【文章內(nèi)容簡介】 第III軸44105三、傳動設計 V帶傳動設計 原始數(shù)據(jù)電動機功率—— kw電動機轉(zhuǎn)速—— r/minV帶理論傳動比——單向運轉(zhuǎn)、雙班制、工作機為帶式運輸機 設計計算（1） 確定計算功率PcaPca =KAPd根據(jù)雙班制工作，即每天工作16小時，工作機為帶式運輸機，由[1]P156表87 查得工作系數(shù)KA=Pca =KAPd== kw（2）選取普通V帶帶型根據(jù)Pca，nd確定選用普通V帶B型。 （由[1]P157圖811）（3）確定帶輪基準直徑 dd1和dd2a. 初選 小帶輪基準直徑=140mmb．驗算帶速 5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s帶的速度合適。 c. 計算dd2dd2 mm根據(jù)[1]P157表88 圓整dd2 =355 mm（4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2） a 0990mm初步確定中心距 a 0 = 500mmLd’ = ==根據(jù)[1]P147表82 取Ld = 1800 mm計算實際中心距a （5）驗算主輪上的包角由[1]P148式(86)= ∴ 主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)Z由[1]P158式(822) 得P0 —— 基本額定功率 由[1]P152表84a 得P0= P0——額定功率的增量 由[1]P153表84b P0=——包角修正系數(shù) 由[1]P155表85 得=——長度系數(shù) 由[1] P146表82 得=∴= = 取Z=3根 （7）計算預緊力 F0由[1]P158式(827) 得q——V帶單位長度質(zhì)量 由P147[1] 表83 q= kg/m==187 N 應使帶的實際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力FP由式[1] P158(824) 得=1095 N帶型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA180031403555001871095 帶輪材料及結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200( 2 ) 帶輪的結(jié)構(gòu) 帶輪的結(jié)構(gòu)形式為孔板式，輪槽槽型B型小帶輪結(jié)構(gòu)圖 大帶輪結(jié)構(gòu)圖 高速級齒輪傳動設計輸入轉(zhuǎn)矩——= Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速——=618 r/min齒數(shù)比——μ=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設每年工作日為260天）一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS1=220接觸疲勞強度極限MPa （由[1]P209圖1021d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P209圖1020c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強度極限 MPa （由[1] P209圖1021c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1] P209圖1020b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 24=5初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由[1]P218式1021） 1． 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由[1]P156表107） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由[1]P201表106）區(qū)域系數(shù) （由[1] P217圖1030）， （由[1]P215 圖1026） 應力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由[1]P207圖1019）接觸疲勞許用應力取安全系數(shù) ∴ 取 MPa2． 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=（2）計算圓周速度 （3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) 由[1]P193表102 根據(jù)電動機驅(qū)動得② 動載系數(shù) 由[1]P210表108 根據(jù)v=、 7級精度③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 由[1]P196表104 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=、 mm，得 =④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)由[1]P198圖1013 根據(jù)b/h=、 ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、由[1]P195表103 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?∴=1=（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 由[1]P204式(1010a) 三 按齒根彎曲強度設計 由[1]P201式(105)1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) 由[1]P217圖1028 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN由[1]P206圖1018 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 由[1]P205式(1012)得（5）計算當量齒數(shù)ZV，（6）查取齒型系數(shù)YFα 應力校正系數(shù)YSα由[1]P201表105 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較所以大齒輪的數(shù)值大。2 計算=四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1= 取33 取144需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為182mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角β3 計算大小齒輪的分度圓直徑dd2 4 計算齒輪寬度b = 圓整后 55mm 60 mm六 驗算 100N /mm 與初設相符 設計符合要求 低速級齒輪傳動設計輸入轉(zhuǎn)矩——= Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速——=141 r/min齒數(shù)比——μ=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設每年工作日為260天）一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS3=220接觸疲勞強度極限MPa （由[1]P209圖1021d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1] P209圖1020c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS4=190接觸疲勞強度極限 MPa （由[1] P209 圖1021c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1] P209圖1020b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z4= Z3= 28= 5初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由P218[1]式1021） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由[1]P156表107） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由[1]P201表106）區(qū)域系數(shù) （由[1]P217 圖1030）， （由[1] P215圖1026） 應力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由[1]P207圖1019）接觸疲勞許用應力取安全系數(shù) ∴ 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=（2）計算圓周速度 m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=（4）計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) 由[1]P193表102 根據(jù)電動機驅(qū)動得② 動載系數(shù) 由[1]P210表108 根據(jù)v=0. 77m/s 7級精度③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 由[1]P196表104 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、= mm，得 =④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)由[1]P198圖1013 根據(jù)b/h= ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、由[1]P195表103 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?∴=1=（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 由[1]P204式(1010a) 三 按齒根彎曲強度設計 由[1]P201式(105)1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) 由[1]P217圖1028 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN由[1]P206圖1018 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 由[1]P205式(1012)得（5）計算當量齒數(shù)ZV， ，（6）查取齒型系數(shù)YFα 應力校正系數(shù)YSα由[1]P201表105 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較所以大齒輪的數(shù)值大。2 計算=四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3= 取33 取105需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為213mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角β3 計算大小齒輪的分度圓直徑dd4 4 計算齒輪寬度b = 圓整后 82mm 87mm六 驗算 100N/mm 與初設相符 設計符合要求 齒輪參數(shù)匯總表高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z1337Z2144傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角β計算齒寬b2(mm)1822176。55低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z3337Z4105傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角β計算齒寬b4(mm)2133176。82 齒輪結(jié)構(gòu)參照[2]/P66表92，齒輪3采用齒輪軸，齒輪4采用腹板式。四. 軸及輪轂連接 低速軸的結(jié)構(gòu)設計Ⅲ、轉(zhuǎn)速nⅢ、轉(zhuǎn)矩TⅢPⅢ=nⅢ=44r/minTⅢ= Nmm低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由[1]P370表153 取A 0 =110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,∴d0 =55mm段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由[1]P353式（143） 得： 由[1]P351表（141） 得： 工作情況系數(shù) ＝由[2]P164表（174） 得： 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸