【文章內(nèi)容簡介】 聲小，可制成具有自鎖性的蝸桿。其主要缺點是效率低，且造價比較高。3）方案三：齒輪傳動能保證傳動比很定不變，且適用的功率和速度范圍很廣，傳遞的功率可達到105kw，圓周速度可達300m／s，除此之外，其結構緊湊，效率高，工作可靠，最主要的是其壽命長。其主要的缺點是其安裝精度要求 高，因為精度低是，傳動的噪聲和振動很大，且不宜用于軸間距離較大的傳動，還有就是成本高。4）方案確定：通過傳動效率、傳動比、傳動精度，使用壽命，結構等多方面的考慮，最終選擇用齒輪傳動來作為本設計的傳動機構。5） 1—電動機 2—V帶 3—齒輪減速器 4—聯(lián)軸器 減速傳動機構設計 工作條件和原始數(shù)據(jù)的確定（1） 工作條件擬定該裝置單向傳送,載荷平穩(wěn),空載起動,使用期限10年(每年按300天計算).（2） 原始數(shù)據(jù)1）根據(jù)以上要求，原始數(shù)據(jù)如下①工作所需的功率：②轉軸的速度：v=③ 機械效率：=⑤ 工作年限：10年（每年按300天計算）；2班制。 電機的選擇及運動和動力參數(shù)的確定（1） 電動機的選擇1）根據(jù)動力源和工作條件，選用Y型三相異步電動機。2）工作所需的功率：3） 通過查（機械設計課程設計）表128確定各級傳動的機械效率：V帶 =；齒輪 =；軸承 =；聯(lián)軸器 =?？傂剩妱訖C所需的功率為：，由表（機械設計課程設計）。4）電動機的轉速選1000r/min 和1500r/min兩種作比較。工作機的轉速 ，D為與連軸器連接的軸直徑。 總傳動比 其中為電動機的滿載轉速。 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較方案電動機型號額定功率/kW同步轉速/（）滿載轉速（）傳動比ⅠY160M61000970ⅡY132M415001440由上表可知方案Ⅰ的總傳動比過小，為了能合理分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案Ⅱ。5）電動機型號的確定 根據(jù)電動機功率同轉速，選定電動機型號為Y132M4。查表（機械設計課程設計）193得電動機中心高H=132㎜ 外伸軸直徑D=38 外伸軸長度E=80。（2） 傳動比分配根據(jù)上面選擇的電動機型號可知道現(xiàn)在的總傳動比i總= 選擇V帶的傳動比；減速器的傳動比。高速級齒輪轉動比， 低速級齒輪傳動比。(由于是非標準的減速裝置，根據(jù)傳動比分配原則，自行分配)（3） 傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸的轉速計算2）各軸輸出功率計算3）各軸輸入轉矩計算4）：軸號轉速功率轉矩014401576234 V帶的設計與計算 (1)確定計算功率Pca查表（教材機械設計）87 取工作情況系數(shù)KA= 則：（2） 選擇V帶的帶型 由Pca= nd=1400r/min選用A型V帶。（3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑 由表（以下出現(xiàn)未說明的表和圖，均為教材機械設計或機械設計課程設計上所有）86和表88取小帶輪的基準直徑驗算帶速v，按式驗算速度，因為，故帶速適合。計算大帶輪的直徑 ㎜ 取㎜（4） 確定V帶的中心距a和基準長度Ld由公式 初定中心距㎜計算帶所需的基準長度：由表82選帶的基準長度1600mm,計算實際中心距a：（5） 計算小帶輪的包角：（6） 計算帶根數(shù)Z：由=125mm和，查表84a得，根據(jù)，和A型帶，查表84b得，查表85得，查表82得，計算V帶的根數(shù)Z （7） 計算單根V帶的初拉力的最小值由表83得，A型帶的單位長度質量q=㎏/m （8） 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值：（9） 帶輪設計由表810查得 f=9 可算出帶輪輪緣寬度：表 名稱結果名稱結果名稱結果帶型A傳動比根數(shù)4帶輪基準直徑基準長度1600mm預緊力中心距443mm壓軸力1440N 高速級齒輪傳動設計（1）選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1） ，選用直齒圓柱齒輪。2） 輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度足夠。3）材料選擇 由表101選擇小齒輪的材料為40cr，調(diào)質處理，硬度為280HBS，大齒輪為45鋼，調(diào)質處理，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4） 選小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2 Z1=24 =，Z2=（2） 按齒面接觸強度設計設計公式1) 確定公式內(nèi)的各計數(shù)值：① 試選載荷系數(shù)Kt=② 小齒輪傳遞的轉矩Tⅰ=T1= m=109840N mm③ 查表107選取齒寬系數(shù)④ 查表106得材料的彈性影響系數(shù)⑤ 由教材圖1021按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限⑥ 計算應力循環(huán)齒數(shù) ⑦選取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧ 計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，2）計算① 試計算小齒輪分度圓直徑，?。ㄈ∽钚≈担?。② 計算圓周速度③ 計算齒寬 ④ 計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=，8級精度，由教材圖108查得動載系數(shù)Kv=，因為是直齒齒輪，所以，由表102查得使用系數(shù)KA=1；由表104用插入法查得8級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖1013得，故動載系數(shù) ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑⑦ 計算模數(shù)(3) 按齒根彎曲強度設計設計公式1) 確定公式內(nèi)的計算值① 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞度極限② 取彎曲疲勞壽命系數(shù).③ 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞強度安全系數(shù)S= 則： ④ 計算載荷系數(shù)K ⑤ 查取齒型系數(shù)查得⑥ 查去應力校正系數(shù)⑦ 計算大、小齒輪的并作比較2） 設計計算按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù)為(取最小):比較計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，=，按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)： 取大齒輪齒數(shù) ?。?） 幾何尺寸的計算1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 則：取小齒輪 大齒輪（5） 修正計算結果1） 查表修正：2）3）齒高h== ；查表104 修正 由，查圖1013修正4）齒面接觸疲勞強度計算載荷系數(shù)齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù)5）6） 然而是大齒輪的大7）實際 均大與計算的要求值，故齒輪強度足夠。：名稱計算公式結果/mm模數(shù)m壓力角齒數(shù)28124傳動比i分度圓直徑70310齒頂圓直徑75315齒根圓直徑中心距190齒寬7570（6）齒輪結構設計：名稱結構尺寸經(jīng)驗計算公式結果/mm轂孔直徑d55輪轂直徑D388輪轂寬度L取76腹板最大直徑D0取270板孔分布圓直徑D1179板孔直徑D2取40腹板厚度C20： 低速級齒輪傳動的設計（1） 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）仍然是選直齒圓柱齒輪。2）輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度足夠。3）材料選擇 由表101選擇小齒輪的材料為45鋼，調(diào)質處理，硬度為235HBS，大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190HBS，二者材料硬度差為45HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為Z3=24，則大齒輪齒數(shù)Z4=i3Z3=24=，取Z4=（2） 按齒面接觸強度設計設計公式1) 確定公式內(nèi)的各計數(shù)值① 試選載荷系數(shù)Kt=② 小齒輪傳遞的轉矩Tⅰ=T2=468Nm=46877Nmm③ 查表107選取齒寬系數(shù)④ 查表106得材料的彈性影響系數(shù)⑤ 由教材圖1021按齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限⑥ 計算應力循環(huán)齒數(shù) ⑦ 由圖1019選取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧ 計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，2） 計算① 試計算小齒輪分度圓直徑，取。② 計算圓周速度③ 計算齒寬 ④ 計算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=，8級精度，由教材圖108查得動載系數(shù)Kv=因為是直齒齒輪，所以，由表102查得使用系數(shù)KA=1；由表104用插入法查得7級精度小齒輪支承非對稱時；由，查圖1013得，故動載系數(shù)：⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑⑦ 計算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強度設計設計公式1)確定公式內(nèi)的計算值①由圖1020c查得小