定公式中的各計算值 試選載荷系數(shù)KHt =1.3 計算小齒輪傳遞的力矩T2 =114551.968N mm 查表10-7，選取齒寬系數(shù)d =1.01 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa至 由圖10-202選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.433 由公式10-212計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Z ；n00一：» = arctan（tan 一：»

29、 / cos -） = arctan（tan20 /cos14 ） = 20.562:at1 rarccosR cos t /(Zj 2han cos：)=arccos25 cos20.562 /(25 2 1 cos14 )= 29.675:at2 二 arccosZ2 cos ： t / (z2 2han cos :)=arccos73 cos20.562 /(73 2 1 cos14 )= 24.210:=Z|(tan-：at1 _tan-：») z2(tanJat2 _ta) / 2:二25 (tan29.675 -tan20.562) 73 (tan24.210 - tan

30、20.562 ) / 2 二 1.640二 dtan ： / 二=1 25 tan(14 )/ 二=1.984;:4-1.6401.984一(1-、l )(1-1.984)0.6603 31.640 由公式10-232可得螺旋角系數(shù)z :z 二.cos ：二.cos 14=0. 985 由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 cHl -515MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限f -515 MPa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)189N3 =60n jLh =60 1460 1 (8 300 8) 1.681 10N4N31.681 10925匚二 7385. 761019# 由圖10-232取接

31、觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =0.90, KHn2 =0.93計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1KHN 1 弔 Iim1S0.90 5251=472.5MPaKHN2 牛 lim 2S0.93 515= 478.95MPa#取th和Ch中較小者作為該齒輪副的許用接觸疲勞應(yīng)力I （Th I - 472.5 M Pa2）計算小齒輪分度圓直徑d1t#73 / 252漢1.3漢 114551.96® 73/25+ 1空2.433X89.8疋 0.660疋 0.985 丫472.5=54.447mm3）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度兀dv =60 1000二 54.447

32、 359.78360X000二 1.026ms 計算齒寬 b =dd1t =1 54.447 = 54.447mm 查圖10-82得動載系數(shù)Kv =1.06 查表10-32 , 8級精度斜齒輪Kh：二心：."4 計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.0由表10-4用插值法查得Kh廠1.454故載荷系數(shù)K h = K a K v K h K h ： = 1.01.061.41.454 = 2.158 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d3二 64.468mmmn 二 d1 cos : / w魚468 COS14 = 2.502mm253.2.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1)確定

33、公式中的各計算值 試選載荷系數(shù)Kh二1.3 由式10-182計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Y ；F：b 二 arctan(tanI ' cos : t)= arctan(tan14 cos 20. 562 ) = 13. 1402 任20；.-:/cos :b 1.640/cos 13.140 =1.729Y 二 0.250.75 / ；：v 二 0.250.75 / 1.729 二 0.684由式10-192可得彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) YY ： = 1- < */120 = 1-1.984 14 /120 二 0.769 計算 Fa 勺:當(dāng)量齒數(shù) 乙3 = Z3 / cos3

34、 B = 25-：- cos14 二 27.367 年3,已3Zv4 二 Z4 / cos B = 73 cos14 79.912由圖 10-172查得齒形系數(shù) YFa3 =2.61, YFa4 =2.25由圖10-18 2查得應(yīng)力校正系數(shù) 論3二1.61，丫sa4二1.77由圖10-24c2查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限cFlim3 = 414 MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 二Flim4 = 416MPa由圖10-222查取彎曲疲勞壽命Kfn3二0. 87,心訊二0. 89取彎曲疲勞安全系數(shù)Sf =1.4r二fKfN3F lim 30.87414sF1.4K FN 4- F lim 40.

35、89416sF1.4二 257. 271 MPa3二 264. 457 MPa4YFa3 sa3LF32. 61 1.61257.271二 0. 0163FaYsa4二F42. 251. 77264. 457二 0. 0151yf ysyf ys因為小齒輪的Fa Sa大于大齒輪，所以取小齒輪的值為Fa Sa的值OF OF4）試算齒輪模數(shù)mint3 2KFtT1YY：cos2 '* of3 2 1.3 114551.968 0.684 0.769 cos214 彳仆252 0.0151=1.527mm5）調(diào)整齒輪模數(shù)1 527x 25 計算 d3 二 mntZ3 / cos ：二 1=3

36、9.344mmcos14根據(jù)圓周速度v4門360_1000二 39. 344359. 78360 漢 10000. 741 m/s8級精度，查圖10-82得動載系數(shù)Kv =1.04計算齒寬b =叮上3 = 39. 344 mm計算齒寬與齒高之比 bb 二39.344 = 11.451mm ，h 2.25m nt 3.346并根據(jù)表10-42用插值法查得 心廠1.450，查圖10-132得Kf廣1.45 計算載荷系數(shù)：Kf = KAKvKF： Kf1: =1 1.061.41.45 =2.152 由式10-132可按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn= 1.527=1.806mm圓整為標(biāo)準值m=2m

37、m按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)乙=d3 cosE /m = 64.468hcos14/2 = 31.277 取 Z3 =33則大齒輪齒數(shù)Z4 = i 2Z3 = 2. 892 疋 33 = 95. 6397 取 z- = 97Z3 - 33與 Z-二97互為質(zhì)數(shù)。3.2.4幾何尺寸計算計算中心距mZ +Z4)2 cos r-2(3397)2 cos 14二 133. 98 mm23#將中心距圓整為135mm按圓整后的中心距修正螺旋角#= arccos空込2a(33 + 97) x 2-arccos一2切35= 15.6425#R葉厶 +Z4)丨2 漢(33 + 97):=arc

38、cos - - arccos15. 6425IL2aIL 2 135 計算小、大齒輪分度圓直徑d3 =m-Z3/cos： =2 33/cos15.6425 = 68.538mmd4 二 mn 乙/cos： =2 97/cos15.6425 = 201.461mm 計算齒輪寬度b = :'Jdd3 = 168. 538 = 68. 538mm取 b- = 69mm, & = 74 mm3.2.5主要設(shè)計結(jié)論z3 =33、z- = 97、：-二 20、 螺旋角 一：=15.642 即 1、模數(shù)mn =2mm變位系數(shù)為=x2 =0、中心距a = 135mm ，齒寬 b3 = 74mm

39、 ， b4 = 69mm,小齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按8級精度設(shè)計24表3-1高速級和低速級齒輪傳動參數(shù)和主要幾何尺寸名稱符號單位公式咼速級低速級小齒輪1大齒輪2小齒輪3大齒輪4法面模數(shù)mm2222法面壓力角«n度20202020法面齒頂咼 系數(shù)*han1.01.01.01.0法面頂隙系 數(shù)*Cn0.250.250.250.25螺旋角3度13. 412°13. 412°15.642 °15.642 °旋向左旋右旋右旋左旋齒數(shù)z21863397齒頂咼hamm2222齒根高hfmmhf =（hn +c；）nm2.52.

40、52.52.5分度圓直徑dmmd = mnz / cos P43.268177.26668.538201.461齒頂圓直徑dammda = d + 2ha47.268181.26672.538205.461齒根圓直徑dfmmdf = d - 2hf38.268172.26663.538196.461齒寬Bmm49447469中心距amma =© + d2）/ 211013525263.3整機傳動比相對誤差校核1）計算總傳動比i' 帶傳動滑動率&取1%24. 318.,dd2Z Z416086 97i 'dddi（1名）ZiZ380（10.01） 21 332）

41、計算整機傳動比相對誤差：|i '丨 “cc/ 24.318 23.522c “心 “ = 匯 100% = 江 100%3. 38% 丈 5%| i |23.622故符合工程要求4. 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸計算現(xiàn)參考圖4-1和表4-1，確定減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示表4-1減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號單位尺寸關(guān)系結(jié)果箱體壁厚5mm6 = 0.025a + 3 A 88箱蓋壁厚mmd = (0.8 0. 85)6> 88箱座凸緣厚度bmmb = 1. 5612箱蓋凸緣厚度b1mmd = 1 .出12箱底座凸緣厚度b2mmb2 = 2.5620箱座加強肋厚mmmm = 0.8557箱蓋加

42、強肋厚m1mm5=0.8$7地腳螺釘直徑d fmmdf=0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目na < 250, n = 44軸承旁連接螺栓直徑d1mmd尸 0. 75df16箱蓋、箱座連接 螺栓直徑d2mmd2= 0. 5df10軸承蓋螺釘直徑*d3mmd3= 0. 4df8軸承蓋螺釘數(shù)目*n4觀察孔蓋螺釘直徑d4mmd4= 0. 4df8df、d2至箱外壁距d2d1df離；d f、d1、d2至凸緣邊緣C，螺栓直徑M10M16M20C2mmC1 min162226距離C2 min142024軸承旁凸臺半徑R1mmR£ c220箱體外壁至軸承座端面距離11mml 1。"2

43、+ (58)47大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離dmm街蘭d12小齒輪端面與內(nèi)箱壁距離氐2mmA2 510兩級大齒輪間的距離AmmA > 812軸承內(nèi)端面至箱內(nèi)壁距離人4mm根據(jù)軸承潤滑方式確定2295. 軸的設(shè)計5.1初步確定減速器零件的相對位置在進行I、II、iii軸的具體設(shè)計之前， 考慮到減速器中三根軸中有部分尺寸參數(shù)相關(guān)關(guān)聯(lián), 以及各齒輪的相對位置要求，在設(shè)計時需要綜合考慮，因此首先確定減速器零件（如齒輪、 軸承、軸承蓋等）的相對位置，如圖5-1所示。箱體軸承座孔端面B =11 +6兩側(cè)箱體內(nèi)壁間距離L-2齒輪2箱體內(nèi)壁線1b1tF齒輪1箱體內(nèi)壁線齒輪3 T'baMb4.4-箱體

44、內(nèi)壁線30#齒輪4齒頂圓-2II軸iii軸箱體軸承座孔端面#圖5-1減速器箱體內(nèi)壁、齒輪、軸承、軸的相對位置圖5-1中，兩側(cè)箱體內(nèi)壁間距離 為：L = .':2m / 2 b2 / 2 亠:、亠 b4 / 2 b3 / 2 亠：,2=2.2 （b1b2b3 b4） / 2 -=210（49447469）/ 212二 150（ mm上式中，b1、b2、ba、b4分別為齒輪1、2、3、4的寬度。箱體內(nèi)壁至軸承座孔與軸承端蓋連接端面間距離：B =! 1=C1C25= 222058 = 55（ mm）上式中，C、C2為表4-1中給出的軸承座旁連接螺栓 d1 = 16mm對應(yīng)的扳手空間。5.2

45、I軸（輸入軸）的設(shè)計1）選材選擇軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）2）I軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于齒輪較小，故做成齒輪軸，擬定I軸的軸上零件裝配方案如圖5-2所示。B =Ci C2 5圖5-2 I軸軸上零件裝配方案于是，可知I軸由7個軸段組成，現(xiàn)將各軸段直徑和長度及相關(guān)連接、軸承的確定，簡介如下：（1）第一軸段直徑和長度 d1 > l 1按扭轉(zhuǎn)強度條件初估最小軸徑，由式15-2 2初估第一段軸的直徑如下：由于I軸上第一個軸段上安裝了一個大帶輪，會受到壓軸力的作用，因此該軸段既受轉(zhuǎn) 矩又受彎矩，查表 15-32可取A =120P-4 54dm. >Aot = 120 沢-17.52mm .円1460由于

46、該軸段與大帶輪擬采用普通平鍵連接，需開設(shè)一個鍵槽，故將軸徑放大7%dmin二 17.521.07 : 18.75 mm再考慮到該軸段的剛度要求等，取第一個軸段直徑為：d尸28 mm其上安裝的大帶輪輪轂寬度取L = 54mm則可取該軸段長度I 1= 52mm（2）大帶輪和軸的鍵連接選擇選擇C型普通平鍵連接。根據(jù)軸徑 d尸28 mm，查表6-12可知，鍵的截面尺寸 b x h=8 x 7mm ,取鍵長L = 50mm故選擇的鍵標(biāo)記為：鍵C 8漢50 GB/T 1096 - 2003,鍵連接的強度計算過程及結(jié)果將在后面集中給出。（3）第二軸段直徑d2第一、二軸段間軸肩為定位軸肩，查表15-22，取大

47、帶輪與軸相配孔的倒角尺寸C=1mm,則該定位軸肩高度 h可?。篽=3C=3mm,于是可確定第二軸段直徑：d2二 42h = 282 3 = 34mm(4) 第三軸段和第七軸段直徑 d3、d7第二、三軸段間軸肩為非定位軸肩，再考慮到第三段軸安裝的是滾動軸承，故取第三軸段直徑d3二35 mm，同一根軸上盡量采用同型號、同尺寸的軸承，故第七軸段直徑d 7= 35mm(4) I軸上滾動軸承的選擇考慮到該軸軸承既受徑向力、又受軸向力，且轉(zhuǎn)速較高等因素，選擇角接觸球軸承, 初步選定滾動軸承 7207AC,查表15-22，可得軸承7207AC的相關(guān)尺寸：內(nèi)徑dx外徑 DX寬度B=35X 72X 17(mm)內(nèi)圈相關(guān)安裝尺寸d 42 mm軸承支反力作用點的位置尺寸a = 21mm該軸軸承的基本額定壽命等計算將在后面給出。滾動軸承潤滑方式的選擇：三根軸上的軸承均采用相同的潤滑方式，由減速器中高速級