A272F系列高速并條機車尾箱設計【說明書+CAD+SOLIDWORKS】
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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、 設計的目的———————————————— 3
二、課題簡介——————————————————— 4
三、原始數(shù)據(jù)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、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(jù)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(jīng)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)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(jù)《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(jù)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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陳起松 主編 1991年10月
[10] 《機械設計基礎》 高等教育出版社 隋明洋 主編
畢業(yè)設計小結
兩個月時間的畢業(yè)設計遇期而終心情輕松之余略帶幾份收獲的喜悅，覺得總結一下很有必要，經(jīng)過這一段時間的畢業(yè)設計，深刻體會到設計的艱難，時間雖短，但非常高興，學到平時課堂上所不能學到的東西——實踐與理論的互助的認識。
減速箱的設計早在大二雖已做過，但那畢竟是課程設計，和這次的畢業(yè)設計相比，說句老實話剛開始拿到這個課題我還真不知該如何下手。不僅工作量比以前大了好幾倍，其難度不在話下，在實習過程中望著一大堆的資料和圖紙用“焦頭爛額”形容一點都不為過，最后得到周梅芳老師的指點，才正確地進入設計程序中，我們深知設計不易，仍需專心細致的去做?；叵肫鹪谠O計過程中所遇到的一個個門檻，最后一個一個的跨過。這一結果離不開很多人的幫助，碰到問題在車間我問工人，飯后到技術部去問工程師，回校拿給請指導老師總結，我很慶幸有這么多人在幫我。一副裝配圖經(jīng)過多次的計算，修改最后變成現(xiàn)在的模樣，在設計過程中經(jīng)常會出現(xiàn)這樣那樣的結構錯誤幸都被周老師及時指正過來，在這段設計過程中，收獲不少，對設計又有了進一步的認識。
不過相信，不斷積累這些體會性的經(jīng)驗，我們的設計思路，原理原則，認識見識會日趨完善的。
在設計的后期,由于缺乏經(jīng)驗圖形大大小小的問題比較多,周老師在百忙中擠出不少時間為我指正,講解.為此我深表歉意,
最后!再次感謝指導老師幫助!
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