武汉科技大学本科毕业设计 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 4.1.5 几何尺寸计算 1）求实际中心距 a=(Z1+Z2)Mn/2cosβ=129.8mm 将中心距圆整为a=150mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arcos（Z1+Z2）Mn/2a=14.250 因β值改变不多，故参数 ? K ? , Z H 等值不必修改 ?,3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=Z1Mn/cosβ=65mm d2=Z2Mn/cosβ=255mm 4）齿顶圆直径 ?da1?d1?2hamn?65?2?1?3?71mm?da2?d2?2hamn?255?2?1?3?261mm5）齿根圆直径 ?df1?d1?2(ha?C?)mn?65?2(1?0.25)?3?57.5mm?df2?d2?2(ha?C?)mn?255?2(1?0.25)?3?247.5mm6)分度圆直径 S=mnπ/2=4.71mm 分度圆齿槽宽e=mnπ/2=4.71mm 齿距 p=πmn=s+e=9.42mm 基齿圆与法向齿距 P6=Pn=Pcosα=πmncos=9.13mm 7）计算齿宽 b??dd1?65mm故取B2=70mm，B1=60mm
4.2传动分配箱内各轴及附带零件的设计计算
轮轴1.测速电机 2.电机 3.万向联轴器 4.上工作辊 5.下工作辊
16 武汉科技大学本科毕业设计 4.2.1齿轮轴1的设计计算（一根）
1)初选轴直径 由[2](式15-2)初步计算的最小直径。所选的材为45钢，调质处理。根据[2](表15-3)取A0=110 dmin?A03PN由前面的计算可知： P1=5.445kw，n1=960r/min,T1=49.9198Nmm 5.445?19.63mm 9602）输入轴的最小轴径显然是安装联轴器（与电机相连）处dmin?1103所以 得直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的直径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 由前面第二章可知，电机伸出端外径为D=38mm 外伸长度为E=80mm 联轴器的转矩计算：Tca=KAT1 查表[2](14-1),考虑到转矩冲击载荷较大，故取KA=2.3，则 Tca=2.3×49.9198×103=1.1482×105N/mm 按计算，通过查《机械设计手册2》，选弹性注销联轴器LT型——基本型。 根据具体情况进行选择，由《机械设计手册2》选择LT8型，其基本尺寸参数如下表所示： 表4.1联轴器的尺寸参数（L推荐，优先选用推荐值） 公称转矩 TN(N M) 710 许用转速 （r/mm） 轴承直径 mm d1，d2，d3 3000 50 55 56 60 63 轴孔长度（mm） Y型 JT型 Z型 L推荐 112 84 112 70 142 107 142 224 D 17 武汉科技大学本科毕业设计 3）选用完联轴器后，根据其尺寸标准，又由前面计算dmin=38mm，取轴的最小轴径d1=38mm，L1=55mm。 可选出轴上的键《机械设计手册2》公称尺寸b×h=12×8，b=12mm。键长由标准[2]取l=36mm，经校验，键满足要求。 4）第二阶段轴确定 d2=48mm(轴肩高5mm)，l2=92mm 5）第二段轴上装轴承，由装轴承的轴的直径为d2=48mm，该轴既受轴向力又受径向力，所以可先选择角接触球轴承， 由《机械设计手册2》查得所选的轴承，其尺寸参数如下表： 其他尺寸 脂油 5000 6700 d 2 D2 a r 82 98 22.1 1.1 1.1 d D Cr B Cor 20 48 轴承 7014C 70 110 选用7210C型号的轴承 6）齿轮轴从光轴到齿轮部分，过渡弧段的确定齿轮的分度圆直径为d=67mm，轴肩高度10mm，则可确定过渡弧段的总高为 h1=12.5mm（一侧） 长度取 l1=20mm 7）齿轮由前面已算得，分度圆直径为d=67mm，齿宽 B=70mm， 由对称原则确定齿轮轴从齿轮到光轴部分，过渡弧以及轴段l3 则可确定过渡弧段的高度为h2=12.5mm（另一侧），长度取l2=20mm 取d3=50mm，l3=15mm 18 武汉科技大学本科毕业设计
轴的总体长度：L=55+92+15+18+70+20+20=290mm 8)轴及轴上轴承校核 齿轮轴所受各力即为斜齿轮上各力 由[2]P112斜齿轮的受力分析，可算出斜齿轮上各力 Ft=2T1/d1=2×49919.8/65=1535.994N Fr=F1tanan=Fttanan/cosβ=1535.994tan200/cos14.250=576.804N Fa=Fttanβ=1535.994tan14.250=390.93N Fn=F1/cosancosβ=1535.994/cos20cos14.25=1686.462N 求两轴的径向力 所以 Frv1?Frv2?FrH1?Frl2?288.402Nl1?l2Frl1?288.402Nl1?l2Ftl2?767.997Nl1?l2Ftl1?767.997Nl1?l2 22Fr1?Fr2?Frv288.4022?767.9972?820.363N1?FrH1? 轴承校核 由[2]7000AC轴承，（α=250）Fd=0.68Fr Fd1=Fd2=0.68FR=0.68×576.804=392.227N 由于Fae+Fd2=390.93+392.227=783.157N>Fd1 所以，轴承向右窜动，即轴承1被压紧，轴承2被放松 所以 Fa1=783.157N Fa2=392.227N 由[2]（表13-6）查得载荷系数fp=1.5 19 FrH2?武汉科技大学本科毕业设计 当量动载荷 P=fp（XFr+YFa） 由Fa/Fr=0.672 受力图如下所示： 由[2]P355(表15-1)查得[δ-1]=60MPa 由[2]P364，对称循环变应力，折合系数a=1 由[2]P365(表15-4)查得： w? ?d332则w?o.1?703?34300mm3?0.1d320
减速分配箱箱体零件毕业设计说明94309650 - 图文
