武汉科技大学本科毕业设计 3.1.4 传动装置的运动和动力参数的计算 1)各轴的转速计算 n1=nm=960r/min n2=n1/i=960/2.96=324.32r/min n2=n3=n4=n5=n6=324.32r/min 2)各轴的输入功率 各转动轴的效率为η，由《机械设计课程设计》P6（表2-2）查得： η1=0.99（弹性联轴器） η2=η3=0.97 由主参数计算可以得到： 工作所需的有效功率为Pw=5.06KW Pd=5.5KW P1=5.445KW P2=5.282KW P3=5.123KW 3）各轴输入转矩 T=9550P/n T1=9550P1/n1=9550×5.445÷960=49.9198N/M T2=9550P2/n2=9550×5.282÷324.32=155.5349N/M T3=9550P3/n3=9550×5.123÷324.32=150.853N/M T3=T4=T5=T6=150.853N/M 4)总汇 将上述计算结果列于下表 轴号 1 2 3 11 转速n（r/min） 960 398.35 398.35 功率P（KW） 5.445 5.282 5.123 转矩T（NM） 传动比 49.9198 155.5349 150.853 2.96 2.96 2.96 武汉科技大学本科毕业设计 4 减速分配箱箱体内传动部分的设计计算 4.1 减速齿轮的设计计算 由第一章可知，减速分配箱减速器的传动比为i=2.96,即大齿轮小齿轮的齿数比为2.96，输入功率P1=5.445KW，小齿轮转速为960r/min，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天）,大修期限为三年，三班制（24小时）。 4.1.1 选定齿轮类型，精度等，材料及齿数 1）按上一章得传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 2）矫直机为冶金用机械设备，其传动系统速度不高，故选用8级精度齿轮（GB10085-88） 3）材料选择 由《机械设计》[2]P189(表10-1)，选小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两个齿轮的硬度差为40HBS 4）选择小齿轮的齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为 Z2=24×2.96=71.04，取Z2=71 5）初选螺旋角为β=140 4.1.2 按齿面接触强度设计 由[2]P186(式10-21)，试算出齿轮分度圆直径 2kT1??1ZHZE2d1t?3?() ??H??d?a?确定公式中的各值 1）试选 Kt=1.6 2）小齿轮传递的扭矩 T1=49.9198N/mm 3）由[2]（表10-7），因为两支承相对大小齿轮对称布置，所以选得得宽度系数为Φd=1 4）由[2]P215（图10-30）选取区域系数ZH=2.433（由螺旋角确定）（α=200） 12 武汉科技大学本科毕业设计 5）由[2]P198（表10-6）查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa 6）由[2]P214（图10-26）查得εa1=0.79,εa2=0.87,则 εa=0.79+0.87=1.66 7）许用接触应力为[δH]=([δH]1+[δH]2)/2 取失效概率为1%，安全系数为SH=1，由[2]P202（式10-12） [δ]=KHNδHlim/SH a)由[2]P206（式10-21d）查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 δHlim1=600MPa 由[2]P206(图10-21d)查得大齿轮的接触疲劳强度极限为 δHlim2=550MPa b）由[2]P206（式10-13）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×960×1×24×300=6.247×109h N2=N1/u1=2.581×109h j---齿轮每转一周同一齿面啮合的齿数 c）由[2]P203(图10-19)查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.88，KHN2=0.92 d） [?H]2?KHN2??Hlim2?0.92?550?506MPa1 K? [?H]1?HN1Hlim1?0.88?600?528MPa1 ([?H]1?[?H]2[?H]??517MPa 2 4.1.3设计计算 1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[δH] 中较小的值 2?1.6?49919.83.962.433?189.823d???() 1t1?1.662.96517 ?46.83mm 2) 计算圆周速度V0 ?dnv?1t1???46.83?2.45m/s60?100060?1000 3）计算齿宽b及模数Mnt b??d?d1t?1?46.83?46.83mm 0dcos?mt?1t?46.83?cos14?1.89mmZ124 h?2.25mt?2.25?1.89?4.26mmb?46.83?10.99h4.2613 武汉科技大学本科毕业设计 4）计算纵向重合度εβ 5) 计算载荷系数k A.由[2](表10-2)查的使用系数KA=1.75 B.因v=3.92m/s.8级精度，由[2]（图10-8）查的动载系数KV=1.15 C.由[2](图10-13)查的齿向载荷分布系数KHβ（接触疲劳强度计算用） ???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan140?1.903KH??1.15?0.18?d?0.31?10?3b?1.3445D.由[2](图10-13)查的（齿根弯曲疲劳强度用）齿向载荷分布系数 KFβ=1.30 E.由[2](表10-3)查得齿间载荷分配系数 K H??KF ? ? 1 .4 ，所以载荷系数 K?KAKVKH?KH??3.81 按实际载荷系数矫正所得的分度圆直径 由[2](式10-10a) 6)求中心距 a=1/2[(d1+d2)]=0.5×62.54×（1+2.96）=123.83mm 圆整后取a=130mm 7）计算模数Mn Mn=d1cosβ/Z1=62.54cos140/24=2.53mm 4.1.4.按齿根弯曲强度 弯曲强度的设计公式为 m?32KT1YFaYSa()2?dZ1[?F]14 d1?d1t3KKt3.811.6?46.83?3?62.54mm武汉科技大学本科毕业设计 （1）确定公式内各计算数值 1）由[2]（图10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限是 大齿轮的弯曲强度极限 ?FE1?500MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[2](10-12)得 [?F]1?KFN1?FE1?0.85?500MPa?303.57MPaS1.4 K?0.88?380 [?F]2?FN2FE2?MPa?238.86MPaS1.4 4）计算载荷系数K K=KAKVKFβKFα=1.75×1.15×1.4×1.30=3.663 5）查齿形系数 由表[2]10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.286 6)查取应力矫正系数 由表[2]（10-5）查得YSa1=1.58，YSa2=1.724 ?FE2?380MPaKFN11?0.85,KFN2?0.88YYSa7）计算大小齿轮的 Fa 并加以比较 [?F] YFa1YSa1?2.65?1.58?0.01379[?F]1303.57 YFa2YSa2?2.286?1.724?0.01650[?F]2238.86 大齿轮的数值大 （2）设计计算 42?3.663?4.992?10m?3?0.01650?2.118mm1?242对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯曲强度计算的模数2.118，并就近圆整为标准值m=3.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=62.54mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=62.54÷3=20.84=21 大齿轮齿数 Z2=21×2.96=62.16=63 15
减速分配箱箱体零件毕业设计说明94309650 - 图文
