【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 機(jī)械效率 η≈，則電機(jī)最大負(fù)載功率 P=P0/η=；電動(dòng)機(jī)選用 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率 Pm=4KW；額定轉(zhuǎn)速 ，其電min/14rnm?動(dòng)機(jī)的型號(hào)為 Y112M—4。xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）114 確定傳動(dòng)比及運(yùn)動(dòng)參數(shù) 分配傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比 48301?nima 分配裝置傳動(dòng)比由 ，式中 分別為帶傳動(dòng)和減速器傳動(dòng)比。?i,0為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取 =4，則減速器傳動(dòng)比為：0i1248? 分配減速器各級(jí)傳動(dòng)比i=i1i2，其中 i1 為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比，i 2 為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比因?yàn)?，取 i1=4，則 i2=3。??i5.~3? 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 各軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸 min/360410rinmI?Ⅱ軸 i/9i1IIⅢ軸 in/302rinII?xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）12 各軸輸入功率Ⅰ軸 kwKWPmI ????Ⅱ軸 I Ⅲ軸 mI 4..3310 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸 mNnPTII .???Ⅱ軸 II .63.Ⅲ軸 nPTII .???運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表 41表 41軸名 輸入功率 P/kW 輸入轉(zhuǎn)矩 T/Nm 轉(zhuǎn)速 nr/min傳動(dòng)比 iⅠ軸 3604Ⅱ軸 903Ⅲ軸 30xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）135 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)設(shè)計(jì) V 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算 確定計(jì)算功率 caP由設(shè)計(jì)手冊(cè) [14]查得工作情況系數(shù) 故,?AKkWPmca4.? 選擇 V 帶帶型根據(jù) ，n m=1440r/min,由設(shè)計(jì)手冊(cè)選用 A 型。caP 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1=90mm。（2）驗(yàn)算帶速 v smsnd /????因?yàn)?，故帶速合適。smvs/30/5?（3）計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1 mi36094102??根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)，將大帶輪直徑圓整為 dd2=355mm 確定 V 帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度（1）初選中心距由機(jī)械設(shè)計(jì)教材 [15]查得， (dd1+dd2)≤a≤2(dd1+dd2) 公式（51）由公式 51 計(jì)算得，≤a≤890mm，初定中心距 。ma50?（2）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）14????mmaddaLd1734]504939025[ 21210????????由設(shè)計(jì)手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 。Ld8（3）計(jì)算實(shí)際中心距 a md 53)217405(200 ???????Ld ?a)(x所以中心距變動(dòng)范圍為，506mm—587mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角 1?????????? ??????ad 計(jì)算帶的根數(shù) z（1）計(jì)算單根 V 帶的額定功率由 和 ，由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得md90?in/140rn ?根據(jù) ，i=4 和 A 帶型，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得i/r 7?由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 ， ，于是935.??????kKPLr ???????（2）計(jì)算 V 帶的根數(shù) z。 取 4 根。. 計(jì)算單根 V 帶的初拉力的最小值 F0由設(shè)計(jì)手冊(cè)得 A 型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=。所以xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）15??][.)( 2min0??????所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 F0＞（F 0） min 計(jì)算壓軸力 Fp ??? NFz op ?????所以應(yīng)使壓軸力 Fp＞（F p） min 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 帶輪的設(shè)計(jì)參數(shù)要求（1）V 帶輪的材料采用鑄鐵，牌號(hào)為 HT200（2）加工要求：輪槽工作面粗糙度為 （3）結(jié)構(gòu)要求：基準(zhǔn)寬度 ，基準(zhǔn)線上槽深 ，基準(zhǔn)線下槽深 ，???間距 。e35? 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用輪輻式，如圖 5—1，具體尺寸詳見(jiàn)圖紙。 小帶輪的設(shè)計(jì)小帶輪采用實(shí)心式，如圖 5—2 所示。xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）16圖 5—1 大帶輪圖 5—2 小帶輪xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）176 圓柱齒輪設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)壽命為 15 年，假設(shè)每年工作 300 天，每天工作 8 小時(shí) 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8 級(jí)精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。（3）選用小齒輪齒數(shù) z1=20,大齒輪齒數(shù) z2= 。804?? 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 d1t= 公式（6??321)(2. HEdtZuTK????1）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=。由設(shè)計(jì)手冊(cè)選取齒寬系數(shù) Φd=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189。；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim 2=550MPa。（2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=603601830015=108N2=108/4=108（3）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由設(shè)計(jì)手冊(cè)取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=，K HN2=；取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得 ?? ????.xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）18 計(jì)算齒輪的尺寸參數(shù)（1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入[σ H]中較小的值d1t≥ .3?????????（2）計(jì)算圓周速度 vv= sndt /.????（3）計(jì)算齒寬 bb=Φdd1t=1=（4）計(jì)算齒寬與齒高比模數(shù)mt= mzdt ?齒高 h===?hb（5）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v=，8 級(jí)精度，并由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，動(dòng)載系數(shù) Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；使用系數(shù) KA=；用插值法查得 8 級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHΒ=；由 ，K HΒ= 查得 KFΒ=；9.?hb故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHΒ=1=按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得d1= mtt ???（6）計(jì)算模數(shù) ??xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）19 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式為 公式（6??321)(FSadYzKTm???2）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=，K FN2=；（2）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，得 ?? MPaaSFENF ????K..922（3）計(jì)算載荷系數(shù) KK=KAKVKFαKFβ=1=（4）齒形系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 YFa1=；Y Fa2=。（5）應(yīng)力校正系數(shù)設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 YSa1=； YSa2=。（6）計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較??FSa???Sa??64..72FSaY?大齒輪的數(shù)值較大。 設(shè)計(jì)計(jì)算由公式 62 得， ????xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）20對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=,得出小齒輪齒數(shù) z1= ??md大齒輪齒數(shù) z2=284=112這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=283mm=84mmd2=z2m=1123mm=336mm（2）計(jì)算中心距a= m210368421??（3）計(jì)算齒寬b=Φdd1=184mm=84mm取 B2=85mm,B1=90mm。 齒輪的結(jié)構(gòu)齒輪Ⅰ，如圖 61；齒輪 2，如圖 62。xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）21圖 61 齒輪Ⅰ圖 62 齒輪Ⅱ 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8 級(jí)精度。（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度相差為 40HBS。（3）選用小齒輪齒數(shù) z1=25,大齒輪齒數(shù) z2= 。753??xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）22 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù) Kt=。由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，齒寬系數(shù) Φd=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189。；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim 2=550MPa。（2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=108/4=108N2=108/3=107（3）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由設(shè)計(jì)手冊(cè)查接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=。KHN2=，取失效概率為 1%，安全系數(shù)S=1，得 ?? ????. 計(jì)算齒輪的尺寸參數(shù)（1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1t,在公式 61 代入[σ H]中較小的值d1t≥ .2?????????（2）計(jì)算圓周速度 vv= sndt /????（3）計(jì)算齒寬 bb=Φdd1t=1=（4）計(jì)算齒寬與齒高比 h模數(shù) mt= mzdt ?齒高 xxxx 大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）23h===?hb（5）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù) v=，8 級(jí)精度，并有由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得，動(dòng)載系數(shù) Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；使用系數(shù) KA=；用插值法查得 8 級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHΒ=；由 ，K HΒ=，查得 KFΒ=。1.?hb故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHΒ=1=按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得，d1= mtt ???（6）計(jì)算模數(shù) m 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式 62 內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σF