設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置

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1、設(shè)計任務(wù)書 1、 課程設(shè)計題目： 設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置（簡圖如下） 原始數(shù)據(jù)： 數(shù)據(jù)編號 3 5 7 10 運(yùn)輸機(jī)工作轉(zhuǎn)矩 T/（N.m） 690 630 760 620 運(yùn)輸機(jī)帶速 V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑 D/mm 320 380 320 360 工作條件： 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為 10 年， 小批量生產(chǎn)， 單班制工作（ 8 小時 / 天） 運(yùn)輸速度允許誤差為 。 2、 課程設(shè)計內(nèi)容 1 ）傳動裝置的總體設(shè)計。 2 ）傳動件及支承的設(shè)計計算。 3 ）減速器裝配圖及零件工作圖。 4 ）設(shè)計計算說明書編寫。

2、 每個學(xué)生應(yīng)完成： 1 ） 部件裝配圖一張（ A1 ） 。 2 ） 零件工作圖兩張（ A3 ） 3 ） 設(shè)計說明書一份（ 6000~8000 字） 。 本組設(shè)計數(shù)據(jù)： 第三組數(shù)據(jù)：運(yùn)輸機(jī)工作軸轉(zhuǎn)矩 T/（N.m） 690 。 運(yùn)輸機(jī)帶速 V/（m/s） 0.8 。 卷筒直徑 D/mm 320 。 已給方案：外傳動機(jī)構(gòu)為 V 帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 第一部分 傳動裝置總體設(shè)計 一、 傳動方案（已給定） 1 ） 外傳動為 V 帶傳動。 2 ） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 3 ） 方案簡圖如下： 二、該方案的優(yōu)缺點(diǎn)： 該工作機(jī)有輕微振動，

3、由于 V 帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且 該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化 程度高， 大幅降低了成本。 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速， 這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛 的一種。 齒輪相對于軸承不對稱， 要求軸具有較大的剛度。 高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端 的一邊， 以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。 原動機(jī)部分為 Y 系列三相交流 異 步電動機(jī)。 總體來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺 寸緊湊、成本低傳動效率高。 計 算 與 說 明

4、 結(jié)果 三、原動機(jī)選擇（ Y 系列三相交流異步電動機(jī)） 工作機(jī)所需功率： =0.96 （ 見課設(shè) P9） 傳動裝置總效率： （見課設(shè)式 2-4 ） （見課設(shè)表 12-8 ） 電動機(jī)的輸出功率： （見課設(shè)式 2-1 ） 取 選擇電動機(jī)為 Y132M1-6 m 型 （見課設(shè)表 19-1 ） 技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（ ） 4 滿載轉(zhuǎn)矩（ ） 960 額定轉(zhuǎn)矩（ ） 2.0 最大轉(zhuǎn)矩（ ） 2.0 Y132M1-6 電動機(jī)的外型尺寸（ mm ） ： （見課設(shè)表 19-3 ） A： 216 B ： 178 C ： 89 D ： 38 E ： 80 F ： 10 G ： 33 H ： 1

5、32 K ： 12 AB ： 280 AC ： 270 AD 210 HD ： 315 BB ： 238 L ： 235 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 1 、 總傳動比： （見課設(shè)式 2-6 ） 2 、 各級傳動比分配： （見課設(shè)式 2-7 ） 初定 第二部分 V 帶設(shè)計 外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1 、 確定計算功率： 2 ）、由表 5-9 查得工作情況系數(shù) 3 ） 、由式 5-23 （機(jī)設(shè)） 4 、選擇 V 帶型號 查圖 5-12a（ 機(jī)設(shè) ） 選 A 型 V 帶。 5 . 確定帶輪直徑 1 ）、參考圖 5-12a （機(jī)設(shè)）及表 5-3

6、（機(jī)設(shè)）選取小帶輪直徑 （電機(jī)中心高符合要求） 2 ） 、驗(yàn)算帶速 由式 5-7 （機(jī)設(shè)） （ 3 ） 、從動帶輪直徑 查表 5-4 （機(jī)設(shè)） 取 （ 4 ） 、傳動比 i （ 5 ） 、從動輪轉(zhuǎn)速 6 . 確定中心距 和帶長 （1 ）、按式（ 5-23 機(jī)設(shè)）初選中心距 取 （ 2 ） 、按式 （5-24 機(jī)設(shè) ） 求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度 L0 查圖 .5-7（ 機(jī)設(shè) ） 取帶的基準(zhǔn)長度 Ld=2000mm 3） ） 、按式 （5-25 機(jī)設(shè) ）計算中心距 :a 4） ） 、按式（ 5-26 機(jī)設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍 5） 驗(yàn)算小帶輪包角 a 1 由式 （5-11

7、機(jī)設(shè) ） 6） 確定 V 帶根數(shù) Z （1） 、由表（ 5-7 機(jī)設(shè)）查得 dd1=112 n1=800r/min 及 n1=980r/min 時，單根 V 帶的額 定功率分呷為 1.00Kw 和 1.18Kw ，用線性插值法求 n1=980r/min 時的額定功率 P0 值。 （2）、由表（5-10 機(jī)設(shè)）查得△ P0=0.11Kw （3） 、由表查得（ 5-12 機(jī)設(shè)）查得包角系數(shù) （4） 、由表 （5-13 機(jī)設(shè) ）查得長度系數(shù) KL=1.03 （5） 、計算 V 帶根數(shù) Z ，由式（ 5-28 機(jī)設(shè)） 取 Z=5 根 7 ．計算單根 V 帶初拉力 F0 ，由式（ 5-

8、29 ）機(jī)設(shè)。 q 由表 5-5 機(jī)設(shè)查得 8 ．計算對軸的壓力 FQ ，由式（ 5-30 機(jī)設(shè)）得 9 ．確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1=112mm 采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=280mm ， 采用孔板式 結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖。 第三部分 各齒輪的設(shè)計計算 一、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表 面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形式

9、為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 貝ij Z2=Z1i=34 X 2.62=89 2. 設(shè)計計算。 （ 1 ）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 （ 2 ）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，由式（ 7-9 ） T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.42/384=134794 N?mm 由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 6 HILim=580 6 HILin=560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 6 HILim=230 6 HILin=210 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 由式（ 7-3 ）計算

10、 N1=60n, at=60 X （8 X360 X 10）=6.64 X109 N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X109 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ； YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)： SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式 （7-1）（7-2） 求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 將有關(guān)值代入式 (7-9) 得 貝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=1.3m/s (Z1 V1/100)=1.3 )(34/100)

11、m/s=0.44m/s 查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 K0 =1.08. 取 Ka =1.05. 則 KH=KAKVKKa =1.42 , 修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： m=2mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2 x 34=68mm d2=mz2=2 X 89=178mm a=m(z1 ＋ z2)/2=123mm b=(|)ddt=1 x 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3. 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由圖 7-18 查得，YFS1=4.1

12、, YFS2=4.0 取 Y =0.7 （7-12） 校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度 . 二、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表 面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形式為點(diǎn)蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1i=34X 3.7=104 2. 設(shè)計計算。 （ 1 ） 設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 （ 2 ）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，

13、由式（ 7-9 ） T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.20/148=335540 N?mm 由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 6 HILim=580 6 HILin=560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 6 HILim=230 6 HILin=210 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 由式（ 7-3 ）計算 N1=60n at=60 X 148 X （8 X360 X 10）=2.55 X 109 N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X108 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.

14、04 由圖 7-9 查得彎曲 ； YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)： SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式 （7-1）（7-2） 求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 將有關(guān)值代入式 (7-9) 得 貝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s (Z1 V1/100)=0.55 )(34/100)m/s=0.19m/s 查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 K0 =1.08. 取 Ka =1.05. 則 KH=KAKVKKa =1.377 , 修正

15、 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： m=2.5mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2.5 X 34=85mm d2=mz2=2.5 X 104=260mm a=m(z1 ＋ z2)/2=172.5mm b=(|)ddt=1 x 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3. 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由圖 7-18 查得，YFS1=4.1 , YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 （7-12） 校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度 . 總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 軸

16、的設(shè)計 高速軸的設(shè)計 1. 選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料 45 鋼 , 調(diào)質(zhì)處理 . 2. 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑 , 查表 10-2, 得 c=106 至 117, 考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用 . 取 c=110 則 : D1min= D2min= D3min= 3. 初選軸承 1. 軸選軸承為 6008 2. 軸選軸承為 6009 3. 軸選軸承為 6012 根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為 : D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計

17、 , 其它兩軸設(shè)計略 , 結(jié)構(gòu)詳見圖 ） 為了拆裝方便 ,減速器殼體用剖 分式 , 軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示 . （1） . 各軸直徑的確定 初估軸徑后 , 即可按軸上零件的安裝順序 , 從左端開始確定直徑 . 該軸軸段 1 安裝軸承 6008, 故該 段直徑為 40mm 。 2 段裝齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 44mm 。齒輪右端用軸肩固定，計算 得軸肩的高度為 4.5mm ，取 3 段為 53mm 。 5 段裝軸承，直徑和 1 段一樣為 40mm 。 4 段不 裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 42mm 。 6 段應(yīng)與密封毛氈 的尺寸同時確定，

18、查機(jī)械設(shè)計手冊，選用 JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm 的毛氈圈，故取 6 段 36mm 。 7 段裝大帶輪，取為 32mm>dmin 。 （ 2 ）各軸段長度的確定 軸段 1 的長度為軸承 6008 的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加 上 2mm ， l1=32mm 。 2 段應(yīng)比齒輪寬略小 2mm ，為 l2=73mm 。 3 段的長度按軸肩寬度公 式計算 l3=1.4h ；去 l3=6mm ， 4 段： l4=109mm 。 l5 和軸承 6008 同寬取 l5=15mm 。 l6=55mm ， 7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm 。

19、其中 l4 ， l6 是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁 寬后確定的。 于是，可得軸的支點(diǎn)上受力點(diǎn)間的跨距 L1=52.5mm ， L2=159mm ， L3=107.5mm 。 （3 ） .軸上零件的周向固定 H7/r6 k6 ，齒輪與 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接， 分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979 。 （4 ） .軸上倒角與圓角 為保證 6008 軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm 。其他軸肩圓角半徑均為 2mm 。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn) GB64

20、03.4-1986 ，軸的左右端倒角均為 1*45 。 。 5. 軸的受力分析 （ 1 ） 畫軸的受力簡圖。 （ 2 ） 計算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20 。 =3784 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （ 3 ） 畫彎矩圖 在水平面上， a-a 剖面左側(cè) MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m a-a 剖面右側(cè) M’ Ah=FR2Hl2=411 153=6 2.88 N

21、?m 在垂直面上 MAv=M AV=FR1Vl2=352 X 153=53.856 N?m 合成彎矩， a-a 剖面左側(cè) a-a 剖面右側(cè) 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 3784X （68/2 ） =128.7N?m 6. 判斷危險截面 顯然，如圖所示， a-a 剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為 T ，該截面左側(cè)可能是危險截面； b-b 截 面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強(qiáng)度考慮， a-a ， b-b 截 面右側(cè)均有應(yīng)力集中，且 b-b 截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重，故 a-a 截面左側(cè)和 b-b 截面左、右側(cè)又 均有可能是疲勞破壞危險截面。 7. 軸的彎扭合成強(qiáng)

22、度校核 由表 10-1 查得 （1）a-a 剖面左側(cè) 3=0.1 X 443=8.5184m3 =14.57 （ 2 ） b-b 截面左側(cè) 3=0.1 X423=7.41m3 b-b 截面處合成彎矩 Mb: =174 N?m =27 8. 軸的安全系數(shù)校核 : 由表 10-1 查得 (1) 在 a-a 截面左側(cè) WT=0.2d3=0.2 義 443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ; 軸經(jīng)磨削加工 , 由附表 數(shù) .則 彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù) 查表10-6得許用安全系數(shù) =1.3?1

23、.5,顯然S> ,故a-a剖面安全 (2)b-b 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3=0.1 X 533=14.887m3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3 又 Mb=174 N?m, 故彎曲應(yīng)力 切應(yīng)力 由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 。 則 顯然 S> , 故 b-b 截面右側(cè)安全。 ( 3 ) b-b 截面左側(cè) WT=0.2d3=0.2 義 423=14.82 m3 b-b 截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。 彎曲應(yīng)力 切應(yīng)力 (D-d ) /r=1 r/d=0.05 ，由附表 10-2 查得圓角引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)

24、 10-5 查得質(zhì)量系 10-4 查 得絕對尺寸系數(shù) 。又 。則 顯然 S> , 故 b-b 截面左側(cè)安全。 第五部分 校 核 高速軸軸承 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號為 6008 ， Cr=16.2 kN 1 ) FA/COr=0 2 ) 計算當(dāng)量動載荷 查表得 fP=1.2 徑向載荷系數(shù) X 和軸向載荷系數(shù) Y 為 X=1 ， Y=0 =1.2 X (1 X352 ) =422.4 N 3 ) 驗(yàn)算 6008 的壽命 驗(yàn)算右邊軸承 鍵的校核 鍵 1 10X8 L=8

25、0 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強(qiáng)度足夠 鍵 2 12 X 8 L=63 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強(qiáng)度足夠 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 TL8 型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84 減速器的潤滑 1 . 齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度 <12 m/s ，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約 0.7 個齒高，但不小于 10mm ，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高(不 小于 10mm ) ， 1/6 齒輪。 2 ．滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件(齒輪)的圓周速度 VR1.5?2m/s

26、所以采用飛濺潤滑， 第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸 : 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 b=15mm 箱蓋凸緣厚度 b1=15mm 箱座底凸緣厚度 b2=25mm 地腳螺栓直徑 df=M16 地腳螺栓數(shù)目 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=M12 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8 定位銷直徑 d=6mm df 、 d1 、 d2 至外箱壁的距離 C1=18mm 、 18 mm 、 13 mm df、 d2 至凸緣邊緣的距離 C2=16mm 、 11 mm 軸承旁凸臺半徑 R1=11mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定

27、 外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△ 1=10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離4 2=10mm 箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm 軸承端蓋外徑 D2 :凸緣式端蓋： D+ (5?5.5 ) d3 以上尺寸參考機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 P17?P21 傳動比 原始分配傳動比為： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各軸新的轉(zhuǎn)速為 ： n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各軸的輸入功率 P1=pd 8 Y] 7 =5.5

28、 X 0.95 X 0.99=5.42 P2=p1 刀 6 Y] 5=5.42 X 0.97 X 0.99=5.20 P3=p2 4 Y] 3=5.20 X 0.97 X 0.99=5.00 P4=p3 712 rl 1=5.00 X099 X0.99=4.90 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T1=9550Pdi1 718 rl 7/nm=9550 X 5.5 X 2.5 X 0.95 X 0.99=128.65 T2= T1 i2 716 rl 5=128.65 X 2.62 X 0.97 X 0.99=323.68 T3= T2 i3 714 rl

29、3=323.68 X 3.07 X 0.97 X 0.99=954.25 T4= T3 712 rl 1=954.23 X 0.99 X 0.99=935.26 軸號功率p轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速n傳動比i效率r] 電機(jī)軸 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作機(jī)軸 4.90 935.26 48 1 0.98 齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸 兩小齒輪采用實(shí)心結(jié)構(gòu) 兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu) 齒輪Z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44

30、b=75 d1=68 ha=ha*m=1 x 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25) x 2=2.5mm h=ha+hf=2+2,5=4.5mm da=d1 + 2ha=68+2 x 2=72mm df=d1 - 2hf=68 -2 X2,5=63 p= 7t m=6.28mm s= 7t m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= 7t m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm 齒輪z2的尺寸 由軸可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1 x 2=2mm

31、h=ha+hf=2+2,5=4.5mm hf=(1 + 0.5) >2=2.5mm da=d2 + 2ha=178 + 2 x 2=182 df=d1 -2hf=178 - 2 X2,5=173 p= 7t m=6.28mm s= 7t m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= 7t m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm DT^ D3 弋 1.6D4=1.6 X 49=78.4 D0^ da-10mn=182-10 x 2=162 D2 y 0.25(D0 -D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=

32、0.2b=0.2 X 65=13 齒輪3尺寸 由軸可得，d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 x 2,5=2,5 h=ha+hf=2.5+3.125=5,625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) X 2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2 x 2.5=90 df=d1-2hf=85-2 X3.125=78.75 p= 7t m=3.14 X 2,5=7,85 s= 7t m/2=3.14 X 2.5/2=3,925 e=s c=c*m=0.25 x 2,5=0,625 齒輪4寸 d=64 d4=260 z4=104 m

33、=2.5 b=85 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) X 0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2 義 2.5=265 df=d1-2hf=260-2 X3.125=253.75 p= Tt m=3.14 X 2.5=7.85 s=e= Tt m/2=3.14 X 2.5/2=3.925 c=c*m=0.25 X 2.5=0.625 D0y da-10m=260-10 義 2.5=235 D3 弋 1.6 義 64=102.4 D2=0.25(D0-D3)=0.2

34、5 義(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2 X85=17 ，、 [y 、. f f- 參考文獻(xiàn)： 《機(jī)械設(shè)計》徐錦康 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第 3 版 機(jī)械工業(yè)出版社 《機(jī)械設(shè)計手冊》 設(shè)計心得 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是機(jī)械課程當(dāng)中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程設(shè)計使我從各個方面都受到 了機(jī)械設(shè)計的訓(xùn)練，對機(jī)械的有關(guān)各個零部件有機(jī)的結(jié)合在一起得到了深刻的認(rèn)識。 由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗(yàn)， 理論知識學(xué)的不牢固， 在設(shè)計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題， 如： 在選擇計算標(biāo)準(zhǔn)件是可能會出現(xiàn)誤差， 如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進(jìn)的計算誤差會更大， 在查表 和計算上精度不夠準(zhǔn) 在設(shè)計的過程中， 培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識解 決工程實(shí)際問題的能力， 在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊(duì)精神， 大家共同解決了許多個人 無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足， 在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力和團(tuán)結(jié)。 由于本次設(shè)計是分組的， 自己獨(dú)立設(shè)計的東西不多， 但在通過這次設(shè)計之后， 我想會對以后自己 獨(dú)立設(shè)計打下一個良好的基礎(chǔ)。 。 。