麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)資料

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書設(shè)計(jì)題目：麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)設(shè) 計(jì) 者：陳根學(xué) 號(hào)：20110040專業(yè)班級(jí)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化1班指導(dǎo)教師： 李 克 旺完成日期： 2014年 6 月1日天津理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院目 錄一 課程設(shè)計(jì)的任務(wù)1二 電動(dòng)機(jī)的選擇2三 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比3四 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算4五 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算6六 軸的設(shè)計(jì)、校核18七 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算20八 鍵連接的選擇和計(jì)算21九 聯(lián)軸器的選擇23十 潤(rùn)滑和密封的選擇26十一 軸.軸承和鍵的校核28十二 設(shè)計(jì)總結(jié)35十三 參考文獻(xiàn)36一、 課程設(shè)計(jì)的任務(wù)1設(shè)計(jì)目的課程設(shè)計(jì)是機(jī)械設(shè)計(jì)課程

2、重要的教學(xué)環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)學(xué)生機(jī)械設(shè)計(jì)能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。課程設(shè)計(jì)的主要目的是：(1)通過(guò)課程設(shè)計(jì)使學(xué)生綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及有關(guān)先修課程的知識(shí)，起到鞏固、深化、融會(huì)貫通及擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面知識(shí)的作用，樹立正確的設(shè)計(jì)思想。(2)通過(guò)課程設(shè)計(jì)的實(shí)踐，培養(yǎng)學(xué)生分析和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，使學(xué)生掌握機(jī)械零件、機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的一般設(shè)計(jì)方法和步驟。(3)提高學(xué)生的有關(guān)設(shè)計(jì)能力，如計(jì)算能力、繪圖能力以及計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)(CAD)能力等，使學(xué)生熟悉設(shè)計(jì)資料(手冊(cè)、圖冊(cè)等)的使用，掌握經(jīng)驗(yàn)估算等機(jī)械設(shè)計(jì)的基本技能。2設(shè)計(jì)題目：（根據(jù)自己題目，從下面三個(gè)題目中，保留自己的）麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)執(zhí)行機(jī)

3、構(gòu)方案設(shè)計(jì)、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)及機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖已經(jīng)在機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)中完成（詳見(jiàn)機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)資料，在此略），現(xiàn)將對(duì)傳動(dòng)裝置進(jìn)行具體設(shè)計(jì)。簡(jiǎn)圖如下圖所示。麥秸打包機(jī)機(jī)構(gòu)及傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：方案號(hào)分配軸轉(zhuǎn)速n(r/min)分配軸輸入功率P（kw）l1(mm)l2(mm)l3(mm)l4(mm)l5(mm)L6(mm)4721.6320420270900210650說(shuō)明和要求：（1） 工作條件：一班制，田間作業(yè)，每年使用二個(gè)月；（2） 使用年限：六年；（3） 生產(chǎn)批量：小批量試生產(chǎn)（十臺(tái)）；（4） 工作周期T的允許誤差為±3%之內(nèi)；3設(shè)計(jì)任務(wù)1）總體設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選擇電動(dòng)型號(hào)計(jì)算所需電

4、機(jī)功率，確定電機(jī)轉(zhuǎn)速，選定電機(jī)型號(hào)；(2)計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)；a.確定總傳動(dòng)比i，分配各級(jí)傳動(dòng)比；b.計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩T；c.傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算；d.校核中間軸的強(qiáng)度、軸承壽命、鍵強(qiáng)度；2）繪制減速器裝配圖（草圖和正式圖各一張)；3）繪制零件工作圖：減速器中大齒輪和中間軸零件工作圖；（注：當(dāng)中間軸為齒輪軸時(shí)，可僅繪一張中間軸零件工作圖即可）；4）編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書。二、電動(dòng)機(jī)的選擇1電動(dòng)機(jī)類型的選擇按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)。2 確定電動(dòng)機(jī)輸出功率Pd電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率Pd=Pw/ 其中：Pw-工作機(jī)分配軸的輸入功率-由電動(dòng)機(jī)至分配軸的

5、傳動(dòng)總效率總效率 =帶·3軸承·2齒輪·聯(lián)軸器 查表可得：帶 =0.96， 軸承=0.99，齒輪=0.98， 聯(lián)軸器=0.99，則 = 0.96×0.993×0.982×0.99=0.868 電動(dòng)機(jī)所需的功率：Pd = Pw/=1.6/0.868=1.844 KW3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw（即方案中分配軸轉(zhuǎn)速n(r/min)）： nw= 72 r/min確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍:V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍為: i帶=23，雙級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為i減=1418，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為:nd=nw i總=(23)( 1418) nw =(

6、2854)×nw = 2016 3888 r/min其中： i總= i帶× i減=(23) ×(1418) =2854i減減速器傳動(dòng)比符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有 3000 r/min，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)。（建議：在考慮保證減速器傳動(dòng)比i減>14時(shí)，來(lái)確定電機(jī)同步轉(zhuǎn)速）。4.確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)所需效率、轉(zhuǎn)速，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 或指導(dǎo)書選定電動(dòng)機(jī)： Y112M-2 型號(hào)（Y系列）數(shù)據(jù)如下: 額定功率P： 4 kw (額定功率應(yīng)大于計(jì)算功率)滿載轉(zhuǎn)速：nm = 2890 r/min （nm電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速）同步轉(zhuǎn)速： 2890 r/min

7、電動(dòng)機(jī)軸徑: ？ mm三、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i總= i帶× i減= nm/ nw = 2890/ 72 = 40.139nw工作機(jī)分配軸轉(zhuǎn)速2分配各級(jí)傳動(dòng)比為使V帶傳動(dòng)外部尺寸不要太大，可初步取i帶=2-3左右 則：i減=i總/i帶=14.335減速器傳動(dòng)比分配原則：各級(jí)傳動(dòng)尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個(gè)大齒輪直徑接近以便潤(rùn)滑（浸油深度）。i減=i高*i低i高高速級(jí)傳動(dòng)比i低低速級(jí)傳動(dòng)比建議?。?i高=1.3i低 則： i減=1.3 i2低 3.321 i高=1.3i低=4.317四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算1計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速軸（高速級(jí)小齒輪軸）

8、：n=nm/i帶=2890/2.8=1032.143 r/min軸（中間軸）：n= n/ i高= 1032.143/4.327= 239.092 r/min軸（低速級(jí)大齒輪軸）：n=n/i低=239.092/3.321= 72 r/min軸（與軸通過(guò)聯(lián)軸器相連的軸）: nW= n= 72 r/min2計(jì)算各軸的輸入功率和輸出功率軸： P入=Pd·帶 =1.844×0.96 =1.770 kwP出= P入·軸承=1.770×0.99 =1.752 kw軸： P入= P出·齒輪 =1.752×0.98 =1.699 kwP出= P入

9、83;軸承 =1.699×0.99 =1.682 kw軸： P入= P出·齒輪 =1.682×0.98 =1.632 kwP出= P入·軸承 =1.632×0.99 =1.616 kw軸: P入= P出·聯(lián)軸器 =1.616×0.99 =1.60 Kw3.計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩 公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n = 9.551.770/1032.143=16373.256(N·mm) T出=9.55&#

10、215;106×P出/ n=9.551.752/1032.143=16209.24(N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.699/239.092=67876.168(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n=9.551.682/239.092=67197.406(N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.632/72=216449.329(N·mm) T出=9.55×106×P出/ n=9.551.616/72=

11、214284.826(N·mm)軸： T入=9.55×106×P入/ n=9.551.60/72=212222.222(N·mm) TW=T出=9.55×106×P出/ n=9.551.60/72=212222.222(N·mm)將運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行整理并列于下表：軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T （N·mm）轉(zhuǎn)速n（r/min）傳動(dòng)比i輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸1.8436091.24128902,8軸1.7701.75216373.25616209.5231032.2414,72軸1.6991.68267876.1

12、6867197.406239.0923.63軸1.6321.616216449.319214284,826721軸1.601.584212222.222210100724.初定各軸最小直徑公式： 材料為45鋼：A0=126103 可?。篈0=110軸： 軸： 軸： 因軸、軸最細(xì)處軸段有鍵槽，應(yīng)將計(jì)算值加大3%，即：dmin應(yīng)為：dmin×1.03=13.56201dmin應(yīng)為：dmin×1.03=32.0639五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算主要包括V帶傳動(dòng)參數(shù)的選擇和帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。5.1.1 V帶傳動(dòng)參數(shù)的選擇定V帶型號(hào)和帶輪直徑工作情

13、況系數(shù)由參考文獻(xiàn)【1】表11.5 KA =1.2計(jì)算功率Pc = KAP =1.2×1.884(式11.19)Pc =2.268 KW 選帶型號(hào)由參考文獻(xiàn)【1】圖11.15Z型V帶的型號(hào)為Z型，由參考文獻(xiàn)【1】表11.4頂寬b =10 mm節(jié)寬bp =8.5 mm高度h =6 mmb =10 mmbp =8.5 mmh =6 mm小帶輪直徑由參考文獻(xiàn)【1】表11.6D1 =75mm大帶輪直徑大帶輪轉(zhuǎn)速D2 = D1 ×i帶n2 =(1- )D1n1/D2 =(1-0.01)×2890×75/1032D2 =208 mm n2=1031.6r/min(設(shè)=

14、1%)計(jì)算帶長(zhǎng)求DmDm =(D1 + D2)/2 =(75+203)/2Dm =139 mm求=(D2 - D1)/2 =(203-75)/2 =64 mm初取中心距(D1 + D2)2> a >(D1 + D2)0.55+h(由參考文獻(xiàn)【1】表11.4 h= 6mm)(式11.20)取a=450 mm帶長(zhǎng)L=×Dm +2+2/a=×139+2×450+642/450(式11.2)基準(zhǔn)長(zhǎng)度由參考文獻(xiàn)【1】圖11.4Ld=1400 mm求中心距和包角中心距a=(L-Dm)/4+(L-Dm)2-820.5/4=(1800-×139)/4+(18

15、00-×139)2-8×6420.5/4(式11.3)a=477.5mm小輪包角1 =180°- 60°×(D2-D1)/a=180°-60°×(式11.4)1 =171.9°>120°(208-75)/477.5求帶根數(shù)帶速v=×D1 n1/(60×1000)= ×75×2890/60000v=11.34m/s傳動(dòng)比i=n1 /n2 =252/90i=2.8帶根數(shù)由參考文獻(xiàn)【1】表11.8 P0 =0.6kw由參考文獻(xiàn)【1】表11.7 Ka =0.

16、95由參考文獻(xiàn)【1】表11.12 KL =1.18由參考文獻(xiàn)【1】表11.10P0=0.04kwz= Pc/(P0+P0)KaKL=2.268/(0.53+0.02)×0.98×1.14(式11.22)取z=4根求軸上載荷張緊力F0 =(由參考文獻(xiàn)【1】表11.4 q=0.10kg/m)(式11.21)F0 =43.79N軸上載荷FQ =2zF0sin(1/2)=2×4×43.79×sin(171.96°/2)FQ =349.43 N注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】。5.1.2 z型v帶截面尺寸 v帶頂寬b節(jié)寬bp高度h截 尺寸10

17、8.56注：表格中數(shù)據(jù)來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】表11.4。5.1.3 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)V帶的型號(hào)為z型1、輪緣尺寸ha min由參考文獻(xiàn)【1】表11.4ha min =2mmhf min由參考文獻(xiàn)【1】表11.4hf min =7 mme由參考文獻(xiàn)【1】表11.4e =12 mmf由參考文獻(xiàn)【1】表11.4f =8 mmmin由參考文獻(xiàn)【1】表11.4min =5.5 mm由參考文獻(xiàn)【1】表11.4=38°2、輪輻尺寸帶輪寬度BB=(z-1)e + 2f=(4-1)×12+2×5B=56 mm小帶輪外徑DL1DL1 =D1 +2ha =90+2×2DL1 =9

18、4 mm大帶輪外徑DL2DL2 =D2 +2ha =252+2×2DL2 =256 mm注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】表11.4。5.2 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算減速器中齒輪采用閉式軟齒面斜齒輪傳動(dòng)。小齒輪材料采用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HB；大齒輪材料采用45鋼，正火處理，硬度為200HB。8級(jí)精度。每日工作時(shí)數(shù)(hour)：8 每年工作日數(shù)(day): 61傳動(dòng)工作年限(year)：65.2.1高速級(jí)高速級(jí)傳動(dòng)比：i = u= 3.3215.2.1.1 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算1、初步計(jì)算轉(zhuǎn)矩T1T入 =9.55×1000000×1.884

19、/1032T1 =17434N.MM 齒寬系數(shù)d由參考文獻(xiàn)【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由參考文獻(xiàn)【1】表12.16，估計(jì)=15°，取Ad =90Ad =90接觸疲勞極限Hlim由參考文獻(xiàn)【1】圖12.17cHlim1 =710MpaHlim2 =550Mpa初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力HH1 = 0.9Hlim1 =0.9×710H2 = 0.9Hlim2 =0.9×550(式12.15)H1 =639MpaH2 =495Mpa初步計(jì)算的小齒輪直徑d1(式12.14)取d1=40mm初步齒寬bb=d d1 =1.0×40b=40mm2、

20、校核計(jì)算圓周速度vv=d1n1/(60×1000)=×40×1032/(60×1000)v=2.16 m/s齒數(shù)z、模數(shù)m和螺旋角取齒數(shù)z1 =31,z2 =iz1 =108，取z2 =108mt =d1/z1=44/21=2.09由參考文獻(xiàn)【1】表12.3,取mn =2=arccos(mn /mt)=arccos(2/2.09)z1 =31,z2 =108mt =2.09mn =2=14.373°使用系數(shù)KA由參考文獻(xiàn)【1】表12.9KA =1.5動(dòng)載系數(shù)Kv由參考文獻(xiàn)【1】圖12.9Kv =1.2齒間載荷分配系數(shù)KH由參考文獻(xiàn)【1】表12.

21、10，先求Ft =2T1/d1 =2×16627/44=755.77 NKAF1/b=1.5×755.77/44=25.76 N/mm100 N/mm =1.88-3.2(1/z1+1/z2)cos=1.88-3.2(1/21+1/99)cos16.9° =bsin/(mn) =d z1 tan/=1.0×21×tan16.9°/ = + =1.63+2.03t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/ cos16.9°)=20.82°cosb =coscosn/cost= cos1

22、6.9°cos20°/cos20.82°=0.96由此得 KH =KF =/ cos2b =1.63/(0.96)2=1.77(式12.6) =1.63(式12.8) =2.03(式12.8) =3.66(式12.8)(式12.8)KH =1.77齒向載荷分布系數(shù)KH由參考文獻(xiàn)【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d1)2(b/d1)2+bC·10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+44×0.31×10-3KH =1.36載荷系數(shù)KK=KA Kv KH KH=1.5×

23、;1.08×1.36×1.77(式12.5)K=3.9彈性系數(shù)ZE由參考文獻(xiàn)【1】表12.12ZE =190(MPa)0.5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH由參考文獻(xiàn)【1】圖12.16ZH =2.42重合度系數(shù)Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.63)0.5Z =0.78螺旋角系數(shù)ZZ =(cos)0.5 = (cos16.9°)0.5Z =0.98接觸最小安全系數(shù)SHmin由參考文獻(xiàn)【1】表12.14SHmin =1.03總工作時(shí)間thth =8×61×6th =2928h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL

24、因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故NL =60n1th =60×1×2928×507.14(式12.12)NL =8.91×107h接觸壽命系數(shù)ZN由參考文獻(xiàn)【1】圖12.18ZN1 =1.17ZN2 =1.26許用接觸應(yīng)力HH = Hlim1 ZN/SHmin =710×1.18/1.05(式12.11)H1 =797.9 MPa驗(yàn)算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.78×0.98×2×3.9×16627×(4.28+1)/(4.2

25、8×44×442)0.5(式12.8)H =568.87 Mpa H2 計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無(wú)需調(diào)整。3、確定傳動(dòng)主要尺寸中心距aa=d1(i +1)/2=40×(3.321+1)/2= a=86.42mm實(shí)際分度圓直徑d因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會(huì)改變，即d1 =2a/(i+1) =2×116.2/(4.28+1)=44d2 =id1 =188.32a實(shí)= （d1 +d2 ）/2= 93d1 =40 mmd2 =146.421mma實(shí)= 93 mm齒寬bb=d d1 =1.0×44=44 mm取b1 =40 mm

26、b2 =40 mm4、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒形系數(shù)YFzv1 =z1/cos3=21/cos316.9°=23zv2 =z2/cos3=99/cos316.9°=108由參考文獻(xiàn)【1】圖12.21YF1 =2.68YF2 =2.18應(yīng)力修正系數(shù)YS由參考文獻(xiàn)【1】圖12.22YS1 =1.57YS2 =1.83重合度系數(shù)Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/23+1/108)cos16.9°=1.64Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.64(式12.18)Y =0.71螺旋角系數(shù)YYmin =1-0.

27、25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×16.9°/120°=0.86Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.86齒間載荷分配系數(shù)KF由參考文獻(xiàn)【1】表12.10注，/( Y)= 3.66/(1.63×0.71)=3.16前已求得KF =1.77/( Y)故KF =1.77KF =1.77齒間載荷分布系數(shù)KF由參考文獻(xiàn)【1】圖12.14b/h=44/(2.25×2)=9.8KF =1.17KF =1.17載荷系數(shù)KK=KA Kv KH KH=1.25×1.08×

28、;1.77×1.17K=3.4彎曲疲勞極限Flim由參考文獻(xiàn)【1】圖12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =430 MPa彎曲最小安全系數(shù)SF mim由參考文獻(xiàn)【1】表12.14SF mim =1.25應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故NL1NL1 =8.91×107h NL2 =1.89×107h彎曲壽命系數(shù)YN由參考文獻(xiàn)【1】圖12.24YN1 =0.97YN2 =0.92尺寸系數(shù)YX由參考文獻(xiàn)【1】圖12.25YX =1.0許用彎曲應(yīng)力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min =540×0.97×1.0/1.25F

29、2 =Flim2 YN2 Yx/SF min =430×0.92×1.0/1.25F1 =419 MPaF2 =317 MPa驗(yàn)算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y=2×3.4×16627×2.68×1.57×0.71×0.86F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =333×2.18×1.83/(2.68×1.57)F1 =333 MPa F1 F2 =316 MPaF2 注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】。5.2.1.2 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)幾何尺寸螺旋角

30、上表已算得=16.9°旋向設(shè)定高速級(jí)小齒輪旋向?yàn)樽笮?，則 高速級(jí)大齒輪旋向?yàn)橛倚?。端面模?shù)mt上表已算得mt =2.09齒數(shù)z上表已算得z1 =31z2 =108齒寬b上表已算得b1 =40mmb2 =40 mm中心距a上表已算得a=86.42mm實(shí)際分度圓直徑d上表已算得d1 =40 mmd2 =132.84 mm齒頂高系數(shù)han*由參考文獻(xiàn)【5】得，對(duì)于正常齒制 han* =1han* =1頂隙系數(shù)cn*由參考文獻(xiàn)【5】得，對(duì)于正常齒制 cn* =0.25cn* =0.25端面齒頂高系數(shù)hat*hat* = han* cos=1×cos16.9°(式12.18

31、)hat* =0.957端面頂隙系數(shù)ct*ct* = cn* cos =0.25×cos16.9°(式12.18ct* =0.24齒頂圓直徑dada1 =mt z1 + 2 mt hat* =2.09×31+2×2.09×0.957da2 =mt z2 + 2 mt hat* =2.09×108+2×2.09×0.957da1 =58mmda2 =221mm齒根圓直徑dfdf1 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.069×31-2×2.09×0.97-2&

32、#215;2.09×0.24df2 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct* =2.09×108-2×2.09×0.957-2×2.09×0.24df1 =39mmdf2 =202 mm大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算ds由本設(shè)計(jì)說(shuō)明書ds =42 mmb2b2=B=40b2= 40mmD12D12 =1.6ds =1.6×42D12 =67.2 mmD22D22 =da2 -10mn =221-10×2D22 = 201 mmD02D02 =0.5( D12 + D22 )=0.5×(67.2+20

33、1)D02 =134.1 mmd02d02 =0.25( D22 -D12 )=0.25×(201-67.2)d02 =33.45mmC2C2 =0.3b2 =0.3×44 C2 =13.2 mmn2n2 =0.5mn =0.5×2n2 =1 mm注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】圖12.32。5.2.2 低速級(jí)低速級(jí)傳動(dòng)比：i = u = 3.295.2.2.1 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)強(qiáng)度齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算1、初步計(jì)算轉(zhuǎn)矩T入T入 69070齒寬系數(shù)d由參考文獻(xiàn)【1】表12.13，取d =1.0d =1.0Ad 值由參考文獻(xiàn)【1】表12.16，估計(jì)=15°

34、，取Ad =90Ad =90接觸疲勞極限Hlim由參考文獻(xiàn)【1】圖12.17cH lim1 =650 MpaH lim2 =600 Mpa初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力HH1 = 0.9H lim1 =0.9×710H2 = 0.9H lim2 =0.9×550(式12.15)H1 =585 MpaH2 =540 Mpa初步計(jì)算的小齒輪直徑d3d3 Ad T1(u+1)/(udH2)1/3 =82×69070×(3.29+1)/(3.29×1.0×5402)1/3=55.43(式12.14)取d3 =56mm初步齒寬bb=d d3 =1.0&#

35、215;56b=56mm2、校核計(jì)算圓周速度vv=d3n/(60×1000)=×56×236.98/(60×1000)v=0.69m/s齒數(shù)z、模數(shù)m和螺旋角取模數(shù)z3 =28,z4 =iz3 =101mt =d3/z3=72/28=2.6由參考文獻(xiàn)【1】表12.3,取mn =2.5=arccos(mn /mt)=arccos(2.5/2.6)z3 =28z4 =101mt =2.6mn =2.5=15.95°使用系數(shù)KA由參考文獻(xiàn)【1】表12.9KA =1.5動(dòng)載系數(shù)Kv由參考文獻(xiàn)【1】圖12.9Kv =1.08齒間載荷分配系數(shù)KH由參考文獻(xiàn)

36、【1】表12.10，先求Ft =2T1/d3 =2×69070/56=2467 NKAFt/b=1.5×2467/56=66.07 N/mm<100 N/mm =1.88-3.2(1/z3 +1/z4)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)0.96 =bsin/(mn) =d z3 tan/=1.0×72×tan15.95°/ = + =1.67+2.63t=arctan(tann/cos) =1.67 =2.52 =4.2t=20.76°cosb=0.97KH =1.79=arctan(tan20°/ 0.

37、96)=20.76°cosb =coscosn/cost=cos15.59°cos20°/cos20.76°=0.97由此得 KH =KF =/ cos2b =1.67/(0.965)2=1.79齒向載荷分布系數(shù)KH由參考文獻(xiàn)【1】表12.11KH =A+B1+0.6(b/d3)2(b/d3)2+bC·10-3 =1.09+0.16×(1+0.6×12)×12+56×0.31×10-3KH =1.37載荷系數(shù)KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.79×

38、1.37(式12.5)K=3.97彈性系數(shù)ZE由參考文獻(xiàn)【1】表12.12ZE =188.9(MPa)0.5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH由參考文獻(xiàn)【1】圖12.16ZH =2.42重合度系數(shù)Z由式12.31，因 1，取 =1，故Z =(4-)(1-)/3 +/0.5=(1/)0.5 =(1/1.67)0.5Z =0.77螺旋角系數(shù)ZZ =(cos)0.5 = (cos15.95°)0.5Z =0.98接觸最小安全系數(shù)SHmin由參考文獻(xiàn)【1】表12.14SHmin =1.1總工作時(shí)間th同上次同上次應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL同上次(式12.13)接觸壽命系數(shù)ZN由參考文獻(xiàn)【1】圖12.18ZN1 =1.2

39、ZN2 =1.26許用接觸應(yīng)力HH1= Hlim1 ZN1/SHmin =724.3MPa(式12.11)H =724.3MPa驗(yàn)算H =ZE ZH ZZ2KT1(u+1)/(ubd12)0.5=188.9×2.42×0.77×0.98×2×3.9×69070×(3.29+1)/(329×56×562)0.5(式12.8)H=689.92 Mpa H2 計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無(wú)需調(diào)整。3、確定傳動(dòng)主要尺寸中心距aa=d3(i +1)/2=56×(3.29+1)/2=154.

40、44a=154 mm實(shí)際分度圓直徑d因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會(huì)改變，即d3 =2a/(i+1) =2×155/(3.29+1)=72.26d4 =id3 =3.61×72=260a實(shí)=（d3 + d4）/2=166d3 =72mmd4 =260 mma實(shí)=166 mm齒寬bb=d d3 =1.0×108=108 mm取b3 =82 mmb4 =72 mm齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒形系數(shù)YFzv1 =z3/cos3=29/cos315.95°=33zv2 =z4/cos3=105/cos315.95°=118由參考文獻(xiàn)【1】圖12.21YF1

41、 =2.45YF2 =2.18應(yīng)力修正系數(shù)YS由參考文獻(xiàn)【1】圖12.22YS1 =1.62YS2 =1.81重合度系數(shù)Yv =1.88-3.2(1/zv1 +1/zv2)cos=1.88-3.2(1/28+1/101)cos15.95°=1.68Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.68(式12.18)Y =0.70螺旋角系數(shù)YYmin =1-0.25 =1-0.25×1=0.75Y =1-°/120°=1-1×15.95°/120°=0.87Ymin(式12.36)(式12.35)Y =0.87齒間載荷

42、分由參考文獻(xiàn)【1】表12.10注，前已求得KF =1.78 /( Y)故KF =1.78配系數(shù)KFKF =1.78齒間載荷分布系數(shù)KF由參考文獻(xiàn)【1】圖12.14b/h=91/(2.25×2.5)=16KF =1.16KF =1.6載荷系數(shù)KK=KA Kv KH KH=1.5×1.08×1.2×1.78K=3.46彎曲疲勞極限Flim由參考文獻(xiàn)【1】圖12.23cFlim1 =540 MPaFlim2 =420 MPa彎曲最小安全系數(shù)SF mim由參考文獻(xiàn)【1】表12.14SF mim =1.25同上次彎曲壽命系數(shù)YN由參考文獻(xiàn)【1】圖12.24YN1

43、=0.92YN2 =0.97尺寸系數(shù)YX由參考文獻(xiàn)【1】圖12.25YX =1.0許用彎曲應(yīng)力FF1 =Flim1 YN1 Yx/SF min F2 =Flim2 YN2 Yx/SF min F1=419 MPaF2=316 MPa驗(yàn)算F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Y Y/( bd1mn )F2 =F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =230×2.15×1.82/(2.42×1.64)F1 =230MPa F1 F2 =227MPaF2 注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【1】。5.2.2.2 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)幾何尺寸螺旋角上表已算得=15.95

44、°旋向設(shè)定低速級(jí)小齒輪旋向?yàn)樽笮?，則 低速級(jí)大齒輪旋向?yàn)橛倚?。端面模?shù)mt上表已算得mt =2.6齒數(shù)z上表已算得z3 =28z4 =101齒寬b上表已算得b3=82mmb4=72mm中心距a上表已算得a=166mm實(shí)際分度圓直徑d上表已算得d3 =72mm齒頂高系數(shù)han*由參考文獻(xiàn)【5】得，對(duì)于正常齒制 han* =1d4 =60mmhan* =1頂隙系數(shù)cn*由參考文獻(xiàn)【5】得，對(duì)于正常齒制 cn* =0.25cn* =0.25端面齒頂高系數(shù)hat*hat* = han* cos=1×cos15.95°hat* =0.96端面頂隙系數(shù)ct*ct* = cn*

45、 cos =0.25×cos15.95°(式12.18)ct* =0.24齒頂圓直徑da齒根圓直徑dfda3 =mt z1 + 2 mt hat* da4 =mt z2 + 2 mt hat* df3 =mt z1 - 2 mt hat* - 2 mt ctdf4 =mt z2 - 2 mt hat* - 2 mt ct*da3 =76mmda4 =264 mmdf3 =66mmdf4 =254 mm完成下表參數(shù)符號(hào)值的計(jì)算：減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機(jī)壁距離課程設(shè)計(jì)手冊(cè)26、20、16，至凸緣邊距課程設(shè)計(jì)手冊(cè)26、18、14大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.220齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>14機(jī)蓋，機(jī)座肋厚m1=6.8、m=6.8軸承端蓋外徑92、92、140六、軸的階梯化設(shè)計(jì)6.1 估算最小軸徑由參考文獻(xiàn)【1】P314 內(nèi)容知，初算軸徑可按降低許用切應(yīng)力法。計(jì)算式為： （參考文獻(xiàn)