大家好！今天讓小編來大家介紹下關(guān)于機(jī)械齒輪景觀設(shè)計(jì)圖的問題，以下是小編對此問題的歸納整理，讓我們一起來看看吧。

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文章目錄列表:

• 1、淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)幾個(gè)問題的探討論文

• 2、機(jī)械設(shè)計(jì)，一級齒輪減速器？

• 3、設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級直齒圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力1100,傳送帶速度1.5m/s,卷筒直徑250mm

• 4、機(jī)械課程設(shè)計(jì)中,軸和齒輪的零件圖上,一般需要標(biāo)注哪些幾何公差?

一、淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)幾個(gè)問題的探討論文

淺談齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)幾個(gè)問題的探討論文

0 引言

齒輪傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)中最重要的傳動(dòng)之一。公元前300 多年，古希臘哲學(xué)家亞里士多德在《機(jī)械問題》中，就闡述了用青銅或鑄鐵齒輪傳遞旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的問題。17 世紀(jì)末到18 世紀(jì)初，人們開始對齒輪的強(qiáng)度問題進(jìn)行研究。歐洲工業(yè)革命以后，齒輪技術(shù)得到高速發(fā)展，齒輪傳動(dòng)在機(jī)械傳動(dòng)及整個(gè)機(jī)械領(lǐng)域中的應(yīng)用極其廣泛。齒輪設(shè)計(jì)成為機(jī)械設(shè)計(jì)中重要的設(shè)計(jì)內(nèi)容之一。目前國際上比較常見的有關(guān)齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式，除了我國的國家標(biāo)準(zhǔn)( GB) 有關(guān)齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法以外主要有: 國際標(biāo)準(zhǔn)化組織( ISO) 計(jì)算方法; 美國齒輪制造商協(xié)會(huì)( AGMA) 標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法;德國工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)( DIN) 計(jì)算方法; 日本齒輪工業(yè)會(huì)( JGMA)計(jì)算方法; 英國BS 計(jì)算方法等。作者在從事機(jī)械設(shè)計(jì)特別對齒輪設(shè)計(jì)的教學(xué)中，發(fā)現(xiàn)不少地方的知識點(diǎn)描述比較簡單，不容易理解，為此，在文中對齒輪設(shè)計(jì)的幾個(gè)問題如齒輪的失效方式、齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)的歷史、現(xiàn)狀進(jìn)行了深入分析，探討我國齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)的歷史來源以及在齒輪設(shè)計(jì)中的一些困惑。通過深入的分析，有助于大家更好地理解齒輪設(shè)計(jì)公式的意義和來龍去脈。

1 齒輪失效方式的探討

齒輪在傳動(dòng)過程中會(huì)出現(xiàn)各種形式的失效，甚至喪失傳動(dòng)能力。齒輪傳動(dòng)的失效方式與齒輪的材料、熱處理方式、潤滑條件、載荷大小、載荷變化規(guī)律以及轉(zhuǎn)動(dòng)速度等有關(guān)。人們對齒輪失效的認(rèn)識是一個(gè)發(fā)展的過程。18 世紀(jì)中葉人們就開始對齒輪的失效進(jìn)行研究。對齒輪摩擦磨損、點(diǎn)蝕形成和齒面膠合有了初步的認(rèn)識。1928 年，白金漢發(fā)表了有關(guān)齒輪磨損的論文，并將齒面失效分為點(diǎn)蝕、磨粒磨損、膠合、剝落、擦傷和咬死等6 種失效形式。1939 年，Rideout 將齒輪損傷分為正常磨損、點(diǎn)蝕、剝落、膠合、擦傷、切傷、滾軋和錘擊等8 種形式。1953 年Borsoff 和Sorem 將齒輪損傷分為6 類。1967 年尼曼根據(jù)大量試驗(yàn)，對漸開線齒輪的4 種失效形式畫出了承載能力的限制關(guān)系圖，并指出當(dāng)齒輪轉(zhuǎn)速較低時(shí)，影響軟齒面齒輪承載能力的主要因素是點(diǎn)蝕，影響硬齒面齒輪承載能力的是斷齒; 而對于高速重載傳動(dòng)齒輪，影響因素往往是膠合。自上世紀(jì)50 年代以來，一些國家以標(biāo)準(zhǔn)的形式對齒輪損傷形式進(jìn)行分類，對名詞術(shù)語、表現(xiàn)特征、引發(fā)原因等都有規(guī)定。如1951 年美國將齒輪損傷分為兩大類，一類是齒面損壞，包括磨損、塑性變形、膠合、表面疲勞等，另一類是輪齒的折斷。前一大類齒面損壞是齒輪作為高副由于摩擦學(xué)原因而引起的表面損傷; 后一大類輪齒的折斷是輪齒作為受力構(gòu)件由于體積強(qiáng)度不夠而發(fā)生的破壞。1968 年奧地利國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了齒輪損傷的名詞術(shù)語。

1983 年，我國頒布了齒輪輪齒損傷的術(shù)語、特征和原因國家標(biāo)準(zhǔn)( GB /T3481 - 83) ，將齒輪損傷形式分為5 大類，即磨損、齒面疲勞( 包括點(diǎn)蝕和剝落) 、塑性變形、輪齒折斷和其他損傷，共26 種失效形式。1997 年，我國頒布了對GB/T3481 - 1983 修訂的GB/T3481 -1997 國家標(biāo)準(zhǔn)。目前我國在大多數(shù)的機(jī)械設(shè)計(jì)教材和機(jī)械設(shè)計(jì)手冊中齒輪失效方式都進(jìn)行了簡化，一般分為5 大類，即輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、齒面膠合、齒面磨損和塑性變形。

2 齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)的探討

2. 1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算

1785 年，英國瓦特提出了齒根彎曲強(qiáng)度的計(jì)算方法，把輪齒看成為矩形截面的板狀懸臂梁，隨后出現(xiàn)多種彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式。1893年，路易斯發(fā)表了輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算式，而且用內(nèi)切拋物線法找齒輪的危險(xiǎn)截面，這一方法稱為“拋物線法”[12]，如圖1 所示。路易斯以載荷作用于齒頂推導(dǎo)出齒根彎曲應(yīng)力公式，但是對于重合度大于1 小于2 的齒輪傳動(dòng)，理論上只有當(dāng)單對齒嚙合時(shí)，載荷才全部由一個(gè)齒承受。對于重合度大于2 小于3 的足夠精密的齒輪，因?yàn)橥瑫r(shí)有2 對以上的齒輪在嚙合，其最大彎曲應(yīng)力的作用點(diǎn)要低。

在此之后，又出現(xiàn)30°切線法、尼曼法、白金漢法等。1980 年， ISO 提出“漸開線圓柱齒輪承載能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了輪齒彎曲強(qiáng)度、齒面接觸強(qiáng)度的計(jì)算方法。

過去，我國的齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法一直比較混亂，沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)，對生產(chǎn)、科研以及教學(xué)帶來諸多問題。于是， 1981 年我國成立了“漸開線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法”國家標(biāo)準(zhǔn)課題組，以ISO6336—1980為根據(jù)，開展全面的研究工作。1983 年頒布了漸開線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法的國家標(biāo)準(zhǔn)( GB /T3480—1983) 。

目前，我國有關(guān)齒輪彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式基本上采用30° 切線法，即作與輪齒對稱中心線成30°夾角并與齒根圓角相切的斜線，兩切點(diǎn)的連線是齒根危險(xiǎn)截面位置。而且以單對齒嚙合區(qū)的最高點(diǎn)作為最不利載荷作用點(diǎn)，這時(shí)產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大，如圖2 所示。另外，彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式中，齒形系數(shù)在許多機(jī)械設(shè)計(jì)中只是說明與齒數(shù)有關(guān)，與模數(shù)無關(guān)，并未做詳細(xì)說明，不容易理解。下面對相關(guān)問題進(jìn)行詳細(xì)分析。如圖2 所示，齒根彎曲應(yīng)力為σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF為齒頂圓壓力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF稱為齒形系數(shù)，由路易斯在其輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算式中首次引用?？梢钥闯觯琘F是與齒輪形狀的幾何參數(shù)有關(guān)的一個(gè)系數(shù)。因?yàn)?，根?jù)齒輪形成原理，齒數(shù)的變化將引起輪齒上hF、SF、aF等參數(shù)的變化，由于hF、SF、aF均與齒輪模數(shù)成正比，致使齒形系數(shù)中的模數(shù)可以約去。因此，齒形系數(shù)不受模數(shù)的影響，而只與齒數(shù)有關(guān)，齒數(shù)越多YF越小，反之YF越大。這就是在機(jī)械設(shè)計(jì)的教材中經(jīng)常會(huì)看到“標(biāo)準(zhǔn)齒輪的齒形系數(shù)只與齒數(shù)有關(guān)而與模數(shù)無關(guān)”的原因。

2. 2 齒輪壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響

根據(jù)30°切線法及齒輪受力分析。將法向力Fn移至輪齒中線并分解成相互垂直的兩個(gè)分力，即圓周力Ft和徑向力Fr。根據(jù)力學(xué)理論，F(xiàn)t使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力為σF，F(xiàn)r則產(chǎn)生壓應(yīng)力σy。因此齒根危險(xiǎn)截面上受到的應(yīng)力為彎曲和壓縮組成的組合應(yīng)力，并導(dǎo)致齒根兩邊的應(yīng)力大小不相等。然而，在相關(guān)的機(jī)械設(shè)計(jì)資料中都沒有將由于徑向力產(chǎn)生的壓應(yīng)力計(jì)算在齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算公式中，而且在大多數(shù)的相關(guān)教材中都認(rèn)為: 壓應(yīng)力相對于齒根最大彎曲應(yīng)力比較小，可以忽略不計(jì)。但是壓應(yīng)力到底多少，為什么可以忽略不計(jì)，很少有人進(jìn)行計(jì)算，下面對壓應(yīng)力與彎曲應(yīng)力進(jìn)行探討。如圖2 中，F(xiàn)t產(chǎn)生其彎曲應(yīng)力σF如式( 1) 所示。由Fr產(chǎn)生壓應(yīng)力σy為σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF設(shè)OD = h'，則SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假設(shè)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)為m，齒數(shù)z。則齒頂圓壓力角為cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，當(dāng)不考慮h'hF的影響時(shí)，σyσF的大小取決于齒輪的齒數(shù)。為了便于討論，取ξ = σyσF稱為壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響系數(shù)。則根據(jù)計(jì)算可以得到ξ 與齒數(shù)的對應(yīng)關(guān)系，如圖3 所示?？梢?，壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響與齒數(shù)有關(guān)，而模數(shù)無關(guān)，而且隨著齒數(shù)的變化而變化，齒數(shù)越少其影響越大，反之影響就越小，最終趨于一水平線。最小約為最大彎曲應(yīng)力的8%，特別當(dāng)h'hF< 1 時(shí)，壓應(yīng)力更小，可以忽略不計(jì)。這就是為了簡化計(jì)算，在計(jì)算輪齒彎曲強(qiáng)度時(shí)一般只考慮彎曲應(yīng)力的原因。從圖2 可知，彎曲應(yīng)力分為拉伸側(cè)的拉應(yīng)力和壓縮側(cè)的壓應(yīng)力。實(shí)際證明，拉伸側(cè)是危險(xiǎn)側(cè)，因拉伸側(cè)的`裂紋擴(kuò)展速度較大。壓縮側(cè)有時(shí)雖裂紋出現(xiàn)較早，但發(fā)展速度較慢。所以大多數(shù)的公式以拉伸側(cè)的應(yīng)力作為設(shè)計(jì)時(shí)的計(jì)算應(yīng)力。而且根據(jù)齒輪彎曲疲勞實(shí)驗(yàn)分析證明，考慮彎曲應(yīng)力、壓應(yīng)力與只考慮彎曲應(yīng)力的結(jié)果，實(shí)際上沒有多大差別。因此，在齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算中只考慮彎曲應(yīng)力。

2. 3 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算

圖4 赫茲接觸應(yīng)力模型齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算是針對齒輪齒面疲勞點(diǎn)蝕失效進(jìn)行計(jì)算的強(qiáng)度計(jì)算。1881 年，赫茲提出兩個(gè)圓柱體接觸時(shí)接觸面上載荷分布公式，該式作為齒面強(qiáng)度計(jì)算的理論基礎(chǔ)，如圖4 所示。根據(jù)赫茲接觸應(yīng)力理論，在載荷作用下接觸區(qū)產(chǎn)生的最大接觸應(yīng)力為σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，F(xiàn)n為作用在圓柱體上的載荷; b 為接觸長度;μ1、μ2分別為兩圓柱體材料的泊松比; E1、E2為兩圓柱體材料的彈性模量。ρ1、ρ2為兩圓柱體接觸處的半徑，式中“+”號用于外接觸，“-”號用于內(nèi)接觸。1898 年，拉塞根據(jù)法向力應(yīng)用“壓強(qiáng)”原理研究齒面的接觸疲勞強(qiáng)度問題。1908 年，奧地利的維德基將赫茲的兩個(gè)圓柱體的接觸應(yīng)力理論應(yīng)用于計(jì)算輪齒齒面應(yīng)力，并繪出了沿嚙合線最大接觸應(yīng)力變化圖。1932 年，英國BS 根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)提出基礎(chǔ)表面應(yīng)力作為齒面強(qiáng)度計(jì)算方法。1940 年，美國AGMA 采用齒面強(qiáng)度最重負(fù)荷點(diǎn)的接觸應(yīng)力最大值計(jì)算方法。

1949 年，白金漢提出節(jié)圓上齒面接觸應(yīng)力不超過許用值的計(jì)算方法，后來該方法被許多計(jì)算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大負(fù)荷點(diǎn)上滾動(dòng)壓力。至今，我國皆以赫茲公式作為計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度的理論基礎(chǔ)，即以赫茲應(yīng)力作為點(diǎn)蝕的判斷指標(biāo)。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ稱為綜合曲率，對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡為彈性影響系數(shù)。從而，獲得漸開線直齒圓柱齒輪接觸疲勞強(qiáng)度的基本公式為σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，稱為區(qū)域系數(shù)，對于壓力角α= 20°的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，ZH≈2. 5。在機(jī)械設(shè)計(jì)手冊或機(jī)械設(shè)計(jì)教材中，有關(guān)齒輪接觸疲勞強(qiáng)度公式有很多版本，其中最常見的是將一對鋼制標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒面接觸強(qiáng)度校核公式進(jìn)行簡化，取鋼制齒輪的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便獲得機(jī)械設(shè)計(jì)中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)

2. 4 齒面膠合強(qiáng)度計(jì)算

齒輪另外一個(gè)常見的失效是齒面膠合。有關(guān)齒輪膠合比較統(tǒng)一的說法是: 相互嚙合的兩金屬齒面，在一定的壓力下直接接觸發(fā)生黏著，同時(shí)又隨著齒面運(yùn)動(dòng)而使金屬從齒面上撕落而引起的黏著磨損現(xiàn)象。膠合分為冷膠合和熱膠合。對于高速重載的齒輪傳動(dòng)，齒面瞬時(shí)溫度較高，相對滑動(dòng)速度較大，則容易發(fā)生熱膠合。對于低速重載的重型齒輪傳動(dòng)，由于齒面間壓力過大，導(dǎo)致齒面油膜被破壞，盡管齒面溫度不高，但也容易產(chǎn)生膠合，稱為冷膠合。

對于齒輪齒面膠合強(qiáng)度計(jì)算的研究，目前主要基于兩種理論，一是基于Pv 值( 壓力與速度的乘積) 或PTv ( T 為嚙合點(diǎn)到節(jié)點(diǎn)的距離) 值作為計(jì)算膠合的指標(biāo)。另一種是以齒面溫度作為判定膠合的準(zhǔn)則的布洛克算法。1975 年，溫特提出積分溫度法?，F(xiàn)在ISO 的標(biāo)準(zhǔn)中主要以這兩種方法為主。2003年，我國頒布“圓柱齒輪、錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪膠合承載能力計(jì)算方法”國家標(biāo)準(zhǔn)( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。該標(biāo)準(zhǔn)等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圓柱齒輪、錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪膠合承載能力計(jì)算方法”。曾經(jīng)有人試圖以按彈性流體動(dòng)力潤滑理論計(jì)算齒面間的油膜厚度作為膠合的評判依據(jù)。

我國多數(shù)的機(jī)械設(shè)計(jì)教材中齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)一般只提供齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度兩種計(jì)算方法，并未提供有關(guān)齒面膠合的強(qiáng)度計(jì)算公式。

3 結(jié)束語

文中分別對機(jī)械設(shè)計(jì)教學(xué)中有關(guān)齒輪的強(qiáng)度設(shè)計(jì)問題進(jìn)行了分析和探討，詳細(xì)解讀我國齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)的歷史沿革及現(xiàn)狀，以及齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算過程中讓人困惑的問題及解決方法。研究指出，在齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的計(jì)算中，壓應(yīng)力對彎曲應(yīng)力的影響是有限的，一般可忽略不計(jì)，只有當(dāng)需要精確計(jì)算時(shí)，應(yīng)當(dāng)考慮其影響。論文的研究可以幫助齒輪設(shè)計(jì)人員和學(xué)生更好地理解齒輪設(shè)計(jì)中的相關(guān)內(nèi)容，為將來從事機(jī)械設(shè)計(jì)工作打下良好的基礎(chǔ)。

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二、機(jī)械設(shè)計(jì)，一級齒輪減速器？

僅供參考

一、傳動(dòng)方案擬定

第二組第三個(gè)數(shù)據(jù)：設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計(jì)算，兩班制工作，載荷平穩(wěn)。

（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；

滾筒直徑D=220mm。

運(yùn)動(dòng)簡圖二、電動(dòng)機(jī)的選擇

1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。

2、確定電動(dòng)機(jī)的功率：

（1）傳動(dòng)裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)電機(jī)所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：

滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據(jù)【2】表2.2中推薦的合理傳動(dòng)比范圍，取V帶傳動(dòng)比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍Ic=3~5，則合理總傳動(dòng)比i的范圍為i=6~20，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號、如下表

方案 電動(dòng)機(jī)型號 額定功率 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比

KW 同轉(zhuǎn) 滿轉(zhuǎn) 總傳動(dòng)比 帶 齒輪

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，比較兩種方案可知：方案1因電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低，傳動(dòng)裝置尺寸較大，價(jià)格較高。方案2適中。故選擇電動(dòng)機(jī)型號Y100l2-4。

4、確定電動(dòng)機(jī)型號

根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號為

Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。

三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級的傳動(dòng)比

1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動(dòng)比

（1） 取i帶=3

（2） ∵i總=i齒×i 帶π

∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算

1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 計(jì)算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算

1、 皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算

（1） 選擇普通V帶截型

由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據(jù)PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶

（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由課本[1]P190表10-9，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。

（3） 確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據(jù)課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 驗(yàn)算小帶輪包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

（5） 確定帶的根數(shù)

單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW

i≠1時(shí)單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 計(jì)算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)屬于閉式傳動(dòng)，通常

齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價(jià)格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運(yùn)輸機(jī)是一般機(jī)器，速度不高，故選8級精度。

(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動(dòng)比i齒=3.89

取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1

(3)轉(zhuǎn)矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)載荷系數(shù)k : 取k=1.2

(5)許用接觸應(yīng)力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個(gè)工作日，每天16h計(jì)算，由公式N=60njtn 計(jì)算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取課本[1]P79標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5

(6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)復(fù)合齒形因數(shù)YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)許用彎曲應(yīng)力[σbb]

根據(jù)課本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應(yīng)為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

計(jì)算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核計(jì)算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠

(9)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)計(jì)算齒輪的圓周速度V

計(jì)算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因?yàn)閂＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算

從動(dòng)軸設(shè)計(jì)

1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力

選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，

從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計(jì)算

齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。

（1）、聯(lián)軸器的選擇

可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查[2]表9.4可得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：35×82 GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn)

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸

承靠套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定 ，軸通

過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合

分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），

考慮聯(lián)軸器用軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm

齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5

滿足齒輪定位的同時(shí),還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.

(5）確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,

寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

(6)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm

②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=198.58N?m

③求圓周力：Ft

根據(jù)課本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求徑向力Fr

根據(jù)課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因?yàn)樵撦S兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）

（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）

轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取α=0.2，截面C處的當(dāng)量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度

由式（6-3）

三、設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級直齒圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力1100,傳送帶速度1.5m/s,卷筒直徑250mm

一級直齒圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置分析設(shè)計(jì)

一、 課程設(shè)計(jì)的目的

1、通過機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實(shí)際知識去

分析和解決機(jī)械設(shè)計(jì)問題，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步地鞏固、深化和發(fā)展。

2、學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法。通過設(shè)計(jì)培養(yǎng)正確的設(shè)計(jì)思想和分析問題、解決問題的能力。

3、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、查閱設(shè)計(jì)資料和手冊，熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。

二、 已知條件

1、展開式一級圓柱斜齒輪減速器產(chǎn)品。

3、動(dòng)力來源：電壓為380V的三相交流電源。

4、原始數(shù)據(jù) 在任務(wù)書上。

5、使用期：10年，每年按365天計(jì)。

三、 工作要求

1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；

2、零件工作圖二張（傳動(dòng)零件、軸、等等）；

3、對傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、運(yùn)動(dòng)分析并確定電動(dòng)機(jī)型號、工作能力分析；

4、對傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行精度分析，合理確定并標(biāo)注配合與公差；

5、設(shè)計(jì)說明書一份。

四、 結(jié)題項(xiàng)目

1、檢驗(yàn)減速能否正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

2、每人一套設(shè)計(jì)零件草圖。

3、減速器裝配圖：A0；每人1張。

4、零件工作圖：A3；每人2張、齒輪和軸各1張。

5、課題說明書：每人1份。

五、 完成時(shí)間 共4周

參考資料

【1】、《機(jī)械設(shè)計(jì)》張策 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【2】、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 陸玉 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【3】、《機(jī)械制圖》劉小年 主編 機(jī)械工業(yè)出版社出版；

【4】、《課程設(shè)計(jì)圖冊》編 高等教育出版社出版；

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

一、 減速器結(jié)構(gòu)分析

分析傳動(dòng)系統(tǒng)的工作情況

1、傳動(dòng)系統(tǒng)的作用：

作用：介于機(jī)械中原動(dòng)機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。

2、傳動(dòng)方案的特點(diǎn)：

特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。由于電動(dòng)機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。

3、電機(jī)和工作機(jī)的安裝位置：

電機(jī)安裝在遠(yuǎn)離高速軸齒輪的一端；

工作機(jī)安裝在遠(yuǎn)離低速軸齒輪的一端。

圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖)

初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

二、 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)

（一）、選擇電動(dòng)機(jī)

1、選擇電動(dòng)機(jī)系列

按工作要求及工作條件，選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動(dòng)機(jī)。

2、選電動(dòng)機(jī)功率

（1）、傳動(dòng)滾筒所需有效功率

（2）、傳動(dòng)裝置總效率

（3）、所需電動(dòng)機(jī)功率

3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

型 號 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2

額定功率KW 15 15 15 15

電機(jī)滿載荷 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分 1460 970 730 293

滾筒轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)/分 38.2 38.2 38.2 38.2

總傳動(dòng)比 39.20 25.39 19.11 76.72

2 2 2 2

19.60 12.70 9.55 38.35

由此比較，應(yīng)選Y160L－4，結(jié)構(gòu)緊湊。由文獻(xiàn)[2]表2.10－2選取電動(dòng)機(jī)的外形及安裝

尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，軸伸長E＝110㎜。

4、傳動(dòng)比分配

（1）、兩級齒輪傳動(dòng)比公式

（2）、減速器傳動(dòng)比

5、運(yùn)動(dòng)條件及運(yùn)動(dòng)參數(shù)分析計(jì)算

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（二）、定V帶型號和帶輪

1、工作情況系數(shù)

由文獻(xiàn)【1】由表11.5得

2、計(jì)算功率

3、選帶型號

由文獻(xiàn)【1】表11.15 選取B型

4、小帶輪直徑

由文獻(xiàn)【1】 表11.6 選取

5、大帶輪直徑

6、大帶輪轉(zhuǎn)速

7、驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差

取B型

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（1）、理論傳動(dòng)比

（2）、實(shí)際傳動(dòng)比

（3）、傳動(dòng)比誤差 合適

（4）、驗(yàn)算帶轉(zhuǎn)速 合適

8、計(jì)算帶長

（1）、求

（2）、求

（3）、初取中心距

（4）、帶長

（5）、基準(zhǔn)長度

9、求中心距和包角

（1）、中心距

（2）、小帶輪包角

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

10、求帶根數(shù)

（1）、傳動(dòng)比 由表11.8

由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10

（2）、帶根數(shù)

11、求軸上載荷

（1）、張緊力

（由表11.4 q=0.10kg/m）

（2）、軸上載荷

12、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

小帶輪 ； 大帶輪

（三）、高速軸齒輪的設(shè)計(jì)與校核

1、選材 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理

選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理

2、初步計(jì)算

（1）、轉(zhuǎn)矩

（2）、尺寬系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12.13，取

（3）、接觸疲勞極限 由文獻(xiàn)【1】圖12.17c

取z=5根

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

由文獻(xiàn)【1】由表12.16，取

（4）、確定中心距

3、配湊中心距

取 合適

（1）、核算

由文獻(xiàn)【1】表12.3取 ；

（2）、驗(yàn)算

所以取

4、接觸強(qiáng)度校核

（1）、圓周速度V

（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度

（3）、使用系數(shù) 由表12.9知：

（4）、動(dòng)載系數(shù) 由圖12.9知： =1.12

（5）、齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10知，先求：

8級精度

=1.12

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

由上所得：

（6）、齒向載荷分布系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、11

(7)、載荷系數(shù)

（8）、彈性系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、12

（9）、節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、16

（10）、重合度系數(shù)

（11）、螺旋角系數(shù)

（12）、接觸最小安全系數(shù)

（13）、總工作時(shí)間

（14）、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

=1.708

=2.114

=3.822

=

=2.06

=1.48273

=3.989

=0.765

=0.988

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（15）、接觸壽命系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、18

（16）、許用接觸應(yīng)力 及驗(yàn)算

計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度足夠

5、彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算

（1）、齒數(shù)系數(shù)

（2）、應(yīng)力修正系數(shù)

（3）、重合度系數(shù)

（4）、螺旋角系數(shù)

（5）齒間載荷分配系數(shù)

=

=0.69

=0.897

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（6）、齒向載荷分布系數(shù)

（7）、載荷系數(shù)

（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得

（9）、彎曲最小安全系數(shù)

（10）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù)

（11）、彎曲壽命系數(shù)

（12）、尺寸系數(shù)

（13）、許用彎曲應(yīng)力

（14）、驗(yàn)算

6、幾何尺寸計(jì)算

K=3.71

=367MPa

=350MPa

=154MPa

=149MPa

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（四）、中間軸齒輪的設(shè)計(jì)與校核

1、選材 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理

選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理

2、初步計(jì)算

（1）、轉(zhuǎn)矩

（2）、尺寬系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12.13，取

（3）、接觸疲勞極限 由文獻(xiàn)【1】圖12.17c

由文獻(xiàn)【1】由表12.16，取

（4）、確定中心距

3、配湊中心距

取 合適

（1）、核算

由文獻(xiàn)【1】表12.3取

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（2）、驗(yàn)算

所以取

4、接觸強(qiáng)度校核

（1）、圓周速度V

（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度

（3）、使用系數(shù) 由表12.9知：

（4）、動(dòng)載系數(shù) 由圖12.9知： =1.10

（5）、齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10知，先求：

（6）、齒向載荷分布系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、11

(7)、載荷系數(shù)

（8）、彈性系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】表12、12

8級精度

=1.10

=1.4

=1.703

=2.00

=3.703

=

=1.51

=3.14

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（9）、節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、16

（10）、重合度系數(shù)

（11）、螺旋角系數(shù)

（12）、接觸最小安全系數(shù)

（13）、總工作時(shí)間

（14）、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

（15）、接觸壽命系數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖12、18

（16）、許用接觸應(yīng)力 及驗(yàn)算

計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度足夠

5、彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算

（1）、齒數(shù)系數(shù)

（2）、應(yīng)力修正系數(shù)

=0.766

=0.989

=

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（3）、重合度系數(shù)

（4）、螺旋角系數(shù)

（5）齒間載荷分配系數(shù)

（6）、齒向載荷分布系數(shù)

（7）、載荷系數(shù)

（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得

（9）、彎曲最小安全系數(shù)

（10）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù)

（11）、彎曲壽命系數(shù)

（12）、尺寸系數(shù)

（13）、許用彎曲應(yīng)力

=0.694

=0.9

K=3.14

=367MPa

=350MPa

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（14）、驗(yàn)算

6、幾何尺寸計(jì)算

（五）、高速軸的設(shè)計(jì)與校核

1、選 材

C=102

2、初估直徑 軸上有單個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圓整取d=30㎜

3、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)【1】得初估軸得尺寸如下：

4、強(qiáng)度校核

（1）、確定力點(diǎn)與支反力與求軸上作用力（圖示附后）

（2）、齒輪上作用力

=171MPa

=165MPa

（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖

（4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖

（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖，最高點(diǎn)彎矩為：

（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖，從左往右的突出點(diǎn)彎矩分別為： 291020N•㎜

168177N•㎜，117150N•㎜

（7）、合成彎矩圖 第六幅圖 從左往右的突出點(diǎn)的彎矩分別為： 295772N•㎜，259900N•㎜

286544N•㎜

（8）、繪扭矩圖 第七幅圖

（9）、求當(dāng)量彎矩

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（10）、確定危險(xiǎn)截面校核軸徑尺寸，危險(xiǎn)截面I，危險(xiǎn)截面II

（六）、高速軸軸承校核

1、選軸承 根據(jù)文獻(xiàn)【1】附錄表18.1可得軸承的型號為：6208。其中軸承參數(shù)為：

D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN

（七）、中間軸的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核

1、選 材

C=112

2、初估直徑 圓整d=50㎜

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

3、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)【1】得初估軸得尺寸如下：

4、強(qiáng)度校核

（1）、確定力點(diǎn)與支反力與求軸上作用力（圖示附后）

（2）、齒輪上作用力

（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖

（4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖

（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖；（如下所示）

（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖（如下所示）

（7）、合成彎矩圖 第六幅圖（如下所示）

（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （如下所示）

（9）、求當(dāng)量彎矩

（10）、確定危險(xiǎn)截面校核軸徑尺寸，危險(xiǎn)截面A，危險(xiǎn)截面B

計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果

（八）、中間軸軸承校核

1、選軸承 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表18.1可得軸承的型號為：6310。D＝110mm

B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN

說明書在此如要圖，請回復(fù)留言！

四、機(jī)械課程設(shè)計(jì)中,軸和齒輪的零件圖上,一般需要標(biāo)注哪些幾何公差?

在機(jī)械課程設(shè)計(jì)中，軸和齒輪的零件圖上，一般需要標(biāo)注以下幾何公差：

• 直徑公差：軸的直徑公差指定軸的直徑允許的最大值和最小值之間的差距，齒輪的直徑公差指定齒輪直徑的最大和最小允許值之間的差距。

• 軸向跳動(dòng)公差：指定軸在徑向和軸向上的跳動(dòng)允許值。

• 圓度公差：指定軸和齒輪的圓形度允許的最大偏差。

• 軸向偏差公差：指定軸在軸向上的偏差允許值。

• 同軸度公差：指定軸和齒輪軸心之間的最大偏差。

• 齒輪間隙公差：指定齒輪齒槽之間的最小允許間隙。

• 齒高公差：指定齒輪齒高的允許最大偏差。

這些幾何公差的標(biāo)注可以確保軸和齒輪在制造和組裝過程中達(dá)到規(guī)定的尺寸和位置精度，以確保機(jī)器的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

以上就是小編對于機(jī)械齒輪景觀設(shè)計(jì)圖問題和相關(guān)問題的解答了，如有疑問，可撥打網(wǎng)站上的電話，或添加微信。

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