【正文】 齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)為 =20，傳動比為 i 齒 =， 則大齒輪齒數(shù)為 =i 齒 .z1=96 （ 2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式參考文獻 [2]進行試算， 即 [1]確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) Kt= ②計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T1=③查參考文獻 [1]表 107 選取齒寬系數(shù) =1 ④查參考文獻 [1]表 106 的材料彈性影響系數(shù) = Ra≤ ～ m =20 =96 Kt= T1=.mm =1 = ⑤查參考文獻 [1]圖 1021d，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 同理，小齒輪接觸疲勞強度極限 ⑥查參考文獻 [2]計算應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪： N1=60n1jLh=60x320x1x(8x16x300) = 大齒輪： = / =⑦查參考文獻 [1]圖 1019，選取接觸疲勞系數(shù) ⑧計算接觸疲勞許用應力 齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求，選安全系數(shù) S=1，失效概率為 1%。 （ 10）計 算軸上壓力 ①確定單根 V帶的出拉力的最小值 查參考文獻 [2]表 83得 A型帶單位長度質(zhì)量 q=,所以有：=500( kα ) Pca/ kα zv+qv2= 應使實際初拉力 ②計算軸上壓力 壓軸力最小值： (Fp)min=2z(F0)sin= （ 11）計算結(jié)果 查參考文獻 [2]，選用 3 根 V 帶 = (Fp)min= 第四章 傳動零件的設(shè)計計算 齒輪傳動的設(shè)計計算（內(nèi)傳動） （ 1）選擇齒輪類型，材料 及精度等級 ①根據(jù)傳動方案及設(shè)計要求可初選為直齒圓柱齒輪 ②根據(jù)參考文獻 [2]表 619 因為載荷小，且要求 ，所以可以選用 8 級精度。 （ 5） 初選基準長度 由公式計算帶所需基準長度 Ld≈ 2a0+ /2(dd2+dd1)+ (dd2dd1)2/4a0= 查參考文獻 [2]表 82 的帶的基準長度 =1800mm。 ③計算大帶輪基準直徑 dd2=i 帶 dd1=3x125=375mm，查參考文獻 [2]表 88，圓整為 dd2=375mm ④驗算彈性功率 ，很小，滿足要求。 二、各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)速 1 各軸的轉(zhuǎn)速可以根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間傳動比進行計算。因此，綜合考慮高、低速的優(yōu)缺點，采用方案Ⅱ，即選定電動機型號為：Y132M6，其主要性能是：額定功率： 4kw 滿載轉(zhuǎn)速： 960r/min。但查參考文獻 [2]表 18，推薦傳動比 i＜ 6~8，選用速度較低失望直齒圓柱齒輪，故可選 = =3~5。 該電機工作可靠，維護容易，價格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動性能。 減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用 HT200 灰鑄鐵鑄造而成。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。 二、工作原理及已知條件 工作原理：帶式輸送機工作裝置如下圖所示 己知條件 ：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵； ： 8年（每年 300 工作日）； ：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修； ：電力，三相交流，電壓 380／ 220 V ；177。 5％； ，小批量生產(chǎn)； 7. 滾筒中的摩擦力影響已包含在工作力 F中了。傳動裝置是 否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 傳動方案的分析與擬定 工作條件：使用年限 8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作。 2 確定電動機功率 （ 1）根據(jù)帶式運輸機 工作類型，選取工作機效率為 = 工作機所需功率 = =()= （ 2）查機參考文獻 [2]表 17 可以確定各部分效率： ① 聯(lián)軸器效率： =； ②滾動軸承傳動效率： =； ③閉式直齒圓柱齒輪傳動效率： 查參考文獻 [2]表 162，選取齒輪精度等級為 8 級，傳動效率 不低于 （包括軸承不低于 ） 故取 =； ④滾筒傳動效率： 一般選取 =； ⑤ V 帶傳動效率： 查參考文獻 [2]表 3 確定選用普通 V 帶傳動，一般選取 =； ⑥由上數(shù)據(jù)可得傳動裝置總效率： = = = = = = = = = = （ 3）電動機所需功率： = =（ 4）確定電動機的額定功率 ： 因為載荷平穩(wěn)，連續(xù)運 轉(zhuǎn)，電動機額定功率 略大于 計算與說明 = = 查參考文獻 [2]表 121， Y 系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機額定功率為 =。 ②帶 V帶傳動比范圍是 2~4； ③總傳動比范圍 =6~20。 方案Ⅱ 電動機型號 Y132M6 計算與說明 主要結(jié)果 第三章 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 Ⅱ 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1 總傳動比 = / = / =960/= 6≤ ≤ 20，合適。 電動機軸： = =960 r/min Ⅰ軸： = / =（ 960/3） r/min =320 r/min Ⅱ軸： = / =(320/) r/min= r/min Ⅲ軸： = = r/min 驗算帶速 : V 工作帶 = 筒 nⅢ /60x1000=誤差 : △ V=（ ） /=% 5%≤ ≤5% ，合適。 ⑤驗算轉(zhuǎn)速誤差 i 帶實 = dd2/ dd1(1ε )= 從動輪實 際轉(zhuǎn)速 n2=n1/ i 帶實 =轉(zhuǎn)速誤差 △ n2=()/320=%，對于帶式輸送裝置，轉(zhuǎn)速誤差在177。 (6)計算實際中心距 a a≈ a0+(Ld+L0)/2=500+()/2= 由于 amin=== amax=a+ Ld=+= 所以實際中心距的變化范圍是 ~ （ 7）驗算小帶輪包角 ≈(dd2dd1)/a=≥ 1200，合適。 ③查參考文獻 [1]表 101 選小齒輪材料為 40C（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為241~ 286HBS，取 270HBS。 查參考文獻 [2]得 == [2]計算 ①試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值 即 = 注：齒數(shù)比 u與傳動比 i相等 ②計算圓周速度 v V=d1tn1/60x1000=≤ 5m/s 滿足第（ 1）②中 的要求。 查參考文獻 [1]圖 1018 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 。 / = 大齒輪數(shù)值大，取大值。 （ 4）幾何尺寸計算 ①計算分度圓直徑： d1=z1m=33 2=66mm。 m=2mm Z1=33 Z2=158 d1=66mm d2=316mm. a=191mm. =66mm = 71mm 第五章 軸的設(shè)計計算 Ⅰ輸入軸（高速軸Ⅰ）的設(shè)計計算 齒輪機構(gòu)參數(shù)如表 4 表 4 齒輪機構(gòu)參數(shù) Z1 m(mm) 齒寬 33 2 20 1 B1=71 1 求輸入軸上的功率 ,轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩 前面已經(jīng)求得： P1=PⅠ =。 tan = tan20 = 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷 Fn=Ft/cos =3 按扭矩初步確定軸的最小直徑 按參考文獻 [1]初步估算軸的最小直徑，根據(jù)小齒輪的材料要求，齒輪軸也選用與小齒輪一樣的材料，即 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 241~268HBS。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合。 ④軸段 暫定小齒輪內(nèi)徑 = =42mm； 齒根圓直徑 df=m()=61 確定鍵的型號尺寸，查參考文獻 [2]表 41，選取普通平鍵 A 型，其中t1=,則查參考文獻 [1]圖 1036a，知齒根圓到鍵槽底部距離 e 為 ： e=df/2( /2+t1)=61/2(42/2+)=2m=3mm,可見偏差較大，故應將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。 ②軸的結(jié)構(gòu)與裝配如圖 3 暫取 =30mm 暫取 =35mm 暫取 = =40mm 暫取 =42mm ==422mm df=61mm t1= e==2m 圖 3 軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖 （ 2）重新確定各軸段直徑和長度 ① 1確定軸段Ⅰ和軸段Ⅱ的直徑 和 考慮到 需由右軸承端蓋中的密封圈確定，故現(xiàn)確定密封圈尺寸，定 出 ，再由 =（ ~） 得出 。 確定大帶輪寬度 B 及輪轂寬度 L： 因為大帶輪基準直徑 =375mm≥ = 21=,又 ≤300mm，故做成輪輻式。 帶輪槽截面尺寸如表 7 L =60mm L =58mm 輪輻式 d1=58mm B=56mm L 輪 =60mm =L =58mm 表 7 帶輪槽截面尺寸 槽型 A 基準寬度bd 基準線上槽 ha 基準線下槽深 hf 槽間距e=15 177。故暫時取 = =61mm. 因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 （ 2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖 （ 3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖 （ 4）求合成彎矩 (5）求扭矩，繪扭矩圖 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 =104800mm 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常之校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。 9 軸承的選擇與校核 （ 1）根據(jù)前面設(shè)計，選取左右軸承都為深溝球軸承 6208，查本設(shè)計任務書表 8 得：基本額定動載荷 Cr=, 查參考文獻 [1]得輕微沖擊時的載荷系數(shù) fp 的范圍是 ~，取 fp=。 = 1 +0 =. 為確保安全，選用較大的 進行校核。 10 鍵的選擇和校核 （ 1）根據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻 [2] 表 41 選用鍵 8 50GB109620xx,其中 b h=8 7。 徑向力 Fr =Ft②周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 ④ 的結(jié)構(gòu)與裝配如圖 7： ⑤ 圖 7 軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖 （ 2）確定軸各段直徑和長度 從軸最細段 —— 軸段 開始分析計算 ① 軸段 因為 ≥ =。 2確定 = （ ：左軸承端蓋的寬度； ：聯(lián)軸器轂孔到左軸承端蓋的距離） 軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。 鍵的部分數(shù)據(jù)見表 15： 表 15 鍵的部分數(shù)據(jù) 軸的直徑 鍵寬鍵高 (b h) 軸深 t 轂深 t 鍵的長度L 64 18 11 56 ⑦確定軸段 軸段 相關(guān)尺寸根據(jù)軸承確定，則 等于軸承內(nèi)徑，即 =60mm。左右軸承端蓋的具體尺寸待以后查參考文獻 [3]，并結(jié)合箱體共 =60mm =22mm =70mm =7mm =74mm =7mm. 同確定。根據(jù)查參考文獻 [1]以及前面第 5 步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ，齒輪軸取最小直接d=48mm, 查參考文獻 [1]表 154 計算的抗彎截面系數(shù) W≈ d3= 483+=, 則軸的計算應力 =/W= 根據(jù)選定軸材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻 1]表 151 得，可見 ，故安全。截面Ⅲ 的應力