【文章內(nèi)容簡介】 預(yù)緊力 F0 F0 = 2)(500 qvKZvPca ??? 式中 : Ka考慮包 角不同時的影響系數(shù) ,取 Ka = q帶單位長度的質(zhì)量，取 q=(kg/m) F0 = ) ( ????? =(N) 計算作用在其上的壓軸力 帶對軸的壓力 Fp是設(shè)計帶輪所在的軸與軸承的依據(jù) .為了簡化計算，可近似按兩邊的預(yù)緊力 0F 的合力來計算，如下圖所示 . 20 畢業(yè)設(shè)計 (a) (b) V帶對軸的壓力 Fp Fp = 2 Z F0 sin21? =2?7??sin ? = 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 V 帶輪的材料 在工程上， V帶輪的材料通常為灰鑄鐵， 當(dāng)帶速 v 25 m/s 時 ， 采用 HT150；帶速 v= 25～ 30 m/s 時 ， 采用 HT200；當(dāng)帶速 v 更高時，宜采用鑄鋼或鋼的焊接結(jié)構(gòu)；此外，傳遞小功率時， V帶輪也可采用鋁合金或塑料等 . 由前面知道， v=， 所以 V帶輪材料采用 HT150. V 帶輪的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸 V帶輪一般由輪緣、輪轂和輪輻 3部分所組成 .根據(jù)輪輻的結(jié) 構(gòu)不同， V帶輪可分為如下 4 種形式 . (a)實心式：主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 dd ≤ (～ 3) ds 的場合（ ds 為帶輪軸孔直徑） . (b)腹板式 .：主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 dd ≤ 300 mm 的場合 . (c)孔板式 .：主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 dd ≤ 300 mm、 且 bd dd? ≥ 100 mm的場合 . (d)輪輻式 .：主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 dd 300 mm 的場合 . 因為 mmdmmd dd 2 5 0,1 2 5 21 ?? ， 所以，小帶輪采用腹 板式結(jié)構(gòu)，大帶輪采用腹孔式結(jié)構(gòu)，如下圖所示 . 21 畢業(yè)設(shè)計 小帶輪腹 板式 大帶輪腹孔式 減速器的設(shè)計計算： 減速器中的軸承都選用深溝球軸承。 現(xiàn)在對傳動比進(jìn)行分配，總傳動比為 15,V 帶傳動的傳動比為 2，則減速箱二級 齒輪傳動的總傳動為 ，為了便于二級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)二級齒輪的配對的材料相同，齒面硬度 HBS≤ 350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為 12i = ? = ? = 低速級傳動比為 32i =.12ii? = = 為了便于設(shè)計計算，對傳動比進(jìn)行修正取 12i =3， 32i = 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算如下： ０軸，電動機(jī)軸 n0=970r/min P0= T0= 9550 . ?= 1 軸，減速器高速軸 n１ ＝10in ＝.2970 ＝ 485 r/min 22 畢業(yè)設(shè)計 ?? 101 ?PP ? = Kw ???? 48598 5095 50 111 nPT 2 軸，減速器中速軸 ???34851212 inn r/min ???? 3212 ??PP = Kw ???? 5095 50 222 nPT 3 軸，減速器低速軸 ??? inn r/min ???? 4223 ??PP = Kw ???? 73 . 5095 50 333 nPT 4 軸，滾筒軸 n4=n3= r/min ???? 5434 ??PP = Kw ???? 64 . 5095 50 444 nPT 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?.提升機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，選用８級精度 .此減速器采用二級傳動，兩對齒輪的傳動比都不大，所以選用小齒輪用同一種材料，大齒輪用同一種材料 . 材料選擇 小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì)處理 HBS1 =280 大齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 HBS2 =240 兩齒輪齒面硬度差為 40HBS， 符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求 . 小齒輪 40cr 大齒輪 45 鋼 根據(jù)設(shè)計要求，高速級齒輪，輸入功率為 ， 小齒輪轉(zhuǎn)速為 480r/min，傳動比為 3， 低速級齒輪，輸入功率為 ，小齒輪轉(zhuǎn)速為 192r/min，傳 23 畢業(yè)設(shè)計 動比為 ,工作壽命 15 年（每年工作 300 天），兩班制 。 高速級齒輪的設(shè)計 １、確定齒數(shù) 小齒輪齒數(shù)1Z=20，大齒輪齒數(shù) 2Z =i1Z=3 20= 60，取 Z2=60 按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 : d1 ≥ 3 21][1 ?????????? HEd ZuuTKt ?? 1)確定公式內(nèi)的計算值 (1)載荷系數(shù) Kt= (2)小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 =10 611np =10 6 =10 5 Nmm (3)選取齒寬系數(shù) d? =1 (4)得材料的彈性影響系數(shù)彈性系數(shù) ZE = MPa (5)查《機(jī)械設(shè)計》得兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為：小齒輪的接觸疲勞極限 1limH? =600 MPa ，大齒輪的接 觸疲勞極限 2limH? =550 MPa (6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60 1n j Lh=60 480 1 (2 8 300 15)= 109 N2= 108 /= 108 (7)得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK = 2HNK = (8)按失效概率為 1%，接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù) S= ，則兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為 [ H? ]1= 1HNK SH 1lim?= 1600*090 =550MPa [ H? ]2= 2HNK SH 2lim? = 1550* = MPa 2)計算 (1)試計算小齒輪分度圓直徑 td1 ， [ H? ]以較小值 [ 2H? ]= MPa 代入 24 畢業(yè)設(shè)計 dt1 ≥ 321 ][1 ?????????HEdt ZuuTK ?? = 3 25 ???????????= mm (2)計算圓周速度 v V=(Л d1 n1)/60 1000=( 480)/60 1000=(3)齒寬 b= d? dt1 =1 = mm (4)齒寬與齒高之比 b/h: 模數(shù) : m1 = dt1 / Z1 =齒高 : h= m1 = = b/h=(5)載荷系數(shù) : 根據(jù) v= m/s ， 8級精度 . 得動載系數(shù) Kv= 直齒輪，假設(shè) Ka Ft/b100 N/ Kha =Kfa= 得使用系數(shù) Ka=1 有 8級精度，小齒輪相對支承對稱布置時 KHβ =+ (1+ d? 2) d? 2+ 103? b =+ (1+ 12) 12+ 103? = 由 b/h=， KHβ = 得 KFβ =，故載荷系數(shù) K=Ka Kv Kha KHβ =1 = 按實際的載荷系數(shù)校正所的分度圓直徑， d1 = dt1 3ktk= 3= 計算模數(shù) : m=d1/ Z1 = m≥ 3 211 )][(2FSaFadYYzKT ???? 1)確定公式內(nèi)各值 (1)小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1? =500MPa。 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2? =380MPa 25 畢業(yè)設(shè)計 (2)有 彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK = 2FNK = (3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 彎曲疲勞安全系數(shù) S= [ F? ]1= 1FNK SFE1?= 500*= MPa [ F? ]2=KFN2SFE2? = 380* = MPa (4)計算載荷系數(shù) K K=Ka Kv KFa kFβ =1 = (5)查取齒形系數(shù) 得 1FaY = 2FaY = (6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 得 1SaY = 2SaY = (7)計算大 小齒輪的][ FYsaYfa??并加以比較 1][ 11FSaFa YY??= 2][ 22F SaFa YY ??= 大齒輪的數(shù)據(jù)大 . 2)設(shè)計計算 m≥3 211 )][(2FSaFadYYzKT ?? ?? = 3 2 5 01 2 ???? = 對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m小于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(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)度所確定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由齒面接觸強(qiáng)度算得的模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m= 2 .2mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1= mm 算出小齒輪的齒數(shù) Z1=d1/=≈ 30 Z2=u Z1= 30=66 4. 齒輪幾何尺寸計算 26 畢業(yè)設(shè)計 分度圓直徑 d1 =mz1 = 30=66mm d2 =mz2 = 66= 齒頂高 ha = h*a m=1 = mm 齒根高 hf = (h*a ＋ c* )m=（ 1＋ ） = mm 全齒高 h= ha ＋ hf =＋ = mm 齒頂圓直徑 d1a = d1 ＋ 2 ha =66＋ 2 = mm d2a =d2 ＋ 2 ha =＋ 2 = mm 齒根圓直徑 d1f = d1 － 2 hf =66－ 2 = mm d2f = d2 － 2 hf =－ = 中心距 a =(d1 + d2 )/2= mm 齒寬 b= d? d1 =66 mm B1 =72 B2 =68 5 驗算 Ft=2T1/d1=2 104/66N=2265N Ka Ft/b=1 2265/68=100 N/mm，符合要求 . 低速級齒輪的設(shè)計 確定齒數(shù) 小齒輪齒數(shù) z1=20，大齒輪齒數(shù) Z2=u z1= 20=44，取 Z2=44 按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 : d1 ≥ 3 21][1 ?????????? HEd ZuuTKt ?? 1)確定公式內(nèi)的計算值 (1)載荷系數(shù) Kt= (2)小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 =10 611np =10 6 =10 5 Nmm (3)選取齒寬系數(shù) d? =1 (4)得材料的彈性影響系數(shù)彈性系數(shù) ZE = MPa (5)查《機(jī)械設(shè)計》得 兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為 ：小齒輪的 接觸疲勞極限 1limH? =600 MPa ， 大齒輪的 接觸疲勞極限 2limH? =550 MPa (6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 27 畢業(yè)設(shè)計 N1=60 1n j Lh=60 192 1 (2 8 300 15)= 109 N2= 108 /= 108 (7)得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK = 2HNK = (8)按失效概率為 1%， 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù) S= ，則兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為 [ H? ]1= 1HNK SH 1lim?= 1600*090 =540 MPa [ H? ]2= 2HNK SH 2lim? = 1550* = MPa 2)計算 (1)試計算小齒輪分度圓直徑 td1 ， [ H? ]以較小值 [ 2H? ]= MPa代入 dt1 ≥ 321 ][1 ?????????HEdt ZuuTK ?? = 3 25 1017 . ???????????= mm (2)計算圓周速度 v V=(Л d1 n1)/60 1000=( 192)/60 1000=(3)齒寬 b= d? dt1 =1 = mm (4)齒寬與齒高之比 b/h: 模數(shù) : m1 = dt1 / Z1 =齒高 : h= m1 = = b/h=(5)載荷系數(shù) : 根據(jù) v= m/s ， 8級精度 . 得動載系數(shù) Kv= 直齒輪 ， 假設(shè) Ka Ft/b100 N/ Kha