【文章內(nèi)容簡介】 ==6確定帶根數(shù)1） 計算單跟V帶的額定功率由90mm和=1440r/min,查表8—4a得KW根據(jù)=1440r/min，i=，查表8—4a得△=.查表8—5得，查表8—2得，于是圓整 7計算單根V帶的初拉力的最小值（ 由表8—3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=,所以=139N應(yīng)使帶的實際初拉力8計算壓軸力壓軸力的最小值為9帶輪槽間距 槽邊距帶輪寬 （參數(shù)）傳動設(shè)計（1）傳動型選擇 ，總傳動比。參考表11選用效率較高的單級NGW型行星齒輪減速器，采用中心輪a1浮動而內(nèi)齒輪b1固定的結(jié)構(gòu)。(2）傳動比分配 ~，選單級減速器=12，V帶的傳動比為=。（3）傳動裝置運動參數(shù)的計算從輸入端開始電動機和皮帶的功率與轉(zhuǎn)速為= ；=== （4）輸入級計算1）配齒計算，取. 確定各輪齒數(shù)， 適當調(diào)整=12使C為整數(shù)，則 采用不等角變位時，應(yīng)將算出的減去02個齒，以適應(yīng)變位的需要，取則：， 預取，2）按接觸強度初算傳動的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩 設(shè)載荷不均勻系數(shù) （= 太陽輪與行星架同時浮動）在一對傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒數(shù)比 太陽輪和行星輪的材料用滲碳淬火，齒面硬度在5660HRS, 選取取齒寬系數(shù)=483（+1）=模數(shù) 圓整 取未變位時按預取嚙合角可得傳動中心距變動系數(shù)則中心 取3）計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角=4）計算傳動變位系數(shù)=（17+84），在之間，為綜合性能較好區(qū)，得而5）計算傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角傳動未變位時的中心距則6）計算傳動變位系數(shù) 7）幾何尺寸計算，齒頂圓直徑齒輪副齒數(shù)比 分度圓直徑 ==節(jié)圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 =齒頂圓直徑 =34+2（1+）2==168+2（1+）2=齒根圓直徑 =342（1+）2= =1682（1+）2=齒寬 齒輪副齒數(shù)比 分度圓直徑 =節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 =168+2（1+）2=mm其中 齒頂高 齒根圓直徑 =1682（1+）2= mm全齒高 mm mm齒寬 8）裝配條件的驗算對于所設(shè)計的行星齒輪傳動應(yīng)滿足裝配條件a)同心條件 對于角度變位傳動應(yīng)滿足公式　　 滿足同心條件b)裝配條件 為整數(shù)滿足條件c)鄰接條件 即保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰 滿足鄰接條件9）驗算和傳動的接觸強度和彎曲強度齒輪副：選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力許用接觸應(yīng)力接觸疲勞極限 1300Mpa接觸強度壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由式67查圖65得 接觸強度最小安全系數(shù)則 許用彎曲應(yīng)力 ，由式612得， 彎曲疲勞極限， 查圖67 彎曲強度壽命系數(shù)， 查圖68 彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖69 =1彎曲強度最小安全系數(shù)則 ①齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算太陽輪分度圓直徑 由式65得齒寬系數(shù) 太陽輪齒數(shù) 行星輪齒數(shù) 太陽輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù) 使用系數(shù) 得=動載系數(shù) 得= 齒間載荷分配系數(shù)， 得=齒向載荷分布系數(shù)，由推薦值 得=得 材料彈性系數(shù)， 得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，查圖63 得重合度系數(shù) 得故 ②齒根彎曲疲勞強度校核計算由式610 齒行系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù) 得 重合度==重合度系數(shù)故 齒輪副：許用彎曲應(yīng)力 ，由式612得， 彎曲疲勞極限， 查圖67， 彎曲強度壽命系數(shù)，查圖68，彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖69，=1彎曲強度最小安全系數(shù)則 根據(jù)接觸強度計算來確定內(nèi)齒輪的材料內(nèi)齒輪材料選用調(diào)質(zhì)，要求表面硬度傳動的彎曲強度驗算由式610 齒行系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù) 得 重合度 = =重合度系數(shù) 故和都小于滿足要求10）齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計與計算（1）齒行角 z=21 則齒頂高系數(shù) 內(nèi)齒輪 . 外齒輪 齒頂圓直徑 外齒輪 內(nèi)齒輪 齒根圓直徑 外齒輪 內(nèi)齒輪 齒寬系數(shù) 齒套長度 L=80m （2）齒輪聯(lián)軸器強度計算 齒輪切應(yīng)力：假設(shè)輪齒是在節(jié)圓線上發(fā)生剪切 則剪切應(yīng)力為載荷不均勻系數(shù) 工況系數(shù)齒輪載荷分布系數(shù) 節(jié)圓直徑 齒數(shù) 齒寬 查表的 則滿足要求（3）齒輪擠壓應(yīng)力查得 滿足要求（4）內(nèi)齒套厚度 強度滿足要求11）行星輪結(jié)構(gòu)采用兩滾動球軸承安裝在行星輪內(nèi)，彈簧檔圈裝在軸承內(nèi)側(cè)行星架結(jié)構(gòu)，采用整體鑄造結(jié)構(gòu)中心距偏差 各行星輪軸孔的相鄰孔距差的公差各行星輪軸孔的孔距相對偏差取即 （1）計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩 圓軸力 徑向力 （2）初步估算軸的直徑選取合金鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理由式82， 計算軸的最小直徑并加大3%，以考慮鍵槽的影響 取則 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案 4 3 2 1輸入軸的軸承從左端裝入，靠軸肩、端蓋和套筒定位，軸承左端加工成齒輪，右端裝皮帶輪，靠軸肩定位并用普通平鍵周向定位。2）確定各軸段的直徑和長度第一段： 根據(jù)圓整 取，（按GB501485）軸的長度比轂孔長度短14mm,即由帶輪寬B確定軸長 第二段：為使V帶輪定位，軸肩高度，孔倒角C取3mm，（）, 且符合標準密封內(nèi)徑CJB/EQ460486,取端蓋寬度為20mm，端蓋外端與V帶輪左端面30mm，則第三段：為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑，查GB/,暫選滾動軸承型號為6310，則，其寬度B=27 D=110 得第四段：為加工齒輪寬為b=30mm,軸肩寬10mm 高h=3mm，軸為便于加工即右端便于裝夾取為10mm長，得， 3）確定軸承及齒輪上作用力的位置如圖所示，先確定軸承支點位置 Fr Ft Rv2 RH2 T RH1 Rv1 Q 4）繪制軸彎矩圖和扭矩圖略（1）求軸承的反力H水平面 V垂直面 （2）求齒寬中點處彎矩H水平面 V垂直面 合成彎矩M 扭矩T 5）按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩,取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩當量彎矩圖如下：軸的材料為45號剛，調(diào)質(zhì)處理。，由式84得軸的計算應(yīng)力為該軸滿足強度要求(1)軸承只受徑向載荷 P=R則合成支反力暫選深溝球軸承6310，其額定動載荷(GB/T2761995)查表得 由式107 當量動載荷軸承工作式由輕微沖擊， 載荷系數(shù)故（2）計算軸承壽命由式107 軸承壽命因軸承工作溫度不高， 溫度系數(shù)壽命指數(shù)，對于球軸承故而 該軸承不合格改選6410, 其額定動載荷則 即滿足兩年大修期內(nèi)使用要求。擠壓強度校核：軸的材料一般為鋼，而輪轂材料可能是鋼或鑄鐵，當載荷性質(zhì)為輕微沖擊時鋼的許用擠壓應(yīng)力[σp]=60N/mm2，用擠壓強度條件σp=4T/dbl≤[σp]校核本次設(shè)計中所采用的鍵，L為鍵的工作長度，A型鍵l=Lb。輸出軸：輸入軸聯(lián)接的鍵,bhL=10875mm ,l=Lb=7510=65mm扭矩 T=120Nm。 σp=4T/dhl=4120000/33865=≤[σp]滿足要求。(1)減速器的潤滑良好的潤滑，可降低傳動件和軸承的摩擦功率損耗，減少磨損，保護其銹蝕。提高其使用壽命和效率，由于潤滑油膜的分隔作用，能減少潤滑表面的摩擦阻力，減輕工作時的沖擊，降低振動和噪音。潤滑還能起到散熱、冷卻、沖洗金屬磨粒的作用。1}齒輪潤滑 采用油池浸浴潤滑2)滾動軸承潤滑 采用潤滑脂潤滑(2)減速器的密封形式 減速器的密封包括箱體、軸承等處的密封，密封的作用是防止灰塵、水分、酸氣和其它雜物進入軸承和箱體內(nèi)，并阻止?jié)櫥瑒┑男孤? 本設(shè)計中用到氈圈密封，引密封結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，氈圈密封將氈圈安裝在軸上的梯形槽中，與軸緊密接觸，或通過壓板壓緊毛氈，調(diào)整毛氈與軸的嚙合程度。、附件設(shè)計箱體：箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應(yīng)具有足夠的強度和剛度。箱體通常用灰鑄鐵制造，對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生產(chǎn)的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體?；诣T鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯(lián)接成一體。軸承座的聯(lián)接螺栓應(yīng)盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸臺，應(yīng)具有足夠的承托面，以便放置聯(lián)接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加支撐肋。為保證減速器安置在基礎(chǔ)上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加