【文章內容簡介】 線必須要是平行的，并且兩帶輪相應的V型槽的對稱平面應該要重合的。③帶傳動不需要加潤滑劑之類的東西且清理帶上的油污，帶不能在外暴曬。④帶傳動裝置長時間不用的話，我們要將傳送帶放松，維護其壽命。 齒輪傳動的設計齒輪傳動的類型很多，在本次設計中我們是按兩輪軸線的相對位置和齒像可分為平面齒輪傳動和空間齒輪傳動。平面齒輪傳動又分為直齒圓柱齒輪傳動、斜齒輪圓柱齒輪傳動、人字齒輪傳動、內嚙合齒輪傳動、曲線齒錐齒傳動、準雙曲面齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動。 高速級齒輪傳動的設計選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為β=14176。，初選小齒輪齒數為22。那么大齒輪齒數為81。(1)由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計 設計公式：d1t≥179。√2KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2 (212) 確定公式中各參數，選Kt=，ZH=，εα1=，εα2=. εα=αε1+αε2 = + =由表查的齒寬系數φd=查表的：材料彈性影響系數 ZE= MPa1/2再按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim1=590 MPA，大齒輪的接觸疲勞強度極限:δHlim2=560 MPA由計算公式：N=60NijLn算出循環(huán)次數： N1=604801（288300） =109 N2=N1/i=108由N1，N2查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=,KHN2=計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1，失效概率1% [δH]1=KHN1δHLim1/S=590= MPA [δH]2=KHN2δHLim2/S=560=588MPA [δH]=｛[δH]1+[δH]2｝/2=（+588）/2= MPA(2)計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得： d1t≥179?！?KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2 d1t≥179?！?105/1（）()2 d1t≥ mm d2=d1i= mm計算小齒輪圓周速度：v=πdn/（601000）=480/（601000） = m/s計算齒寬b及模數m b=d1tφd=1= mm (213) Mnt=d1tcosβ/Z1=cos14176。/22= (214) 齒高：h=== mm B/h=計算縱向重合度：εβ=　 =122tan14176。 =計算載荷系數K已知使用系數KA=1又因為V=，查表得動載荷系數KV=查表得：KHβ的計算公式： KHβ=+（1+)φd2+103b (215) =+（1+）+103 =查表得: KFβ=, KHα=KFα= 公式: K=KAKVKHαKHβ (216) =1 =再按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑： d1=d1t179?！蘫/KT=179?！逃嬎隳担簃n=d1cosβ/Z1=cos14176。/22=(3)按齒根彎曲強度設計 設計公式：mn≥ 179。√2KTYβcos2β/φdZ12εα(YFαYSα/[δF]) (217)確定計算參數： 計算載荷系數： K=KAKVKFαKFβ =1 =根據縱向重合度： εβ=，查表得螺旋角影響系數Yβ=計算當量齒數：ZV1=Z1/cos3β=22/cos314176。= ZV2=Z2/cos3β=81/cos314176。=查表105取齒形系數YFα1=,YFα2=查取應力校正系數 YSα1= , YSα2=再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：δFE1=500MPA,大齒輪彎曲疲勞強度極限δFE2=380 MPA又查表的彎曲疲勞系數：KFN1= ,KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數： S= [δF]1 =KFN1δFE1/S=500/= MPA [δF]2 =KFN2δFE2/S=380/= MPA 計算大、小齒輪的 YFαYSα/[δF]， 并加以比較 YFα1YSα1/[δF]1= YFα2YSα2/[δF]2=大齒輪的數值大，選用大齒輪YFαYSα/[δF]=設計計算: mn≥ 179?！?KTYβcos2β/φdZ12εα(YFαYSα/[δF]) mn≥179?！?105cos214176。（1222） mn≥對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數，取標準模數m=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d1=： Z1=d1cosβ/m=cos14176。/2= (218) 取Z1=26 則Z2=iZ1=97(4)幾何尺寸計算計算中心距： a=(Z1+Z2)m/（2cosβ）=（26+97）2/（2cos14176。）= 將中心距圓整為：127mm按圓整后中心距修正螺旋角： β=arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos(26+97)2/（2127）=176。因 β的值改變不大，所以參數εα，εβ，ZH等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑： d1=Z1M/cosβ=262/176。= d2=Z2M/cosβ=972/176。=計算齒輪寬度： b=φdd1=1= 取B2=54mm ，B1=60mm(5)高速級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱計算公式結果/mm法面模數mn2面壓力角 αn20176。螺旋角β176。分度圓直徑d1d2齒頂圓直徑da1=d1+2hamn=+212da2=d2+2hamn=+22齒根圓直徑df1=d12hfmn=2df2=d22hfmn=2中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cosβ)=2（22+81）/(176。)127齒寬b2=b54b1=b2+(5~10)mm60(6)齒輪的機構設計小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結構。大齒輪采用腹板式結構。代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑D1D1==4572輪轂軸向長LL=(~)d≥B54倒角尺寸nn=1齒根圓處厚ζ0ζ0=（~4）mn8腹板最大直徑D0D0=df22ζ0216板孔分布圓直徑D2D2=(D0+D1)144板孔直徑d1d1=(D0D1)35腹板厚CC=18 圖22齒輪剖面圖 低速齒輪機構設計(1)已知n3＝ (2)選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS。減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為β=14176。 初選小齒輪齒數為28。那么大齒輪齒數為81。 (3)由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式：d3t≥179?！?KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2確定公式中各參數，選Kt=，ZH=，εα1=，εα2=. εα=αε1+αε2 = + =由表查的齒寬系數φd=查表得：材料彈性影響系數 ZE= MPa1/2再按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim1=590 MPA，大齒輪的接觸疲勞強度極限:δHlim2=560 MPA由計算公式：N=60nijLn算出循環(huán)次數： N3=601（288300） =109 N4=N3/i=1109再由N1，N2查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=,KHN2=計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1，失效概率1% [δH]1=KHN1δHlim1/S=590=531MPA [δH]2=KHN2δHlim2/S=560=532MPA [δH]=｛[δH]1+[δH]2｝/2=（531+532）/2= MPA(4)計算小齒輪分度圓直徑d3t，由計算公式得： d3t≥179?！?KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2 d3t≥179?！?105/1（）()2 d3t≥計算小齒輪圓周速度：v=πdn/（601000）=(601000)= m/s計算齒寬b及模數m b=d3tφd=1= mm Mnt=d3tcosβ/Z=cos14176。/28=齒高：h=== mm B/h=計算縱向重合度：εβ=　 =128tan14176。 =計算載荷系數K 已知使用系數KA=1又因為V=，查表得動載荷系數KV=查表得：KHβ的計算公式： KHβ=+（1+)φd2+103b =+（1+）+103 =查表得: KFβ=, KHα=KFα= 公式: K=KAKVKHαKHβ =1 =再按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑： d3=d3t179?！蘇/Kt=179?！逃嬎隳担簃n=d3cosβ/Z1=cos14176。/28=(5)按齒根彎曲強度設計 設計公式：mn≥ 179?！?KTYβcos2β/φdZ12εα(YFαYSα/[δF])確定計算參數： 計算載荷系數： K=KAKVKFαKFβ =1 =根據縱向重合度： εβ=，查表得螺旋角影響系數Yβ=計算當量齒數：ZV3=Z1/cos3β=28/cos314176。= ZV4=Z2/cos3β=81/cos314176。=查表105取齒形系數YFα1=,YFα2=查取應力校正系數 YSα1= , YSα2=計算大、小齒輪的 YFαYSα/[δF]， 并加以比較 YFα1YSα1/[δF]1= YFα2YSα2/[δF]2=小齒輪的數值大，選用小齒輪YFαYSα/[δF]= 設計計算: mn≥ 179?！?KTYβcos2β/（φdZ12εα）(YFαYSα/[δF]) mn≥179?！?105cos214176。（1282） mn≥對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數，取標準模數m=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d3=： Z1=d3cosβ/m=cos14176。/2= 取Z1=44 則Z2=iZ1=127(6)幾何尺寸計算計算中心距： a=(Z1+Z2)m/（2cosβ）=（44+127）2/（2cos14176。）=將中心距圓整為：177mm按圓整后中心距修正螺旋角： β=arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos(44+127)2/（2177）=176。因 β的值改變不大，所以參數εα，εβ，ZH等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑： d3=Z1m/cosβ=442/176。= d4=Z2m/cosβ=1272/176。=計算齒輪寬度： b=φdd1=1= 取B2=90mm ，B1=95mm(7)低速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數mn2面壓力角 αn20176。螺旋角β176。分度圓直徑d3d4齒頂圓直徑da1=d1+2hamn=+212da2=d2+2hamn=+22齒根圓直徑df1=d12hfmn=2df2=d22hfmn=2中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cosβ)=2（22+81）/(176。)177齒寬b2=b90b1=b2+(5~10)mm95 傳動軸的設計 高速軸的設計(1)軸的材料與齒輪1的材料相同為40Cr調質。(2)按切應力估算軸徑 由表15—3查得，取A0=106 軸伸出段直徑 d1≥A0(p1/n1)1/3=106()1/3 = 取d1=32mm(3)軸的結構設計①劃分軸段 軸伸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段d4,d6。齒輪軸段。 ②確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加，因此，取d2=34mm，選擇滾動軸承30207，軸頸直徑d3=d7=35mm。齒輪段尺寸。 分度圓直徑d=da=df=③定各軸段的軸向長度。16