【文章內(nèi)容簡介】 與輸送帶帶輪軸平行安裝。每日兩班制工作，工作年限為10年。（2）原始數(shù)據(jù)=1300 = m/s =300 mm查閱相關(guān)文獻(xiàn)資料知“汽車發(fā)動(dòng)機(jī)裝配車間帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置”為減速器裝置。減速器常見有單級(jí)圓柱齒輪減速器、兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器、兩級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器、圓錐圓柱齒輪減速器、單級(jí)錐齒輪減速器、蝸桿減速器。工作條件要求減速器在輸送帶方向具有最小的尺寸，且電動(dòng)機(jī)必須與輸送帶帶輪軸平行安裝，查閱相關(guān)減速器特點(diǎn)，知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：同軸式減速器長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，軸較長，剛度較差。兩對齒輪浸油深度可以大致相同，有利于浸油潤滑。軸線可以水平，上下或鉛垂布置。兩級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器傳動(dòng)裝置簡圖 電動(dòng)機(jī)的選擇設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果選擇電動(dòng)機(jī)的類型根據(jù)用途選用選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)選擇電動(dòng)機(jī)的功率輸送帶所需拉力為 工作機(jī)的有效功率為： 取V帶傳動(dòng)效率，一對軸承效率，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率聯(lián)軸器效率，則電機(jī)到工作機(jī)間的總效率為：所以電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為：根據(jù)表選取電動(dòng)機(jī)的額定功率確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 由表知V帶傳動(dòng)傳動(dòng)比，兩級(jí)圓柱齒輪減速傳動(dòng)比，則傳動(dòng)比范圍為 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 由表可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速1000r/min、1500 r/min和 3000 r/min，考慮3000r/min的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速太高，而1000r/min得電動(dòng)機(jī)體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速1500 r/min的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，型號(hào)為Y132M4 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果總傳動(dòng)比 分配傳動(dòng)比根據(jù)傳動(dòng)比范圍，取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比減速器傳動(dòng)比為 高速機(jī)傳動(dòng)比為 、動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果各軸的轉(zhuǎn)數(shù)各軸的輸出功率 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果確定設(shè)計(jì)功率 由表選擇工作情況系數(shù) =，則 V帶型號(hào)，由圖，選擇A型V帶選擇A型V帶確定帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表，可選小帶輪直徑為，則大帶輪直徑為根據(jù)表，取，其傳動(dòng)比誤差故可用驗(yàn)算帶的速度帶速符合要求確定V帶長度和中心距根據(jù)，初步確定中心距為為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，V帶計(jì)算基準(zhǔn)長度為 由表88，選V帶基準(zhǔn)長度，則實(shí)際中心距為計(jì)算小帶輪包角合格確定V帶根數(shù)V帶的根數(shù)可用以下式計(jì)算又表89查取單根V帶所能傳遞的功率，功率增量為由表810查得，由表811查得，則由表812查得，由表88查得，則帶的根數(shù)取計(jì)算初拉力由表813查得V帶質(zhì)量，得初拉力計(jì)算作用在軸上的壓力帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪結(jié)構(gòu) 采用實(shí)心式，由表814查得電動(dòng)機(jī)周徑，由表815查得， 輪轂寬：其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪緣寬：（2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用輪輻式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)同步進(jìn)行 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果選擇材料、熱處理方式和公差等級(jí)考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表817得齒面硬度。平均硬度。，在30~50HBW之間。選用8級(jí)精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級(jí)精度初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為1） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=109260Nmm2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=~，初選Kt=3）由表818，取齒寬系數(shù)4）由表819查得彈性系數(shù)5）初選螺旋角，由圖92查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)6）齒數(shù)比7）初選z1=23，則z2=uz1=23=，取z2=84，則端面重合度為軸向重合度為由圖83查得重合度系數(shù)8）由圖112查得螺旋角系數(shù)9）許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 由圖84e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖85查得壽命系數(shù)ZN1=，ZN2=，由表820取安全系數(shù)SH=，則有取初算小齒輪的分度圓直徑d1t，得z1=23z2=84(1) 計(jì)算載荷系數(shù) 由表821查得使用系數(shù)KA=。因?yàn)? 由圖86查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=，由圖87查得齒向在和分配系數(shù)，由表822查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為（2）對進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計(jì)算出的進(jìn)行修正，即（3）確定模數(shù)mn 按表823，取 （4）計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 圓整為a1=165mm，則螺旋角為因β值與初選值相差較大，故對與β有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖92查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=端面重合度為軸向重合度為由圖83查得重合度系數(shù)，由圖112查得螺旋角系數(shù)=由圖86查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=，在和系數(shù)K值不變按表823取mn=3mm中心距為螺旋角為修正完畢，故取b2=80mm b1=b2+（5~10）mm取 b1=85mm齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為1）K、Tmn和d1同前2）齒寬b=b2=80mm3）齒形系數(shù)YF和盈利修正系數(shù)YS 。當(dāng)量齒數(shù)為 由圖88查得YF1=，YF2=；由圖89查得YS1=，YS2=4）由圖810查得重合度系數(shù)5）由圖113查得螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力為 由圖84f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，由圖811查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1，由表820查得安全系數(shù)SF=，故 mn=3mmb2=80mmb1=85mm滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他集合尺寸端面模數(shù)齒頂高 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為齒根圓直徑為 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果選擇材料、熱處理方式和公差等級(jí)由于低速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩大，故齒輪副相應(yīng)的材料硬度要大于高速級(jí)的材料。故大、小齒輪分別選用45鋼和40Cr，均調(diào)質(zhì)處理，由表817得齒面硬度， 。平均硬度。，基本符合配對要求。選用8級(jí)精度大齒輪45鋼小齒輪40Cr小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級(jí)精度初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為2） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T3=383070Nmm2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=~，初選Kt=3）由表818，取齒寬系數(shù)4）由表819查得彈性系數(shù)5）初選螺旋角，由圖92查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)6）齒數(shù)比7）初選z3=23，則z4=uz3=23=，取z4=84，則端面重合度為軸向重合度為由圖83查得重合度系數(shù)8）由圖112查得螺旋角系數(shù)9）許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 由圖84e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由圖85查得壽命系數(shù)ZN3=，ZN4=，由表820取安全系數(shù)SH=，則有取初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得z3=23z4=84確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表821查得使用系數(shù)KA=。因?yàn)? 由圖86查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=，由圖87查得齒向在和分配系數(shù)，由表822查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為因K與Kt差異不大，無需對由Kt計(jì)算出的d3t進(jìn)行修正（2）確定模數(shù)mn 按表823，取 （3）計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 圓整為a2=165mm，則螺旋角為因β值與初選值相差較大，故對與β有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖92查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=端面重合度為軸向重合度為由圖83查得重合度系數(shù)，由圖112查得螺旋角系數(shù)=由圖86查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=，在和系數(shù)K值不變按表823取mn=3mm中心距為螺旋角為修正完畢，故取b4=88mm b3=b4+（5~10）mm取 b3=95mmmn=3mmb4=88mmb3=95mm校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為1）K、Tmn和d3同前2）齒寬b=b4=88mm3）齒形系數(shù)YF和盈利修正系數(shù)YS 。當(dāng)量齒數(shù)為 由圖88查得YF3=，YF4=；由圖89查得YS3=，YS4=4）由圖810查得重合度系數(shù)5）由圖113查得螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應(yīng)力為 由圖84f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，由圖811查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1，由表820查得安全系數(shù)SF=，故 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他集合尺寸端面模數(shù)齒頂高 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為齒根圓直徑為 斜齒輪圓柱齒輪上作用力的計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說明結(jié) 果高速軸齒輪傳動(dòng)的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為T1=109260Nmm，轉(zhuǎn)速n1=576r/min，高速級(jí)齒輪的螺旋角β=176。，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑為d1=（2）齒輪1的作用力 圓周力為其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心軸向力為 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力的方向 法向力為 （3）齒輪2的作用力 從動(dòng)齒輪2各個(gè)力與主動(dòng)齒輪1上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為T2=383070Nmm，轉(zhuǎn)速n2=，低速級(jí)齒輪的螺旋角β=176。，為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級(jí)的小齒輪右旋，大齒輪