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XXX大 學
畢 業(yè) 設 計
設計題目：A272F系列高速并條機
車尾箱的設計
系 別：機械工程系
專 業(yè)：
班 級：
姓 名：
學 號：
指導老師：
完成時間：
目錄
一、 畢業(yè)設計的目的———————————————— 3
二、課題簡介——————————————————— 4
三、原始數(shù)據及已知條件——————————————--5
四、設計傳動方案——————————————————6
五．計算總傳動比和分配各級傳動比——————————7
六.計算傳動裝置和動力參數(shù)—————————————-8
七、 圓柱齒輪的傳動設計計算———————————— 11
八、蝸輪 蝸桿的設計———————————————— 19
九、設計錐齒輪—————————————————— 22
十、箱座 箱蓋的設計———————————————— 25
十一、 軸的設計—————————————————— 26
十二、軸承壽命計算————————————————- 28
十三、選用鍵校核強度————————————————29
十四、參考文獻———————————————————30
十五、畢業(yè)設計小結—————————————————31
一、畢業(yè)設計的目的
畢業(yè)設計是學生完成本專業(yè)的最后一個極為重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，是使學生綜合運用所學過的基本理論.基本知識與基本技能去解決專業(yè)范圍內的工程技術問題而進行的一次基本訓練，這對學生即將從事的有關技術工作和未來的開拓具有一定意義，其主要目的是：
1、學生綜合分析和解決本專業(yè)的一般工程技術問題的獨立工作能力，拓寬和深化學生的知識。
2、學生樹立正確的設計思路，設計構思和創(chuàng)新思維，掌握工程設計的一般程序.規(guī)范和方法。
3、學生正確使用技術資料.國家標準，有關手冊.圖冊等工具書。進行設計計算.數(shù)據處理.編寫技術文件等方面的工作能力。
4、 學生今昔功能調查研究。面向實際。面向生產。向工人和工程技術人員學習的基本工作態(tài)度.工作作風和工作方法。
二、課題簡介
A272F系列高速并條機適應于75mm以下的纖維的純紡與混紡，在紡紗工藝過程中，位于梳棉工序之后，梳棉纖維條通過本機4根羅拉不同轉速之差產生的牽伸力并合與牽伸，能夠提高纖維的條長片段均勻度、纖維的伸直度，使不同品質纖維的混合更趨均勻，為獲得良好的細紗創(chuàng)造必要的條件。
3100型號的車尾箱是陜西寶雞寶成紡織機械廠的產品，年產量1000臺，車尾箱是A272F系列高速并條機的主要變速機構之一，它是供給給棉2;3羅拉的減速裝置,要求一個輸入三個輸出,通過按一定的速比排布的齒輪及其他結構將輸入軸壓輥經車尾箱的變速，傳遞給各工作主軸，使其獲得一定的動力、轉速和方向。
由于羅拉的轉速直接關系到棉條所受牽伸力的大小,影響著產品的質量,因此車尾箱的傳動精度要求較高.生產批量大。針對生產現(xiàn)狀和要求設計3100型號的車頭箱。
由被加工零件的不同，并條機設計方案各異，其車尾箱可以垂直或水平安裝。該設計的車尾箱是水平安裝在A272F高速并條機左側上方的。
車尾箱的動力來自車頭箱傳遞的壓輥軸,車頭箱控制著1,4羅拉.2,3羅拉排布在1,4羅拉的中間其結構示意如圖所示:
三、原始數(shù)據及已知條件 已知：電機FE 132M-4/8-B 1470/730r/min
輸入軸壓輥轉速ny=1470r/min;Ty=2.6N·M;
羅拉2的轉速nL2=357r/min;TL2=5.3N·M;
羅拉3的轉速nL3=357r/min;TL2=5.3N·M;
清潔裝置的輸出軸nq=26.8r/min Tq=35.6N·M;
本機總牽伸的調節(jié)范圍5—12倍,后區(qū)牽伸的調節(jié)范圍1.2—2.0倍,中區(qū)是1.018倍的固定牽伸,后區(qū)牽伸倍數(shù)的調節(jié)以改變主牽伸倍數(shù)來實現(xiàn).即:
后區(qū)牽伸倍數(shù)=總牽伸倍數(shù)/1.018×主牽伸倍數(shù)
壓輥輸出速度v=π×d×nD0/1000×d0
式中:n —電機的轉速(1450轉/分)
d—壓輥直徑(51毫米)
D0—電動機皮帶輪直徑(毫米)
d0—壓輥傳動晝皮帶輪直徑(毫米)
四.設計傳動方案
方案一: 圖一
方案二： 圖二
比較方案： 方案一結構簡單，適合于繁重惡劣條件下長期工作。使用維護方便，但結構尺寸較大，不易達到較好的降速效果。
方案二結構緊湊，能夠產生較大的降速比，但傳動效率低使用壽命短
由于羅拉工作條件的限制,尺寸不易過大,因此采用方案二
五．計算總傳動比和分配各級傳動比
(1) 總傳動比 i1=ny/nL2=1470/357=4
i2=ny/nL2=1470/357=4
i3=ny/nq=1470/76.8=31.4
(2)分配各級傳動裝置傳動比
第一級傳動:
i1（1）=3.4
i1（2）=1.2
i1= i1（1）×i1（2）=4
第二級傳動:
i2（1）=3.4
i1（2）=1.2
i2（3）=1.6
i2（4）=0.6
i2= i2（1）×i1（2）×i1（3）×i1（4）=4
第三級傳動:
i3（1）=1
i3（2）=32
i3（3）=0.57
i3= i3（1）×i3（2）×i3（3）=31.4
六.計算傳動裝置和動力參數(shù)
(1) 計算各軸轉速
Ⅰ軸:nⅠ=1470r/min
Ⅱ軸:nⅡ= nⅠ/i1（1）=1470/3.4=439 r/min
Ⅲ軸:nⅢ= nⅡ/i1（2）=439/1.2=357 r/min
Ⅳ軸:nⅣ= nⅢ/i3（2）=357/1.6=223 r/min
Ⅴ軸:nⅤ= nⅣ/i4（2）=223/0.6=357 r/min
Ⅵ軸:nⅥ= nⅠ/i3（1）=1470/1= 1470 r/min
Ⅶ軸:nⅦ= nⅥ/i3（2）=1470/32=46 r/min
軸Ⅷ:nⅧ= nⅦ/i3（2）=46/0.57=76.8 r/min
（２） 計算各軸的功率
1. 輸出軸的功率
根據公式T=9550×p/n 得p=nT/9550(《機械設計》教材p116查得)
pL2=nL2×TL2/9550=357×5.3/9550=0.2KW
PL3=nL3×TL3/9550=357×5.3/9550=0.2KW
pq=nq×Tq/9550=76.8×12.4/9550=0.1KW
2.其他各軸的功率
由《機械傳動設計手冊》上冊p21表１-１-６查得
η１＝0.95（錐齒輪的傳動效率）
η2= 0.97(圓柱直齒輪的傳動效率)
η３＝0.75（蝸桿蝸倫的傳動效率）
pⅠ=py=0.6kw
pⅢ=pL2=0.2kw
pⅤ=pL3=0.2kw
pⅧ=pq=0.1kw
pⅣ=p5/η2=0.2/0.97=0.206kw
pⅡ=(p3+p4)/η2=(0.2+0.2)/0.97=0.42kw
pⅦ=p8/η３=0.1/0.75=0.13kw
pⅥ=p7/η１=0.13/0.95=0.37kw
3.計算各軸的扭矩
由上公式T=9550×p/n及已知條件各軸的功率和轉速
得每一根軸的扭矩為如下:
TⅠ=9550×p1/n1=9550×0.6/1470=3.8N·M
TⅡ=9.3 N·M
TⅢ=5.3 N·M
TⅣ=8.8 N·M
TⅤ=5.4 N·M
TⅥ=2.4 N·M
TⅦ=21.3 N·M
TⅧ=12.4 N·M
將計算數(shù)值列表如下
表1-1
軸號
功率(kw)
轉矩(N·M)
轉速(r/min)
傳動比
效率
Ⅰ
0.6
3.8
1470
1
0.97
Ⅱ
0.42
9.3
432.3
1.2
0.97
Ⅲ
0.2
5.3
357
1.6
0.97
Ⅳ
0.206 .
8.8
223
0.6
0.97
Ⅴ
0.2
5.4
357
表1-2
軸號
功率(kw)
轉矩(N·M)
轉速(r/min)
傳動比
效率
Ⅰ
0.6
3.8
1470
1
0.97
Ⅵ
0.37
2.4
1470
32
0.95
Ⅶ
0.103
21.3
46
0.57
0.75
Ⅷ
0.1.
12.4
76.8
七. 圓柱齒輪的傳動設計計算
1. 選擇齒輪材料及熱處理方法
減速器為一般機器,沒有特殊要求,從降低成本減少結構尺寸和易于取材的原則出發(fā)決定齒輪用HT200材料.為170~230HBS(《機械設計手冊》上p456表3-4-60)_
(1) 計算許用接觸應力[σH]
小齒輪的接觸疲勞強度為200Mpa(教材《機械設計》p250) бHlim=350 Mpa 齒輪為一般傳動效果因此 SHmin=1 許用接觸應力бH =200 Mpa/1=200 Mpa,許用彎曲應力為бF1=бFlim/SFmin=200 Mpa
(2) 按接觸疲勞強度計算
d≥3√〔590/[бH]〕2 ×kT1(i+1)/ φdi
d為齒輪的分度圓直徑
(《機械設計手冊》上p381表3-4-1)
傳遞轉矩T:由上數(shù)值表查得
載荷系數(shù)k:因載荷有輕微沖擊,齒輪軸承對稱布置由表6-6取k=1.35
齒寬系數(shù):輪為懸齒臂布置,硬齒面. 在一對嚙合的齒輪中較大的齒輪Φd=0.25,較小的齒輪取Φd=0.2
許用接觸應力[бH]: [бH]=150 Mpa
由此將數(shù)據代入上式求得各軸的應取的最小的直徑為如:下:
d1 d2 d3…分別表示齒輪z1 z2 z3…的直徑
d1≥3√[〔590/200〕2] ×1.35×3.8(1+1)/ 0.25×1
=70mm
同理求得其他軸的最小直徑的
d2≥36
d6≥45
d7≥85
d8≥62
d10≥43
d11≥51
d12≥60
d13≥52
2. 確定齒輪的參數(shù)及主要尺寸
A:確定齒輪z1 z2 的參數(shù)
(1) 齒數(shù) z1取34
z2=iz1=1×34=34
(2) 模數(shù) 初選螺旋角β=15°則法面模數(shù)
mn=d1 cosβ/z1=65×cos15°/34=2
取標準值mn=2
(3) 中心距 a= mn(z1+z2)/2 cosβ=2(34+34)/2 cos15°=70.4
為了便于測量a取70,則實際螺旋角β
β=arccos mn(z1+z2)/2a= arccos 2(34+34)/2×70=13.72°
在8°~25°范圍內合適
(4) 其他主要尺寸
分度圓直徑:d1= (mn / cosβ) ×z1
=(2 / cos13.72°) ×34=70
d2=(mn / cosβ) ×z2
=(2 / cos13.72°) ×34=70
齒頂圓直徑:da1=d1+2 mn=70+2×2=74
da2=d2+2 mn=70+2×2=74
b=Φd×d1=0.25×70=17.5取整b=18mm
驗算齒根彎曲疲勞強度
бF=(1.6KT1 cosβ/b mnd1) YFS≤[бF]
(教材《機械設計》p260式6-43)
當量齒數(shù)ZV: ZV1=ZV2= Z1/ cos3β=34/ cos313.72°=36.9
復合齒形系數(shù)YFS:根據ZV1,ZV2查圖6-29得YFS=5
бF1=(1.6×1.35×3.8×cos313.72°×5)/(18×2×70)
=16 Mpa<[бF]
бF2<[бF]
因此彎曲強度足夠
(5) 確定齒輪傳動精度v=πd1n1/60×1000=3.14×70×1470/6000
=5.38m/s
由表6-4確定三個公差組均為8級精度.齒厚上偏差為H,下偏差為k
B. 確定齒輪z6 z7 的參數(shù)
(1)齒數(shù) z6取23
z7=iz6=1.2×23=77
(2) 模數(shù) 初選螺旋角β=15°則法面模數(shù)
mn=d6 cosβ/z6=40×cos15°/23=1.6
取標準值mn=2
(3) 中心距 a= mn(z6+z7)/2 cosβ=2(23+77)/2 cos15°=104
為了便于測量a取104,則實際螺旋角β
β=arccos mn(z6+z7)/2a= arccos 2(23+77)/2×104=16°
在8°~25°范圍內合適
(4) 其他主要尺寸
分度圓直徑:d6= (mn / cosβ) ×z6
=(2 / cos16°) ×23=48mm
d7=(mn / cosβ) ×z7
=(2 / cos15°) ×77=160mm
齒頂圓直徑:d6a1=d6+2 mn=48+2×2=52
d7a2=d7+2 mn=160+2×2=164
b6=Φd×d6=0.5×48=24取整b=18mm
b7=Φd×d7=0.2×160=30mm
驗算齒根彎曲疲勞強度
бF=(1.6KT1 cosβ/b mnd1) YFS≤[бF]
(教材《機械設計》p260式6-43)
當量齒數(shù)ZV: ZV6= Z6/ cos3β°=23/ cos316°=26.1
ZV7= Z1/ cos3β=77/ cos316°=87.3
復合齒形系數(shù)YFS:根據ZV6,ZV7查圖6-29得YFS6=5
YFS7=4
бF1=(1.6×1.35×3.9×103×cos316°×5)/(18×2×48)
=23Mpa<[бF]
бF2=(1.6×1.35×9.3×103×cos316°×4)/(18×2×160)
=13.4 <[бF]
因此彎曲強度足夠
(5) 確定齒輪傳動精度V6=πd6nⅠ/60×1000=3.14×48×1470/60000
=3.7m/s
V7=πd7nⅡ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000
=3.6m/s
由表6-4確定三個公差組均為8級精度.齒厚上偏差為H,下偏差為k
C. 確定齒輪z8 z9 的參數(shù)
(1)齒數(shù) z8取61
z8=iz9=1.2×61=75
(2) 模數(shù) 初選螺旋角β=15°則法面模數(shù)
mn=d8 cosβ/z8=80×cos15°/61=1.74
取標準值mn=2
(3) 中心距 a= mn(z8+z9)/2 cosβ=2(61+75)/2 cos15°=140.7
為了便于測量a取140,則實際螺旋角β
β=arccos mn(z8+z9)/2a= arccos 2(61+75)/2×140=13.7°
在8°~25°范圍內合適
(4) 其他主要尺寸
分度圓直徑:d8= (mn / cosβ) ×z6
=(2 / cos13.7°) ×61=126mm
d7=(mn / cosβ) ×z7
=(2 / cos15°) ×77=160mm
齒頂圓直徑:d8a1=d8+2 mn=126+2×2=130mm
d9a2=d9+2 mn=154+2×2=158mm
b8=Φd×d8=0.25×126=30mm
b9=Φd×d9=0.2×156=30mm
驗算齒根彎曲疲勞強度
бF=(1.6KT cosβ/b mnd) YFS≤[бF]
(教材《機械設計》p260式6-43)
當量齒數(shù)ZV: ZV8= Z8/ cos3β°=61/ cos313.7°=66.3
ZV8= Z9/ cos3β=75/ cos313.7°=81.5
復合齒形系數(shù)YFS:根據ZV8,ZV9查圖6-29得YFS6=5
YFS7=4
бF1=(1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5)/(18×2×126)
=20.3Mpa<[бF]
бF2=(1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4)/(18×2×160)
= 7.3 <[бF]
因此彎曲強度足夠
(5) 確定齒輪傳動精度V8=πd8nⅡ/60×1000
=3.14×126×1470/60000
=9.6m/s
V9=πd7nⅢ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000
=12
由表6-4確定三個公差組均為8級精度.齒厚上偏差為H,下偏差為k
D. 確定齒輪z10 z11 的參數(shù)
(1)齒數(shù) z10取37
z11=iz10=1.6×61=59
(2) 模數(shù) 初選螺旋角β=15°則法面模數(shù)
mn=d10 cosβ/z10=50×cos15°/37=1.6
取標準值mn=2
(3) 中心距 a= mn(z10+z11)/2 cosβ=2(37+59)/2 cos15°=100
為了便于測量a取100,則實際螺旋角β
β=arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 2(37+59)/2×100=16.2°
在8°~25°范圍內合適
(4) 其他主要尺寸
分度圓直徑:d10= (mn / cosβ) ×z10
=(2 / cos16.2°) ×37=78mm
d11=(mn / cosβ) ×z11
=(2 / cos15°) ×59=122mm
齒頂圓直徑:d10a1=d10+2 mn=78+2×2=82mm
d11a2=d11+2 mn=122+2×2=126mm
b10=Φd×d8=0.25×78=20mm
b11=Φd×d9=0.2×126=25mm
驗算齒根彎曲疲勞強度
бF=(1.6KT cosβ/b mnd) YFS≤[бF]
(教材《機械設計》p260式6-43)
當量齒數(shù)ZV: ZV8= Z8/ cos3β°=61/ cos313.7°=66.3
ZV8= Z9/ cos3β=75/ cos313.7°=81.5
復合齒形系數(shù)YFS:根據ZV8,ZV9查圖6-29得YFS6=5
YFS7=4
бF1=(1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5)/(18×2×126)
=20.3Mpa<[бF]
бF2=(1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4)/(18×2×160)
= 7.3 <[бF]
因此彎曲強度足夠
(5) 確定齒輪傳動精度V8=πd8nⅡ/60×1000
=3.14×126×1470/60000
=9.6m/s
V9=πd7nⅢ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000
=12
由表6-4確定三個公差組均為8級精度
E. 確定齒輪z12 z13 的參數(shù)
(1)齒數(shù) z12取47
z13=iz12=0.6×47=30
(2) 模數(shù) 初選螺旋角β=15°則法面模數(shù)
mn=d12 cosβ/z12=60×cos15°/47=1.2
取標準值mn=1.5
(3) 中心距 a= mn(z12+z13)/2 cosβ=2(47+30)/2 cos15°=60
為了便于測量a取60,則實際螺旋角β
β=arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 1.5(37+59)/2×60=15.7°
在8°~25°范圍內合適
(4) 其他主要尺寸
分度圓直徑:d12= (mn / cosβ) ×z12
=(2 / cos15.7°) ×47=73mm
d12 取76
d13=(mn / cosβ) ×z13
=(1.5 / cos15.7°) ×37=58mm
d13取60
齒頂圓直徑:d12a1=d10+2 mn=76+2×1.5=81mm
d13a2=d13+2 mn=64+2×1.5=67mm
b12=Φd×d8=0.2×80=16mm
b13=Φd×d9=0.25×64=16mm
驗算齒根彎曲疲勞強度
бF=(1.6KT cosβ/b mnd) YFS≤[бF]
(教材《機械設計》p260式6-43)
當量齒數(shù)ZV: ZV8= Z8/ cos3β°=61/ cos313.7°=66.3
ZV8= Z9/ cos3β=75/ cos313.7°=81.5
復合齒形系數(shù)YFS:根據ZV8,ZV9查圖6-29得YFS6=5
YFS7=4
бF1=(1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5)/(18×2×126)
=20.3Mpa<[бF]
бF2=(1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4)/(18×2×160)
= 7.3 <[бF]
因此彎曲強度足夠
表1-3
齒輪號
分度圓直徑
模數(shù)
螺旋角
齒寬
齒頂圓直徑
齒寬系數(shù)
齒數(shù)
1
70
2
13.7
18
74
0.25
34
2
70
2
13.7
18
74
0.25
34
6
48
2
16
24
52
0.25
23
7
160
2
16
30
164
0.2
77
8
126
2
13.7
30
130
0.25
61
9
154
2
13.7
30
158
0.2
75
10
78
2
16.2
20
82
0.25
37
11
122
2
16.2
25
124
0.2
59
12
76
1.5
15.7
16
80
0.2
47
13
54
1.5
15.7
16
64
0.25
30
八.蝸輪 蝸桿的設計
1. 選擇材料
由于蝸桿轉速較高,蝸桿選用40cr表面淬火,蝸輪采用在zCuSn10Pb1砂型鑄造
2. 確定蝸桿頭數(shù)及蝸輪齒數(shù)
由表1-3查得,按i=32 取z1=1 則z2=iz1=32×1=32
3. 按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設計
(1) 確定作用在蝸輪上的轉矩TⅦ=21.3 N·M;
(2) 確定載荷系數(shù)表9-5 KA =1假設v2<3m/s,見9-4
Kv=1.1載荷平穩(wěn)Kβ=1
K= KA KvKβ=1×1.1×1=1.1
(《機械零件》p159)
(3) 確定許用接觸應力
1)由表9-6查得 基本接觸應力[бH]=200N/mm2
(《機械零件》p160)
2)應力循環(huán)次數(shù)N2=60nLn=60×46×1×12000=3.3×107
3)壽命系數(shù) Zn=8√107/3.3×107=0.86
[бH]=Zn[бH]=0.86×200=172N/ mm2
4）計算m3 q≥KT2[480/Z蝸]2
=1.1×21.3×106×（480/32×172）2=8970
根據m3 q=9000由9-1查得
m=2 q=9.6 d1=28 d蝸=2×32=64
(《機械零件》p160)
5)蝸桿導程角
r=arctan(z桿m)/d1= arctan1×2/28=7.2°
6）滑動速度
V6=πd桿n桿/60×1000 cosγ
=3.14×28×1470/60×1000×cos7.2°=2.5m/s
7)驗算效率
η=0.95×tanγ/tan(ψV+γ)
=0.95×tan7.2°/ tan(7.2°+1.7°)=70%
(《機械零件》表9-10)
總效率η=70%與估計的相差無幾 適合
(4) 驗算蝸輪彎曲強度
1） a.確定許用彎曲應力
(《機械零件》表9-9)查得[б0F]=64×b. 壽命系數(shù)YN=9√106 /N=YN=9√106 /3.3×107=0.67
[бF]= YN[б0F]=0.67×64=43.3 N/ mm2
2） 齒形系數(shù)YF 按當量齒數(shù)ZV2= Z蝸/ cos3γ=32/ cos37.2°
=33
(《機械零件》表9-8) 查得YF=2.44
3） 螺旋角系數(shù)Yβ Yβ= 1-7.2/140=0.95
бF=1.64kT2/ d蝸d桿m
=1.64×1.1×21.3×103×2.24×0.95/28×64×2
=22.8 N/ mm2 <бF
所以43.3 N/ mm2彎曲強度足夠
(5) 蝸桿 蝸輪各部分尺寸的計算按《機械零件》表9-3
1） 中心距：a=0.5m(q+ Z蝸)=0.5×2(9.6+32)=45
2） 蝸桿
齒頂高 ha1= ha* m=1×2=2mm
齒全高 h1=2 ha* m+c=2×1×2+0.2×2=4.4mm
齒頂圓直徑 da1=d桿+2 ha* m=26+2×1×2=30mm
齒根圓直徑 df1=d1-2 ha* m-2c=26-2-0.8=23.2mm
蝸桿羅紋部分長度按《機械零件》表9-4
b1≥(11+0.06 Z蝸) ×m=(11+0.06×32) ×2=25.8mm
取b=26
蝸桿軸向齒距px=πm=3.14×2=6.28mm
蝸桿螺旋線導程pz= z桿px=1×6.28=6.28mm
3） 蝸輪
喉圓直徑 da2=（Z蝸+2 ha*）m=(32+2×1) ×2=68mm
齒根圓直徑 df2= d蝸-2 ha* m-2c
=64-2×1×2-2×0.4=59.2
外圓直徑 de2= da2+1.5m=68+1.5×2=71
齒寬 b2=2m(0.5+√q+1)=2×2(0.5+√9.6+1)
=15mm
齒寬角 Q=2arcsinb2/ d桿=2arcsin15/28=65°
輪緣寬度 b≤0.75×da1=0.75×.30=22.5mm
(6) 熱平衡計算
取室溫 t0=20°c t1=70°c kS=14w/( m2·°c) 由
《機械零件》式9-11得所需最小面積
A=1000（1-η）P1/ kS(t1-t0)
=1000×0.75×0.37/14×(70-20)=0.39 m2
九．設計錐齒輪
1． 選齒輪精度等級，材料和齒數(shù)
（１） 直齒圓錐齒輪加工多為刨齒，選用8級精度
（２） 小齒輪選用40cr，調質，硬度241~286HBS，大齒輪用355iMn, 調質,硬度220~269HBS。計算時小齒輪取270HBS，大齒輪取240 HBS
（３） 選大齒輪齒數(shù) Z4=36
Z5= Z4 i =36×0.57=21
2． 齒面接觸疲勞強度設計
dt≥2√[4Kt1/ψR〔1-0.5ψR〕2 u] ×〔ZE ZH/[бH]〕2
《機械零件》式8-22 p22
(1) 考慮載荷中有中等沖擊，試取載荷系數(shù)Kt=1.6
(2) 大齒輪傳遞的扭矩
由上表1-2查得T=21.3N·M
(3) 取齒寬系數(shù)ψR=0.3
(4) 由《機械零件》表8-6查得彈性系數(shù)ZE=189.8√N/ mm3
(5) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZE=2.5
(6) 接觸疲勞強度由《機械零件》圖8-15 C查得бHlim=720N/ mm2
1）бHlim2=670 N/ mm2
2） 壽命系數(shù)ZN1= ZN2=1 （由于齒輪是懸臂布置）
3） 接觸安全系數(shù)SH=1
[бH1]= бHlim1 ZN1/SH=720×1/1=720N/ mm2
[бH2]= бHlim2 ZN2/SH=670×1/1=670N/ mm2
(7) 計算大錐齒輪
d4≥3√[4Kt1/ψR〔1-0.5ψR〕2 u] ×〔ZE ZH/[бH]〕2
=3√[4×1.6×2.13×104/0.3〔1-0.5×0.3〕2× 0.57] ×〔189.9× 2.5/670〕2=34.5
取整d4=35
(8) 圓周速度VM1
dm1=d1(1-0.5ψR)=35×(1-0.5×0.3)=26.25mm
vm1=πdmn1/60×1000=π×26.25×46/60×1000=0.06m/s
(9) 計算載荷系數(shù)K
1） 據《機械零件》表8-4 KA=1.25
2） 按vmz1/100=0.06×36/100=0.2由《機械零件》圖8-11曲線Ib得kβ=1.05 k=kA kvkβ=1.25×1×1.05=1.51與試取的1.6相近不再修正
3． 幾何尺寸的計算
（１） 大湍模數(shù)m=d4/z1=35/36=0.97 取標準值m=1
（２） 分度圓直徑d1=mz1=1×36=36mm
d2= mz2=1×21=21mm
（３） 分度圓錐角δ2=arctani=arctan0.57°=29.6°
δ1=90-δ2=90-29.6=60.4°
（４） 錐矩R=m/2√Z42+ Z52=1/2√362+ 212=21mm
（５） 齒寬b=ψR R=0.3×21=6.3 取b=7mm
4． 校核齒根彎曲疲勞強度
бF=4KT/ψR〔1-0.5ψR〕2 Z42 m3√i2+1 YFa YSa≤[бF]
1) 計算當量齒數(shù)
ZV4= Z4/cosδ1=36/cos60.4°=7.2
2) 《機械零件》由表8-5，得齒形系數(shù)YFa1=2.24 YFa2=2.65
3) 《機械零件》由表8-5，得應力系數(shù)YSa1=1.75 YSa1=1.58
4) 許用彎曲應力
a查圖8-14бFlim1=590 N/ mm2
b 由上N/ mm2 YN1 =YN2=1
C 彎曲安全系數(shù) SF=1.4
[бF1]= бFlim1 YN1/ SF=590×1/1.4=421 N/ mm2
[бF2]= бFlim2 YN2/ SF=580×1/1.4=414 N/ mm2
5) 校核計算
бF1=4KT1/ψR〔1-0.5ψR〕2 Z42 m3√i2+1 YFa YSa
=[4×1.5×2.13× 104/0.3（1-0.5×0.3）2×362×1√0.572+1] ×2.24×1.75=155 N/ mm2≤[бF]
бF2=бF1 YS1 YS2/ YFa1 YSa1=155×1.25×2.65×1.58/2.24×1.75=165 N/ mm2〈[бF2]
十．箱座 箱蓋的設計（《機械設計手冊3》p25-31）
箱座 箱蓋的材料均用H200鑄造而成 其結構尺寸如下
箱座壁厚:δ=0.025a+1=0.025×243+1≥8
取δ=8mm
箱座凸緣厚度：b=1.5δ=1.5×8=12mm
地腳螺旋直徑：df=(1.5~2)δ=2×8=16mm
加強肋厚度：m=(0.8×8)=6.4 取7
箱體形狀和尺寸按國家標準GB3668-83和實際設計情況選擇
箱體長度L=L1+L2+L3+L4
L1為最大中心距 L1=180
L2為壁厚 L2=8+8=16
L3左端臺座長度 L3=140
L4右端臺座長度 L4=185
初步確定 L=180+16+140+185=550
十一 軸的設計（以第Ⅱ軸為例）資料《機械設計手冊3》
（1）選擇軸的材料及熱處理方法，因該軸是懸臂機構，故選用45調質
[б-1]b=55Mpa
(2) 按扭轉強度估算最小直徑。由教材《機械設計》式8-2 表8-11查得
c=126~103 取c=120可得
d≥c3√p/n=1203√0.42/432.3=14.68mm
考慮此軸頭上有鍵槽，將軸勁增大5%，即d=14.68×1.05=15.4
校核為20mm
圖三
1)
確定軸的各段直徑，根據軸各段直徑的確定原則，從最小直徑且與軸承標準相符，安裝齒輪此直徑盡可能采用標準系列值故d1=20mm軸段2是為限軸承的位置d2=24mm軸段3安裝軸承d3=20
2) 確定各軸段的長度
(3) 按扭矩和彎曲組合進行強度校核
(4) 繪制受力圖
求水平面的支反力及彎矩
圖四
求支反力
FHA= FHC= Fr2+ Fr1 FHC= FHA+ FHA
Ft1=2T1/d1=2×9.3/0.16=116N
Ft2=2T2/d2=2×9.3/0.126=147N
軸向力Fa= tanβ1Ft1+ Ft2 tanβ2=116×tan16°+147×tan13.7°
=33.2+36=69.2N
徑向力Fr1= Ft1 tanαn/ cosβ(αn為壓力角)
=116 tan20°/cos16°=44N
Fr2= Ft2 tanαn/ cosβ(αn為壓力角)
=147 tan20°/cos13.7°=55N
A左 MHA= Fr1×L1+ Fr2×L2=44×0.067+55×0.029=4.7N·M
A右 MHA=99×0.042=4.1
求垂直平面力的支反力及彎矩
A左側彎矩
MA左= Ft1×L1+ Ft2×L2=116×0.067+147×0.067=12 N·M
A右側彎矩
MA右=（116+147）×42=11 N·M
左側合成彎矩
MA左=√MHA2+ M2右=√4.72+ 122=13 N·M
MA右=√MHC2+ M2右=√112+4.12=12 N·M
求彎曲折算系數(shù)d=0.6，危險截面在A處
Mec=√M左2+（Αt）2右=√132+（0.6×9.3）2=13.2 N·M
計算危險截面處軸徑
d≥3√13.2×103/0.1×55=15mm 此處直徑為20mm
故強度足夠，以原結構設計為基準
十二.軸承壽命計算（《機械設計手冊》上冊 第二分冊 化學工業(yè)出版社 p991）
以Ⅱ軸軸承為例，Ⅱ軸軸承型號為60204的一對帶防塵蓋的單列向心球軸承額定動載荷1000kN e=1 r=1.5 載荷系數(shù)1.1 溫度系數(shù)ft=1.0
軸承受力情況圖四所示，由前面計算可知
FHB=99N Fa= Fa1+ Fa2=69.2N
徑向力 SHB=99/2×1.5=33N
軸向力FA=69.2N
取系數(shù)X Y值FaA/FrA=69.2/99=0.69 由教材《機械設計》P318表8-12查得XA =1 YA=0
計算當量動載荷P
PA=fp（XA FrA+ YAFaA）=1.1×(1×99)+0=100
計算軸承額定壽命Lh
Lh=106/60n(f1c/ PB)2=106/60×432.3(1×86500/ 420)2=1635298h
使用期限為15年
十三.選用鍵校核強度（以Ⅱ軸為例）
A型鍵16×52GB/T1096-1979 b=16mm h=10 L=60mm
鍵槽深t=6mm,鍵工作長度l=L-6=54mm
T2=9.3 N·M d=20mm
因為對于按標準選擇的平鍵連接，具有足夠的剪切強度，故按擠壓強度進行校核
бp=4×T/dhl=4×9.3×103/20×10×60=3.1Mpa
由教材查表得，鍵連接的選用擠壓強度進行校核[бp]=50Mpa
顯然бp〈[б]p1,故連接強度足夠。安全
參考文獻
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