機械設計課程設計說明書

機械設計課程設計說明書(完整版)一、設計題目熱處理車間零件輸送設備的傳動裝備二、運動簡圖圖11—電動機2—V帶3—齒輪減速器4—聯(lián)軸器5—滾筒6—輸送帶三、工作條件該裝置單向傳送,載荷平穩(wěn),空載起動,兩班制工作,使用期限5年(每年按300天計算),輸送帶的速度容許誤差為±5%.四、原始數(shù)據滾筒直徑D（mm）：320運輸帶速度V（m/s）：0.75滾筒軸轉矩T（N·m）：900五、設計工作量1減速器總裝配圖一張2齒輪、軸零件圖各一張3設計說明書一份六、設計說明書內容1.運動簡圖和原始數(shù)據2.電動機選擇3.主要參數(shù)計算4.V帶傳動的設計計算5.減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算6.機座結構尺寸計算7.軸的設計計算8.鍵、聯(lián)軸器等的選擇和校核9.滾動軸承及密封的選擇和校核10.潤滑材料及齒輪、軸承的潤滑方法11.齒輪、軸承配合的選擇12.參考文獻七、設計要求1.各設計階段完成后,需經指導老師審閱同意后方能進行下階段的設計;2.在指定的教室內進行設計.一.電動機的選擇一、電動機輸入功率二、電動機輸出功率其中總效率為查表可得Y132S-4符合要求,故選用它。Y132S-4(同步轉速，4極)的相關參數(shù)表1額定功率滿載轉速堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量二.主要參數(shù)的計算一、確定總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比查表可得V帶傳動單級傳動比常用值2~4，圓柱齒輪傳動單級傳動比常用值為3~5，展開式二級圓柱齒輪減速器。初分傳動比為，，。二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)本裝置從電動機到工作機有三軸，依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ軸，則1、各軸轉速2、各軸功率3、各軸轉矩表2項目電機軸高速軸Ⅰ中間軸Ⅱ低速軸Ⅲ轉速1440576135.75362.706功率5.55.285.0704.869轉矩36.47687.542356.6951038.221傳動比2.54.2433.031效率0.960.960.922三V帶傳動的設計計算一、確定計算功率查表可得工作情況系數(shù)故二、選擇V帶的帶型根據，由圖可得選用A型帶。三、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1、初選小帶輪的基準直徑。查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準直徑2、驗算帶速按計算式驗算帶的速度因為，故此帶速合適。3、計算大帶輪的基準直徑按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑根據教材表8-8，圓整得。4、確定V帶的中心距和基準直徑（1）按計算式初定中心距（2）按計算式計算所需的基準長度=1364mm查表可選帶的基準長度（3）按計算式計算實際中心距中心距的變化范圍為。5、驗算小帶輪上的包角6、計算帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由查表可得根據和A型帶，查表可得、、。故（2）計算V帶的根數(shù)Z故取V帶根數(shù)為6根7、計算單根V帶的初拉力的最小值查表可得A型帶的單位長度質量應使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值為四減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算一、高速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40(調質)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，?。?）選取螺旋角，初選螺旋角2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即（1）確定公式內的各計算數(shù)值①試選，由圖10-26，則有②小齒輪傳遞轉矩③查圖10-30可選取區(qū)域系數(shù)查表10-7可選取齒寬系數(shù)④查表10-6可得材料的彈性影響系數(shù)。⑤查圖10-21d得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。⑥按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。⑧計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，按計算式(10-12)得（2）計算相關數(shù)值①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得②計算圓周速度③計算齒寬及模數(shù)④計算總相重合度⑤計算載荷系數(shù)查表可得使用系數(shù)，根據，7級精度，查表10-8可得動載系數(shù)，由表10-4查得的值與直齒輪的相同，為1.419，故載荷系數(shù)⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得⑦計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試算即（1）確定公式內的各計算數(shù)值①、計算載荷系數(shù)②根據縱向重合度，查圖10-28可得螺旋角影響系數(shù)。③查圖可選取區(qū)域系數(shù)，，則有④查表取應力校正系數(shù)，。⑤查表取齒形系數(shù)，。(線性插值法)⑥查圖10-20C可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。⑦查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。⑧計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)，按計算式(10-22)計算得⑨計算大、小齒輪的并加以計算大齒輪的數(shù)值較大。（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有取，則4、幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取，。二、低速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料，沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表可選擇小齒輪材料為40(調質)，硬度為52HRC；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為45HRC.（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)（5）選取螺旋角，初選螺旋角2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即（1）確定公式內的各計算數(shù)值①試選②小齒輪傳遞轉矩③查表10-7可選取齒寬系數(shù),查圖10-26可選取區(qū)域系數(shù)，，則有④查表可得材料的彈性影響系數(shù)。⑤查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。⑥按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。⑧計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù),于是得（2）計算相關數(shù)值①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得②計算圓周速度③計算齒寬及模數(shù)④計算總相重合度⑤計算載荷系數(shù)查表可得使用系數(shù)，根據，7級精度，查表可得動載系數(shù)，，，故載荷系數(shù)⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得⑦計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計，按計算式試算即（1）確定公式內的各計算數(shù)值①計算載荷系數(shù)②根據縱向重合度，查圖可得螺旋角影響系數(shù)。③計算當量齒數(shù)④查表可取齒形系數(shù)，。⑤查表可取應力校正系數(shù)，。(線性插值法)⑥查圖可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。⑦查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。⑧計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，按計算式計算⑨計算大、小齒輪的并加以計算大齒輪的數(shù)值較大。（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有取，則4、幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取，。五軸的設計計算一、高速軸的設計1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為d2、選取材料可選軸的材料為45鋼，調質處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取應該設計成齒輪軸，軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處，為使與帶輪相配合，且對于直徑的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%，然后將軸徑圓整。故取。4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）根據前面設計知大帶輪的轂長為93mm,故取，為滿足大帶輪的定位要求，則其右側有一軸肩，故取，根據裝配關系，定（2）初選流動軸承7307AC，則其尺寸為，故，段擋油環(huán)取其長為19.5mm,則。（3）段右邊有一定位軸肩，故取，根據裝配關系可定，為了使齒輪軸上的齒面便于加工，取。（4）齒面和箱體內壁取a=16mm,軸承距箱體內壁的距離取s=8mm,故右側擋油環(huán)的長度為19mm,則（5）計算可得、（6）大帶輪與軸的周向定位采用普通平鍵C型連接，其尺寸為,大帶輪與軸的配合為，流動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.求兩軸承所受的徑向載荷和帶傳動有壓軸力(過軸線，水平方向)，。將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三[注]圖二中通過另加彎矩而平移到作用軸線上圖三中通過另加轉矩而平移到指向軸線同理6、求兩軸承的計算軸向力和對于型軸承，軸承的派生軸向力故7、求軸承的當量動載荷和對于軸承1對于軸承2查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1，對于軸承2，8、求該軸承應具有的額定載荷值因為則有故符合要求。9、彎矩圖的計算水平面：,N,則其各段的彎矩為：BC段：由彎矩平衡得M-CD段：由彎矩平衡得鉛垂面：則其各段彎矩為：AB段：則BC段：則CD段：則做彎矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表表3載荷水平面垂直面支持力彎矩總彎矩扭矩10、按彎扭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(即危險截面)的強度。根據計算式及上表的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得，因此，故安全。11、鍵的選擇和校核高速軸上與大帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由于大帶輪在軸端部，故選用單圓頭平鍵（C型）根據，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度：高度：,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度鍵和輪轂鍵槽的接觸高度則，故合適。所以選用：鍵CGB/T1096-200312、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。二、中間軸的設計1、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、、都是作用力與反作用力的關系，則大齒輪上所受的力為中速軸小齒輪上的三個力分別為2、選取材料可選軸的材料為45鋼，調質處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取軸的最小直徑顯然是安裝軸承處，為使軸承便于安裝，且對于直徑的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%，然后將軸徑圓整。故取。4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）初選滾動軸承7008AC,則其尺寸為：故用擋油環(huán)定位軸承，故段右邊有一定位軸肩，故低速級小齒輪與箱體內壁距離為16,與箱體內壁距離為8，故左邊擋油環(huán)長為24，則（2）低速級小齒輪輪轂為95，即取兩齒面的距離為8，即（3）右邊也用擋油環(huán)定位軸承和低速級大齒輪，故。段軸長略短與其齒輪轂長，又轂長為55，故取、、各有一定位軸肩，故依次可取（4）計算可得6、軸上零件的周向定位低速級大齒輪的軸采用普通平鍵A型連接。其尺寸為齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。求兩軸承所受的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三7、求兩軸承的計算軸向力和由齒輪中計算得，對于型軸承，軸承的派生軸向力算得所以8、求軸承的當量動載荷和對于軸承1對于軸承2查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1，對于軸承2，9、求該軸承應具有的額定載荷值因為則有故符合要求。10、彎矩圖的計算水平面：。AB段：則即BC段：則CD段：則。鉛垂面：AB段：BC段：CD段：做彎矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表表4載荷水平面垂直面支持力彎矩總彎矩扭矩11、按彎扭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(即危險截面)的強度。根據計算式及上表的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得，，故安全。12、鍵的選擇和校核一般的8級以上精度的齒輪有空心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）取鍵長，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得取其平均植，鍵的工作長度鍵和輪轂鍵槽的接觸高度則，故合適。所以選用：鍵GB/T1096-200313、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑見365頁……三、低速軸的設計1、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、、都是作用力與反作用力的關系，則2、選取材料可選軸的材料為45鋼，調質處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配合，且對于直徑的軸有兩個鍵槽時，應增大10%-15%，然后將軸徑圓整，故取。并選取所需的聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉矩，查表可得，考慮到轉矩變化小，故取其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度①為了滿足半聯(lián)軸器安裝的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直徑。②查手冊99頁，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器L③初選滾動軸承7051AC，則其尺寸為故左邊軸承安裝處有擋油環(huán)，取其長度為20mm，則④擋油環(huán)右側用軸肩定位，故可?、萑↓X面與箱體內壁距離軸承座距箱體內壁距離為。用擋油環(huán)對齒面定位時，為了使油環(huán)可靠的壓緊齒輪，段應略短于輪轂寬度，故取所以?、摭X輪左側用軸肩定位，取則，軸換寬度，取。⑦由裝配關系可確定⑧計算得，，。6、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵型連接。軸與齒輪連接采用平鍵，L=70，齒輪輪轂與軸的配合為。同樣半聯(lián)軸器與軸連接，采用鍵。半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。7、軸上齒輪所受切向力，徑向力，軸向力，。8、求兩軸承所受的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三9、求兩軸承的計算軸向力和對于型軸承，軸承的派生軸向力故10、求軸承的當量動載荷和，。查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1，

機械設計基礎課程設計計算說明書第一部分設計任務書機械設計課程設計任務書設計題目：輸送傳動裝置的設計傳動簡圖：原始數(shù)據：參數(shù)輸出軸功率P/kW輸出軸轉速n（r/min）數(shù)據5.570工作條件：輕微振動載荷；單向傳動；室內工作。使用期限：長期使用。生產批量：成批。工作機速度（或轉速）允許誤差：±5%。設計工作量：1.減速器裝配圖1張（A0或A1）；2.零件工作圖：低速軸、大齒輪，共2張。第二部分選擇電動機2.1電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。2.2確定傳動裝置的效率查表得：滾動軸承的效率：η2=0.98閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98開式圓柱齒輪的效率：η4=0.95V帶的效率：ηv=0.96總效率ηa=ηv·η23·η3·η4=0.8492.3選擇電動機容量工作機所需功率為電動機所需額定功率:輸出軸轉速：查課程設計手冊表選取推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：3～6，開式圓柱齒輪傳動比范圍為：4～6，因此合理的總傳動比范圍為：24～144。電動機轉速的可以選擇的范圍為nd=ia×nw=(24～144)×70=1680～10080r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、價格、重量、和減速器、開式齒輪傳動傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S2-2的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉速為nm=2915r/min，同步轉速為nt=3000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1YE3-Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900圖3-1電機尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×332.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：（2）分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=3取開式圓柱齒輪傳動比：ic=4減速器傳動比為2.5動力學參數(shù)計算1.電機軸的參數(shù)2.高速軸的參數(shù)3.低速軸的參數(shù)4.工作機軸的參數(shù)各軸轉速、功率和轉矩列于下表軸名稱轉速n/(r/min)功率P/kW轉矩T/(N?m)電機軸29156.6821.88高速軸971.676.3562.41低速軸280.026.1208.04工作機軸70.015.74782.99第三部分V帶傳動的設計1.求計算功率Pc由表9-7,查得工作情況系數(shù)KA=1.1可得2.選擇帶型根據Pca=7.35kW，和小帶輪轉速n1=2915,由圖9-8，選用A型。3.確定帶輪基準直徑由表9-3取小帶輪dd1=90mm則由大帶輪的基準直徑由表9-3，取dd2=280mm。4.驗算帶速在5m/s～25m/s范圍內,帶速合適。5.中心距與帶長初選中心距為a0=560mm則帶長由表9-2，選用帶的基準長度Ld=1750mm計算實際中心距6.驗算小帶輪包角適合7.確定v帶的根數(shù)查表9-4和9-5,用查得P0=1.66kW,?P0=0.352kW查表9-6可得Kα=0.952查表9-2得KL=1由此可得取z=48.求單根v帶的初拉力F0根據表9-1查得q=0.105kg/m9.計算作用在軸上的壓力(1)帶輪結構設計1）小帶輪的結構設計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=90小帶輪結構選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：代號名稱計算公式代入數(shù)據尺寸取值內孔直徑d電機軸D=38mm38mm分度圓直徑dd190mmdadd1+2ha90+2×2.7595.5mm輪轂直徑d1(1.8～2)d(1.8～2)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5～2)d0(1.5～2)×d076mm2）大帶輪的結構設計大帶輪的軸孔直徑d=22mm因為大帶輪dd2=280mm因此大帶輪結構選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：代號名稱計算公式代入數(shù)據尺寸取值內孔直徑d高速軸D=22mm22mm分度圓直徑dd1280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5mm輪轂直徑d1(1.8～2)d(1.8～2)×2244mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5～2)d0(1.5～2)×d044mm腹板內徑drd2-2(hf+δ)280-2×(8.7+6)251mmC0.25×B0.25×6315.75mm圖4-2大帶輪結構示意圖(2)主要設計結論選用A型V帶4根，基準長度1750mm。帶輪基準直徑dd1=90mm，dd2=280mm，中心距控制在a=550～628mm。單根帶初拉力F0=128.6N。帶型AV帶中心距576mm小帶輪基準直徑90mm包角161.1°大帶輪基準直徑280mm帶長1750mm帶的根數(shù)4初拉力128.6N帶速13.73m/s壓軸力1014.84N第四部分減速器齒輪傳動設計計算1.材料選擇帶式輸送機的工作載荷比較平穩(wěn)，對減速器的外廓尺寸沒有限制，因此為了便于加工選擇軟齒面齒輪傳動，小齒輪選用45鋼，調質處理，齒面平均硬度240HBS；大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面平均硬度為190HBS。2.參數(shù)選擇(1)齒數(shù)由于采用軟齒面閉式傳動，故取Z1=30，Z2=i×Z1=3.47×30=103。(2)齒寬系數(shù)兩支承相對齒輪為對稱，且兩輪均為軟齒面，查表7-4，取φd=1(3)載荷系數(shù)因為載荷比較平穩(wěn)，齒輪為軟齒面，支承對稱，故取K=1.3。(4)齒數(shù)比齒數(shù)比u=i=3.47。3.確定許用應力小齒輪的齒面平均硬度為240HBS。許用應力可根據7-3通過線性插值來計算，即大齒輪的齒面平均硬度為190HBS，由表7-3用線性插值求得許用應力分別為[σ]H2=490MPa，[σ]F2=291MPa4.計算小齒輪的轉矩取較小的許用接觸應力[σ]H帶入式（7-28）中，得小齒輪的分度圓直徑為齒輪的模數(shù)為4.按齒根彎曲疲勞強度計算由齒數(shù)z1=30，z2=103，查表7-5，得復合齒形系數(shù)YFS1=4.12，YFS2=3.962。復合齒形系數(shù)與許用彎曲應力的比值為因為YFS2/[σ]F2較大，故一次比值帶入式（7-22）中，得齒輪的模數(shù)為取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得兩者取較大值，所以①試算齒輪模數(shù)5.確定模數(shù)由上述計算結果可見，該齒輪傳動的接觸疲勞強度較薄弱；故應以m≥1.931mm為準。根據表7-1，取標準模數(shù)m=2當計算所得模數(shù)與標準模數(shù)相差較大時，取標準模數(shù)后使得齒輪尺寸增大較多，這時應適當調整齒數(shù)或（和）齒寬系數(shù)，使計算所得模數(shù)接近標準模數(shù)。(1)確定中心距(2)分度圓直徑(3)確定齒寬故取b2=60mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=65mm6.確定傳動尺寸(1)計算中心距(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑(3)計算齒寬取B1=65mmB2=60mm(4)齒輪的圓周速度選用7級精度是合適的主要設計結論齒數(shù)z1=30，z2=103，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=133mm，齒寬B1=65mm、B2=607.計算齒輪傳動其它幾何尺寸①計算齒頂高、齒根高和全齒高②計算小、大齒輪的齒頂圓直徑③計算小、大齒輪的齒根圓直徑8.齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m22螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30103齒寬B6560齒頂高ham×ha*22齒根高hfm×(ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d60206齒頂圓直徑dad+2×ha64210齒根圓直徑dfd-2×hf55201中心距a133133第五部分開式圓柱齒輪傳動設計計算1.材料選擇由于要求結構緊湊，故采用硬齒面齒輪傳動，小齒輪選用20Cr，滲碳淬火處理，齒面平均硬度600HRC；大齒輪選用40Cr，表面淬火處理，齒面平均硬度為52HRC。2.參數(shù)選擇1）齒數(shù)由于采用硬齒面閉式傳動，故取Z1=23，Z2=i×Z1=4×23=93。2）齒寬系數(shù)兩支承相對齒輪為懸臂，且兩輪均為硬齒面，查表7-4，取φd=0.63）載荷系數(shù)因為載荷比較平穩(wěn)，齒輪為硬齒面，支承懸臂，故取K=1.3。4）齒數(shù)比齒數(shù)比u=i=4。3.確定許用應力小齒輪的齒面平均硬度為60HRC。即大齒輪的齒面平均硬度為52HRC，由表7-3用線性插值求得許用應力分別為[σ]H2=1184MPa，[σ]F2=723MPa4.計算小齒輪的轉矩取較小的許用接觸應力[σ]H帶入式（7-28）中，得小齒輪的分度圓直徑為齒輪的模數(shù)為2.按齒根彎曲疲勞強度計算由齒數(shù)z1=23，z2=93，查表7-5，得復合齒形系數(shù)YFS1=4.27，YFS2=3.967。復合齒形系數(shù)與許用彎曲應力的比值為因為YFS1/[σ]F1較大，故一次比值帶入式（7-22）中，得齒輪的模數(shù)為取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得兩者取較大值，所以①試算齒輪模數(shù)3.確定模數(shù)由上述計算結果可見，該齒輪傳動的接觸疲勞強度較薄弱；故應以m≥2.453mm為準。根據表7-1，取標準模數(shù)m=3當計算所得模數(shù)與標準模數(shù)相差較大時，取標準模數(shù)后使得齒輪尺寸增大較多，這時應適當調整齒數(shù)或（和）齒寬系數(shù)，使計算所得模數(shù)接近標準模數(shù)。(1)確定中心距(2)分度圓直徑(3)確定齒寬故取b2=45mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=50mm4.確定傳動尺寸(1)計算中心距(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑(3)計算齒寬取B1=50mmB2=45mm(4)齒輪的圓周速度選用8級精度是合適的主要設計結論齒數(shù)z1=23，z2=93，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=174mm，齒寬B1=50mm、B2=45小齒輪所受的圓周力（d5為小齒輪的分度圓直徑）小齒輪所受的徑向力5.計算齒輪傳動其它幾何尺寸①計算齒頂高、齒根高和全齒高②計算小、大齒輪的齒頂圓直徑③計算小、大齒輪的齒根圓直徑6.齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m33螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2393齒寬B5045齒頂高ham×ha*33齒根高hfm×(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d69279齒頂圓直徑dad+2×ha75285齒根圓直徑dfd-2×hf61.5271.5中心距a174174第六部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計6.1高速軸設計計算(1)輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1=6.35kW；n1=971.67r/min；T1=62.41N?m(2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45（調質），硬度為240HBS，根據表，取A0=112，于是得輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%故選取:d12=22mm(3)軸的結構設計圖圖7-1高速軸示意圖①為了滿足大帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑d23=27mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=32mm。大帶輪輪轂寬度L=44mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比大帶輪輪轂寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=42mm。(4)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓錐滾子02系列軸承。參照工作要求并根據d23=27mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子02系列軸承30206，其尺寸為d×D×T=30×62×17.25mm，故d34=d78=30mm，則l34=l78=T=17.25mm。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。(5)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=65mm，d56=64mm(6)根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外接傳動部件有一定距離，取l23=64.75mm。(7)取小齒輪距箱體內壁之距離Δ=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=5mm，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑22273036643630長度4264.7517.2515651517.25小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）小齒輪所受的徑向力根據30206圓錐滾子02系列查手冊得壓力中心a=13.8mm第一段