【正文】 is a kind of relatively sophisticated machinery, the use of it is designed to reduce the speed, increased torque. It is mainly posed of a driving parts ( gear or worm ), shaft, bearing, box and its accessories. Speed reducer can be classified according to use general reducer and special reducer two categories, both the design, manufacture and use of characteristics of different. In today39。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動 效率高和使用維護方便。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。有輕微沖擊 ,工作經(jīng)常滿載 ,原動機為 電動機 ,齒輪單向傳動 ,單班制工作（每班 8 小時） ,運輸帶速度誤差為177。 將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。其加工上只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。 電動機的選擇 選擇電動機的內(nèi)容包括：選擇電動機類型、結(jié)構(gòu)形式、功率、轉(zhuǎn)速和型號。 因此，根據(jù)動力源和工作條件，選用 Y 系列三相異步電動機。但若工作機轉(zhuǎn)速較低也選用高速電動機，則總傳動比會增大，會導(dǎo)致傳動結(jié)構(gòu) 復(fù)雜，造價較高。 電動機功率的確定，主要與其載荷的大小、工作時間長短、發(fā)熱多少有關(guān)。 則傳動裝置的總效率為： 987654321 ?????????? ?a ＝ ＝ ； 電動機所需工作功率為： P ＝ P /η ＝ ＝ 2.（ 2） 查表選取電動機的額定功率為 3kW。 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比 為 ai ＝ wm nn/ ＝ 1430/＝ 2.（ 4） 圖 22 電動機的外型圖 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 6 表 21 電動機主要參數(shù) 傳動比的分配 由 ai ＝ 0i i 可得，式中 ii,0 分別為 V帶傳動和減速器的傳動比。m ⅢT ＝ ?? 9 5 5 0/9 5 5 0ⅢⅢ nP 設(shè)計Ｖ帶傳動的設(shè)計 (1)確定計算功率 查教材表 86 得 工作情況系數(shù) ?AK ， P 為傳遞的額定功率 ,既額定功率P=。 （ 5）確定中心距 0a 中心距 , 所以 初步選取中心距 360)16080()( 210 ????? dd dda mm， 初定中心距 mma 3600 ? ， （ 6） 基準長度計算 0dL = 11014 )()(22 0220 121 ????? a dddda dddd? mm； 3.（ 4） 對于 Z 型帶，查教材 142P 表 82選取基準長度 mmLd 1120? 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 9 得實際中心距，取 mma 370? mm　 LLaa dd 3702/)11011120(3602 00 ??????? 3.（ 5） (7)驗算小帶輪包角 1? ???? 121 ?????? a dd dd? ，包角合適。 （ 9）計算預(yù)緊力 0F 查教材 145P 表 84可得 mkgq /? ,故 : 單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為 NqvkzvPF c ) (64 )(500 220 ??????????? ? （ 10）計算作用在軸上的壓軸力 pF 利用公式可得 : NFzF p 6422177s i i n2 10 ??????? ?? 3.（ 7） 表 31 V帶傳動的主要參數(shù) 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 名稱 結(jié)果 帶型 Z 傳動比 20?i 根數(shù) Z=4 帶輪基準 直徑 mmd mmddd 1608021 ?? 基準長度 mmLd 1120? 預(yù)緊力 NF ? 中心距 a=370mm 壓軸力 NFP 642? 查表 810可得：槽間距 e=12? ；槽邊距 f=8? 1mm。 按齒面接觸疲勞強度初步計算齒輪參數(shù) 因為是閉式軟齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，即 2131 )][(12 H EHd tt ZZuuTKd ??? ? ???? 3.（ 8） 確定上式各參數(shù)的值 : （ 1）試選 tK =， ?1T 31722N/mm， u=； （ 2）按表 107取齒寬系數(shù) ?d? ； （ 3）取 ,25 121 ????? uzzz ，取 ,912?z 初選螺旋角 ?14?? 則由公式可得： ＝ [（2111 ZZ? ） ] ?cos 3.（ 9） ＝ [－ （ 1/25＋ 1/91） ] cos14? ＝ （ 4） 由 ?14?? ，查圖 1819 得區(qū)域系數(shù) ZH =； （ 5） 由表 105查得材料的彈性影響系數(shù) MPaZE ? （ 6） 許用接觸應(yīng)力按HNHH S Zlim][ ?? ? 計算。 查教材表 102可得使用系數(shù) AK =； 根據(jù) smv /? ,7級精度 , 查教材由 192P 表 108 得動載系數(shù) KV =； 查教材表 103可得齒間載荷分配系數(shù) ??K ； 查教材圖 108可得齒向載荷分配系數(shù) ??K 故載荷系數(shù) : 6 4 ?????? ??? KKKKK A （ 3） 對 td1 進行修正。 ? =arccos ? 2)9125(a rc c os2 )( 21 ?? ?????? a m n 3.（ 17） 因為 β 值與初選值相差不大，故與 β 值有關(guān)的數(shù)據(jù)不需修正。高速級齒輪傳動尺寸歸于表 33。 查教材圖 1021得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5503lim ?? ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 3904lim ?? 。 mmKKddtt 3322 ???? （ 4）確定模數(shù) nm 。 （ 7）精算分度圓直徑。 表 34 大齒輪 4結(jié)構(gòu)尺寸 名 稱 結(jié)構(gòu)尺寸經(jīng)驗計算公式 結(jié)果 /mm 轂孔直徑 d 由 中間軸設(shè)計而定 32dd? 65 輪轂直徑 3D dD ? 104 輪轂寬度 L 125（取為與齒寬 b4相等） 腹板最大直徑 0D na mdD )14~10(0 ?? 323 板孔分布圓直徑 1D 2/)( 301 DDD ?? 214 板孔直徑 2D ))(~( 302 DDD ?? 55 腹板厚度 C bC )~(? 38 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 18 表 33 高速級齒輪傳動的尺寸 表 35 低速級齒輪傳動的尺寸 名 稱 計算公式 結(jié)果 /mm 名 稱 計算公式 結(jié)果 /mm 法面 模數(shù) nm 2 法面 模數(shù) nm 4 法面壓力 角 n? 20? 法面壓力 角 n? 20? 螺旋角 β ? 螺旋角 β ? 齒數(shù) 1z 25 齒數(shù) 3z 30 2z 91 4z 87 傳動比 i 傳動比 i 分度圓直 徑 1d 分度圓直 徑 3d 2d 4d 齒頂圓直 徑 naa mhdd ??? 211 齒頂圓直 徑 naa mhdd ??? 233 naa mhdd ??? 222 naa mhdd ??? 244 齒根圓直 徑 naf mchdd )(211 ?? ??? 齒根圓直 徑 naf mchdd )(233 ?? ??? naf mchdd )(222 ?? ??? naf mchdd )(244 ?? ??? 中心距 ?cos2 )( 21 nmzza ?? 120 中心距 ?cos2 )( 43 nmzza ?? 240 齒寬 51 ??bb 60 齒寬 53 ??bb 130 bb?2 55 bb?4 125 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 19 4 軸的設(shè)計 軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45，調(diào)質(zhì)處理。 A0 值查教材表 153 可得： 高速軸 A01=126，中間軸 A02=120，低速軸 A03=112。 中間軸： mmmmnPAd 322302m in2 ????，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值 mmd 30min2 ? 。 13d ：滾動軸承處軸段， 13d =30mm。 15d ：滾動軸承處軸段， 15d = 13d =30mm。 14l ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定， 14l =140mm。 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 各軸段直徑的確定 21d ：最小直徑，滾動軸承處軸段， mmdd 30m in221 ?? 。 24d ：高速級大齒輪軸段， 24d =40mm。 23l ：軸環(huán)寬度， 23l =10mm。 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 21 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 各軸段直徑的確定 31d ：滾動軸承處軸段， 31d =60mm。 34d ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位， 34d =65mm。 （ 2）各軸段長度的確定 31l ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定， 31l =49mm。 35l ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定， 35l =47mm。 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 22 5 軸的校核 軸 的力學(xué)模型的建立 軸上力的作用點位置和支點跨距的確定 齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的重點。 圖 51 軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 a)力學(xué)模型圖 b） V面力學(xué)模型圖 c） V面彎矩圖 d)H面彎矩圖 e)合成彎矩圖 f)轉(zhuǎn)矩圖 g)當量彎矩圖 湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 23 計算中間軸上的作用力 齒輪 2： NNdTFF tt 3172222 1 112 ????? 5.（ 1） NNFFF ntrr os 20t a ost a n112 ????? ???? 5.（ 2） NNFFF taa ????? ?? 5.（ 3） 齒輪 3： NNdTF t 089 722 3 23 ???? NNFF ntr os 20t a ost a n33 ???? ???? NNFF ta a a n33 ???? ?? 計算支反力 (1) 垂直面支反力（ XZ平面）參看圖 51b。 (2) 水平面支反力（ XY平面）。 (3） A點總支反 力 NNFFF R A HR A VRA 2222 ????? 5.（ 8） B 點總支反力 NNFFF RBHRBVRB 0 0 7 3 2222 ????? 5.（ 9） 繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 (1)垂直面內(nèi)的彎矩圖參看圖 51c。NmmNmmNLFM R A HCH 1 0 2 4 0 ???????? D 處彎矩： mmNmmNmm mmNT 9 0 3 01 1 0 8 9 ???? C 處： mmNTMM CC 1 2 2 2 4 9 0 3 0 7 0 4 4)( 2222239。 ????? ?左左 mm39。齒輪軸段 d=40mm；鍵的工作長度 l=Lb=4512=33mm； 鍵 的接觸高度 k== 8=4mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩 mm考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，取 ?AK ， 則 mN ，孔徑 d=42mm， L=112mm， L1=84mm，許用轉(zhuǎn)速為 2800r/min，故適用。其基本參數(shù)查表 124得，, 0 ??? eKNCKNC r 滾動軸承的校核