-1-1設(shè)計任務書序號序號ND(mm)V(m/s)年產(chǎn)量工作環(huán)境載荷特性工作年限傳動7班(2)零件工作圖1張(減速器箱蓋、減速器箱座-A2)；2張(輸出軸-A3；輸出軸齒輪-A3)(3)設(shè)計說明書1份(A4紙)2傳動方案的分析寸-2-3電動機的選擇機卷筒軸轉(zhuǎn)速：考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為PP=wdn動裝置的總效率：-3-n=n2.n2.n3.n234n--聯(lián)軸器效率1n--齒輪傳動效率2n--滾動軸承效率3n--滾筒效率4n=0.991取2n=取2n=0.993n=0.964P=w==1.83kwdn0.863.2.3確定電動機額定功率P根據(jù)計算出的功率P可選定電動機的額定功率P。應使P等于或稍大于P。dededd查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表20-1得P=2.2kwdw符合上述要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1500r/min和3000r/min,其中減速器以1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)以這兩種方案進行比較。由《機械設(shè)計課程設(shè)計》第二十章相關(guān)資料查得的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表3-1：方案率r/min號kgkW同轉(zhuǎn)滿轉(zhuǎn)總傳動比高速級低速級1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.5為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案2，即所選電動機型號為-4-4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算n940i=m==16w減速器的傳動比i為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的i=(1.1~1.5)i，計算得兩級圓22P=P=2.2kW0dn=n=940r/minmPT=95500=22.35N.m101n=n=940r/min10PT=95501=22.13N.mn2123n940n=1==208.9r/n9402i4.51PT=95502=95.5N.mn223nn=2=59.7r/miniPT=95503=321.5N.mn-5-1)按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。3)材料選擇。考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒122(5-1)(5-1)daHt1輪的接觸疲勞強度極限(Hlim1dEHlim2K9K=0.95HN1HN2)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1由(5-2)[(]=K(Nlim(5-2)S-6-得H1SH2SH227)查圖選取區(qū)域系數(shù)Z=2.46。Ha1a2aa1a2(2)計算：daHd1tntZ231h4)計算縱向重合度c：bbdHbHbAVFbHaFaAVHaHb-7-K2.2311tK1.411tK1.4tnZ2315.1.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為(5-3)(5-3)1)根據(jù)縱向重合度c=1.82，從圖中查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88bbz=z1=23=25.18v1cos3bcos314。z=z2=104=113.8v2cos3bcos314。FE1FN1FN25)計算彎曲疲勞許用應力.FS1.4AVFaFb7)查取齒形系數(shù).Fa1Fa28)查取應力校正系數(shù).a9)計算大、小齒輪的YY并加以比較.F-8-大齒輪的數(shù)值大.(2)設(shè)計計算n12321.635對比計算結(jié)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)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)1.266mm，并接近圓整為標準值n11m2n22這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費.5.1.4.幾何尺寸計算 azz)m12n(2195)2119.55mm值改變不多，故參數(shù)、K、Z等不必修正。H(3)分度圓直徑：dzm1n21243.4mm1coscos14.84。dzm2n952196.56mm2coscos14.84。(4)齒輪寬度：d1取B43mm21-9-2)材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒22daH(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值Kt1輪的接觸疲勞強度極限(Hlim3dEHlim433hK9K=0.95HN1HN2觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1由[(]=K(NlimS得H3S得H4SH227)查圖選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433。Ha3a4aa3a4-10-(2)計算：daHd3tntZ2534)計算縱向重合度c：bbd3AVHbFbHaFaAVHaHbK133tK1.633tK1.6tnZ2535.2.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為-11-1)根據(jù)縱向重合度=1.98，從圖中查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88z=z3=25=27.37z=z4=104=96.33FNFN45)計算彎曲疲勞許用應力.FS1.46)計算載荷系數(shù)K.K=KKKK=11.031.41.27=1.83AVFF7)查取齒形系數(shù).Fa3Fa48)查取應力校正系數(shù).9)計算大、小齒輪的YYF并加以比較.YY2.191.7863F4大齒輪的數(shù)值大.對比計算結(jié)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)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅-12-n3n大齒輪齒數(shù)z=223.5=77.4這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費.5.2.4幾何尺寸計算 (1)計算中心距：a==(23+77)3=153.05mms值改變不多，故參數(shù)、K、Z等不必修正。aH(3)分度圓直徑：d=zm3n=223=68mm3coscos13.93。d=zm4n=773=238mm4coscos13.93。(4)齒輪寬度：b=d=68mmd3取B=68mm4311根據(jù)結(jié)構(gòu)及使用要求,把該軸設(shè)計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖-13-調(diào)制處理,材料系數(shù)A為120。0P2.178所以,有該軸的最小軸徑為:dmin=A03n1=1203940=15.88mm1直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d，選擇半聯(lián)軸器的孔徑d=20mm，半聯(lián)軸器長度1高速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計設(shè)設(shè)計計算依據(jù)和過程l略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長L44mm1取l=36mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取右端到聯(lián)軸器左端距離為35mm,計算結(jié)果梯軸段-14-dl由軸承尺寸確定d=d=36mm142ml齒寬=50mmd=dl=5mmd=d=30mml=5mmr1r2d1r1d2r2aedd1故F=355N、F=85Naa2FFFFa1=1.37、a2=0.68，因為角接觸球軸承e的最大值為0.56，故a1、a2均大于e。FFFFr1r2r1r2p1pr1a12C=Ph=4983=4430N11106106C=150.33=1337N1060dA32=1203210n2其影響不預考慮標準化取d=35mm設(shè)設(shè)計計算依據(jù)和過程PdA32210n2計算結(jié)果梯軸段-16-211hd由齒輪孔徑?jīng)Q定，取d=40mm22l略小于齒輪寬度，取l=48mm22取d=48mmd=d=48mm2523d=d=35mm2621l=B+B=30mmd=40mml=48mml=76mml=30mm03-17-11梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程端蓋等因素確定，取l=55mm尺寸確定l=20mmd=d+10=60mm3435l=L一(l+l+l一一l)+3423536373333(L為箱體內(nèi)壁軸向距離，為軸承端面至箱體內(nèi)壁3d=d+5=65mm3534計算結(jié)果ml=55mml=20mm-18d=d=50mm3733d=3733l=B+B=20+29=49mmhF=3==2682NF=3==2682N4tanatan20。Fr=F=2682F=Ftan=2682tan14.64。=701NatHM、M的值列于下表：V-19-NH1NH2123F=219N1caWa16.3.4減速軸上軸承選擇計算1)計算軸承的徑向載荷得F=793N、F=219Nrr2d1r1d2r2aedd1aa23)求比值FFFFa1=1.03、a2=0.68，因為角接觸球軸承e的最大值為0.56，故a1、a2均大于e。FFFFr1r2r1r24)初步計算當量動載荷Pp1pr1a12-20-nL6059.712480C=Ph=12453=4