鏈板式運輸機傳動裝置設計

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機械基礎綜合課程設計說明書 設計題目： 鏈板式運輸機傳動裝置設計 學 院： 機械工程學院 專業(yè)年級： 機械11級 姓 名： 班級學號： 指導教師： 二ＯＯ一二 年 九 月 十四 日 目 錄 一、 課程設計任務書-----------------------------------------------------1 二、 傳動方案的擬定與分析---------------------------------------------2 三、 電動機的選擇--------------------------------------------------------3 四、 計算總傳動比及分配各級傳動比----------------------------------4 五、 動力學參數(shù)計算----------------------------------------------------- 5 六、 傳動零件的設計計算------------------------------------------------6 七、 軸的設計計算--------------------------------------------------------9 八、 滾動軸承的選擇及校核計算---------------------------------------12 九、 鍵連接的選擇及校核計算------------------------------------------14 十、 聯(lián)軸器的選擇及校核計算------------------------------------------15 十一、減速器的潤滑與密封------------------------------------------------16 十二、箱體及附件的結構設計---------------------------------------------17 設計小結---------------------------------------------------------------------18 參考文獻--------------------------------------------------------------------19 機械基礎綜合課程設計設計計算說明書 第 1 頁 機械基礎綜合課程設計設計計算說明書 一、課程設計任務書 設計一用于鏈板式運輸機傳動裝置，其為圓錐-圓柱斜齒齒輪減速器。鏈條有效拉力F=11000N,鏈速V=0.35m/s,鏈節(jié)距為38.1mm,小鏈輪齒數(shù)21。每日兩班制，壽命10年，傳動不逆轉，有中等沖擊，鏈速允許誤差為5%。 1-電動機；2、4-聯(lián)軸器；3-圓錐-圓柱斜齒輪減速器；5-開式齒輪傳動；6-輸送鏈的小鏈輪 鏈板式運輸機傳動示意圖 機械基礎綜合課程設計設計計算說明書 二、傳動方案的擬定與分析 2、選擇電動機 2.1電動機容量 2.1.1鏈輪的輸出功率 由F=1000 ,知 2.1.2電動機輸出功率 取 故 2.1.3電動機額定功率 由此可知選取型號為Y132S-4，功率為5.5KW,n=1440r/min. 3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.1對于鏈輪輸出功率與轉速 可知 3.2傳動裝置的總傳動比 3.3分配各級傳動比 選擇圓錐齒輪,圓柱斜齒齒輪，鏈輪傳動比， 3.4各軸轉速 共6根軸，各軸序號如簡圖 3.5各軸輸入功率： 3.6各軸輸入轉距： 4.傳動件的設計計算 4.1圓錐直齒齒輪設計 4.1. 1.選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度 2）材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（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 3）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù) 4.1.2.按齒面接觸疲勞強度設計 (1).確定公式內各計算數(shù)值 1）.試選載荷系數(shù)1.8 2）.小齒輪傳遞轉距 3）.由《機械設計（第八版）》表10-7選取齒寬系數(shù)0.33 4）.由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）.由《機械設計（第八版）》圖10-21d查得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）.計算應力循環(huán)次數(shù) 7).由《機械設計（第八版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8).計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，故 (2).計算 1).試算小齒輪分度圓直徑, 2).計算圓周速度 3).計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=4.902m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)1.15 直齒輪 =1,由表10-2查得使用系數(shù)1.5 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查表得，則1.5 接觸強度載荷系數(shù)3.23 4).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 5).計算模數(shù) 取整為3mm 6)．計算齒輪相關系數(shù) 7)．圓整并確定齒寬 圓整取 4.2圓柱斜齒輪設計 4.2. 1. 選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度 2）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（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 3）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù), 4 ) 選取螺旋角。初選螺旋角 4.2.2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）.公式內各計算值 1).試選 2).由《機械設計（第八版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3).由《機械設計（第八版）》圖10-26查得，則 4).小齒輪傳遞轉距 5).由《機械設計（第八版）》表10-7選取齒寬系數(shù) 6).由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7).由《機械設計（第八版）》圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限 8).應力循環(huán)次數(shù) 9).由《機械設計（第八版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 10).計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，故 11).許用接觸應力 （2）.計算 1). 試算小齒輪分度圓直徑 2).計算圓周速度 3).計算齒寬b及模數(shù) 4).計算縱向重合度 5).計算載荷系數(shù)K 由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=2.96m/s，7級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得 動載荷系數(shù),由表10-4查得,由圖10-13查 得,由表10-3查得 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 7).計算模數(shù) 取整為3mm 8）幾何尺寸計算 （1）.計算中心距 將中心距圓整為200mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故等值不必修正。 （3）.計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）.計算齒輪寬度 圓整后取 4.2.3.按齒根彎曲強度設計 （1）.確定計算參數(shù) 1）.計算載荷系數(shù) 2）.根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3）.計算當量齒數(shù) 4）.查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 由《機械設計（第八版）》表10-5查得 5）．由《機械設計（第八版）》圖10-20c查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 6）．由《機械設計（第八版）》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 7）．計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 8）.計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）.設計計算 圓整 故 取，則 4.3開式齒輪 4.3.1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按傳動方案，選用開式直齒圓柱齒輪傳動 2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度 3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（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)為,大齒輪齒數(shù) 4.3.2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）.確定公式內各計算數(shù)值 1）.試選載荷系數(shù)1.3 2）.小齒輪傳遞轉距 3）.由《機械設計（第八版）》表10-7選取齒寬系數(shù)1 4）.由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5).由《機械設計（第八版）》圖10-21d查得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).計算應力循環(huán)次數(shù) 7).由《機械設計（第八版）》圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 8).計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，故 （2）.計算 1）. 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值 2).計算圓周速度 3)．計算齒寬b 4)．計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5).計算載荷系數(shù)K 由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=0.56m/s，7級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得動載荷系數(shù),由《機械設計（第八版）》表10-4查得,由《機械設計（第八版）》圖10-13查得,由表10-3查得 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 7).計算模數(shù)m 取整m為5 4.3. 4.幾何尺寸計算 （1）. 計算分度圓直徑 （2）. 計算中心距 （3）. 計算齒輪寬度 圓整后取 5、軸的設計計算 5.1輸入軸設計 5.1.1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 5.1.2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為 而 5.1.3.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鋼（調質），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則 查《機械設計課程設計》選LT3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 5.1.4.軸的結構設計 （1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下 (2). 根據(jù)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)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計手冊》初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為，而。這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計》查得7206C型軸承的定位軸肩高度，因此取 3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求， 求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）錐齒輪輪轂長度為64.9mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取 6）由于，故取 （3）.軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 （4）. 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5.2中間軸設計 5.2.1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 5.2.2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為 而 已知圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 而 5.2.3.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40（調質），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，2軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 5.2.4.軸的結構設計 （1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下 (2). 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7207，其尺寸為，這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計》查得7208型軸承的定位軸肩高度因此取套筒直徑40mm。 2）取安裝齒輪處的軸段；錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪轂長L=55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端面采用軸間定位，軸間高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 3）已知圓柱斜齒輪齒寬，為使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸應略短于輪轂長，故取。 4）箱體—小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。 （3）.軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。 （4）. 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5.2.5.求軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5.3輸出軸設計 5.3.1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 5.3.2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示 5.3.3.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40Cr鋼（調質），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則 查《機械設計課程設計》選LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2500000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 5.3.4.軸的結構設計 （1）. 擬定軸上零件的裝配方案如下 (2). 根據(jù)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)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7217C，其尺寸為，而。 3）左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計手冊》查得7217C型軸承的定位軸肩高度，因此取，齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知斜齒輪齒寬為76mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，故取 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求， 求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距，故取 5）箱體—小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。 （3）.軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵14mm9mm70mm,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來保證的，此處選軸的尺寸公差為。 （4）. 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5.3.5.求軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，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），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 5.3.6.精確校核軸的疲勞強度 精確校核軸的疲勞強度 （1）. 判斷危險截面 截面7右側受應力最大 （2）. 截面7右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7右側彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由《機械設計（第八版）》表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第八版）》附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 又由《機械設計（第八版）》附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由《機械設計（第八版）》附圖3-2查得尺寸系數(shù)，由《機械設計（第八版）》附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 6、滾動軸承的選擇及計算 6.1輸入軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計課程設計》初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承;7206C，其尺寸為， =10/3,,C=23000N,Y=1.71 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 , 故 ， 故合格 6.2中間軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計課程設計》初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7207C，其尺寸為， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 故 故 ， 故合格 6.3輸出軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計課程設計》初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7212C，其尺寸為， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 故 故 ， 故合格 7、聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。 輸入軸選LT5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 輸出軸選選LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2500000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 8、減速器裝配圖的設計 箱體主要結構尺寸的確定 名稱 符號 齒輪減速器 箱座壁厚 12mm 箱蓋壁厚 12mm 箱蓋凸緣壁厚 18mm 箱座凸緣厚度 18mm 箱座底凸緣厚度 30mm 地角螺栓直徑 M20 地角螺栓數(shù)目 4 軸承旁連接螺栓直徑 M16 軸承端蓋螺釘直徑 M10 視孔蓋螺釘直徑 M8 至外箱壁距離 統(tǒng)一取26mm 至凸緣邊緣距離 統(tǒng)一取24mm 軸承旁凸臺半徑 24mm 外箱壁至軸承座端面距離 56mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 16mm 齒輪端面與內箱壁距離 16mm 箱蓋箱座肋厚 蓋與座連接螺栓直徑 M12 9、潤滑與密封 齒輪采用浸油潤滑，由《機械設計課程設計手冊》選用N220中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86）。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。由于小圓錐齒輪，可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。 對于滾動軸承，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不易流失，同時也能形成滑動表面完全分開的一層薄膜。 密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А? 10、設計小結 這次關于鏈板式運輸機傳動裝置上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正意義上的理論聯(lián)系實際，深入了解設計概念和設計過程的實踐體驗，對于提高我們的機械設計綜合素質大有用處。通過三個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 機械設計是機械工業(yè)的基礎，是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與術基礎》、《工程材料》、《機械設計課程設計》等于一體。 這次的課程設計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關選修的理論，結合生產(chǎn)實際反應解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和指導，衷心感謝鄧老師的指導和幫助，設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計思維和習慣從而提高設計實踐操作能力。 參考文獻 1、宋寶玉，王連明主編，機械設計課程設計，第3版。哈爾濱：哈濱工業(yè)大學出版社，2008年1月。 2、濮良貴，紀明剛主編，機械設計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3、蔡春源主編，機械設計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機械工業(yè)出版社，2007年3月。 4、吳宗澤主編，機械零件設計手冊，第10版，北京：機械工業(yè)出版社，2003年11月。 5、吳宗澤，羅圣國主編，機械課程設計手冊，第3版，北京：高等教育出版社。 6、駱素君，朱詩順主編. 機械設計課程設計簡明手冊，化學工業(yè)出版社，2000年8月。 F=11kN V=0.35m/s 對于小鏈輪 Z=21 P=3.85kw η總=0.808 Pd=4.76kw 電動機的型號為Y132S-4 Ped=5.5kw nm=1440r/min。 i=54.857 i1=3 i2=4.6 i3=4 n1=1440r/min n2=1440r/min n3=480r/min n4=104.34 r/min n5=104.34 r/min n6=26r/min P1=5.5kw P2=5.445kw P3=5.16kw P4=4.95kw P5=4.84kw P6=4.59kw T1=36.48N.m T2=36.11N.m T3=102.66N.m T4=453.06N.m T5=442.99N.m T6=1685.94N.m Z1=25 Z2=75 排數(shù)為1 KA=1.1 Kz=1.22 Pca=4.84KW 1.8 T1=36.11N.m u=1.341m/s 潤滑為油盤飛濺 小齒輪材料為40Cr（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 lim1=600Mpa lim2=550Mpa N1=4.1472109 N2=1.0368109 KHN1=0.8 KHN2=0.92 []1=480Mpa []2=506Mpa d1t=65.02mm V=4.092m/s 1.15 1.5 Kv=1.08 1 1 1.25 1.5 d1=79.01㎜ mn=3.136㎜ 取mn=3㎜ d1=75 d2=225 R=118.5㎜ B2=70㎜ B1=65㎜ 對于圓柱斜齒輪 選取 Z1=23 Z2=106 Kt=1.6 ZH=2.433 0.74 0.87 1.61 T3=102.66N.m ZE=189.8MPa1/2 600MPa 550MPa N1=1.68109 N2=3.65108 KHN1=0.95 KHN2=0.98 按接觸疲勞許用應力 S=1 []1=570MPa []2=539MPa []=554.5MPa dlt=60.4㎜ V=1.14m/s b=60.4㎜ mnt=2.35㎜ h=5.28㎜ b/h=10.53 1.824 KA=1.5 KV=1.02 KH=1.309 KF=1.32 K=2.33 d1=63.07mm mN=2.66mm 按彎曲強度計算 a=200mm d1=71.1㎜ d2=327.7㎜ b=71.1mm B1=71mm B2=76mm K=2.35 ZV1=25.17 ZV2=116.04 YFa1=2.69 YFa2=2.18 YSa1=1.575 YSa2=1.79 440MPa 425MPa KFN1=0.89 KFN2=0.93 S=1.4 []1=279.7 MPa []2=282.32 MPa 1.849mm 取 mn=3 Z1=23.01 Z2=106 對于開式齒輪 選取 Z1=21 Z2=84 Kt=1.3 T1=443N.m ZE=189.8MPa1/2 600 MPa 550 MPa N1=3.656108 N2=0.914107 KHN1=0.96 KHN2=0.99 S=1 []1=576MPa []2=544.5MPa 102.98㎜ V=0.56m/s b=102.98㎜ mt=4.9㎜ h=11.03㎜ b/h=9.34 KV=1.01 1.323 1.28 K=1.336 d1=103.92㎜ m=4.015mm 圓整m=5 d1=104㎜ d2=416㎜ a=260㎜ b=104 B1=110㎜ B2=105㎜ P1=5.445kw n1=1440r/min T1=36.11N.m dm1=62.6㎜ Ft=1153N Fr=407N Fa=102N A0=112 dmin=17.9㎜ d1=69mm Ft1=2975.65N Fr1=1116.2N Fa1=741.91N dm=187.87mm Ft2=1092.88N Fr2=97.58N Fa2=385.62N d1-2=35mm d2-3=40mm d3-4=48mm d4-5=40mm d5-6=35mm L1-2=56mm L2-3=50m L3-4=10mm L4-5=72mm L5-6=53mm A0=112 dmin=40.6mm 6.7MPa 10.5MPa =10/3 C=23000N Y=1.71