【文章內容簡介】 各軸轉矩 : mNnPT ????? 000 mNnPT ????? 11Ⅰ mNnPT ????? 22Ⅱ . V 帶傳動的設計計算 a. 確定計算功率 Pca 由《機械設計》表 86 查得工作情況系數(shù) KA=，故 a AP K P K W K W? ? ? ? b. 選取 V帶帶型 根據(jù) Pca、 n1由《機械設計》圖 89確定選用 A 型。 12 c. 確定帶輪基準直徑 由《機械設計》表 83 和表 87 取主動輪基準直徑 1 75dd mm? 根據(jù)式（ 815） ，從動輪基準直徑 2d 21 75 180ddd id mm? ? ? ? 根據(jù) 《機械設計》 表 87取 2d =180mm 按式（ 813）驗算帶的速度 11 7 5 1 4 4 0 / 5 . 6 5 / 3 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s m s? ? ??? ? ? ??? 所以 帶的速度合適。 d. 確定 v帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 1 2 1 ( ) 2( )d d d dd d d d? ? ?，初步確定中心距 0a =250mm 根據(jù)式（ 820）計算帶所需的基準長度 39。 210 1 2 0()2 ( )24 ddd d d ddL a d d a? ?? ? ? ?=990mm 由 《機械設計》 表 82 選帶的基準長度 dL =1068mm 由 式 （ 821）計算實際中心距 a 39。0 1 0 6 8 9 9 0( 2 5 0 ) 2 8 9 m m22ddLLa a m m? ?? ? ? ? ? e. 驗算主動輪上的包角 1? 由式（ 86）得 39。10 5 7 . 5 1 5 9 1 2 02ddLL?? ?? ? ? ? ? 所以 主動輪上的包角合適。 f. 計算 V帶的根數(shù) 由式（ 822）知 Laca KKPP Pz )(00 ??? 由 0n = mn =1440r/min， 1 75dd mm? ， 1i =，查 《機械設計》 表 85c 和 13 表 85d 得 0P =250kW Δ P0=990kW 查 《機械設計》 表 88 得 aK =，查表 82 得 LK =，則 1 . 2 1 1 . 9 8( 2 5 0 9 9 0 ) 0 . 8 9 0 . 9 6z ???? 取 z=2 根。 g. 計算預緊力 0F ，由式（ 823）知 20 2 .55 0 0 ( 1 )cazaPF q vvK? ? ? 查 《機械設計》 表 84 得 q=，故 0F =64N h. 計算作用在軸上的壓軸力 102 sin 2pF zF ???105N i. 帶輪機構設計 V帶輪的結構形式的選定 : 根據(jù)《機械設計》 P156，因為 1d =75mm（ d為電機軸的直徑）， 所以小V帶輪選用實心形式； 2d =180mm， D1d ? 100mm，所以大帶輪選用孔板式。 V帶輪的輪槽尺寸的設計 : 根據(jù)所選 V帶帶型，由《機械設計》表 810選取如表 所示尺寸 。 表 V帶輪的輪槽尺寸 項 目 節(jié)寬bp 基準線上槽深hamin 基準線下槽深hfmin 槽間距e 第一槽對稱面只端面的距離 f 最小輪緣厚min? 帶輪 寬 B 外徑ad 輪槽角? 大帶輪 15? 0.3 2110?? 6 36 180 34 14 小帶輪 15? 0.3 2110?? 6 36 40 34 j. V 帶傳動的張緊裝置設計 在工廠實習過程中，根據(jù)輪胎拆裝機操作工人的反映，拆裝機經常發(fā)生工作臺不轉動或者拆裝輪胎過程中工作臺轉盤突然停轉的現(xiàn)象，由于蝸輪蝸桿為機械齒嚙合，不可能發(fā)生傳遞動力的問題，究其原因，大部分是由于皮帶太松或者皮帶損壞而導致傳出功率不足，為了解決這個問題，本設計特意參照《機械設計》P159《 V 帶傳動的張緊裝置》，為 V帶傳動設計了張緊裝置。 由于兩皮帶輪處于一上一下的接近垂直位置，所以采用擺架式的定期張緊裝置，定期改變中心距來調節(jié)帶的預緊力。在拆裝機的箱體底部制造四個軸耳，裝有帶輪的電機安裝在可調節(jié)的擺架上，擺架一端制造有兩個孔，由一根轉軸和箱體的兩個軸耳連接，使其可繞轉軸轉動。擺架的另外一端鉆有一個螺紋孔，用一活節(jié)螺栓和穿在軸耳的第二根軸相連接。調整張緊裝置的時候，只要擰緊和活節(jié)螺栓配合的螺母，將皮帶張緊到合適的位置即可，其具體安裝形式如 下 圖所示： 圖 . 蝸輪蝸桿的設計計算 本設計的機器設計壽命定為 8000 小時 a. 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T100851988 的推薦，采用阿基米德蝸桿 (ZA 型 )。 b. 選擇材料 根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度底，故蝸桿用 45 鋼；因希望效率高耐磨性好些，故蝸桿的螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造。 15 c. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)封閉蝸輪傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒跟彎曲疲勞強度。由《機械設計》式（ 1112），傳動中心 ? ?3 22 ()E HZZa KT ??? a）確定作用在蝸輪上的轉矩 2T 按 1 1Z? 估取效率 ?? 則 6 22 10 PT n??= b）確定載荷系數(shù) K 因為工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù) 1k?? ；由表 115選取使 用系數(shù) 1Ak? ；由于轉速不高，沖擊不大，可去動系數(shù) vk =1；則 K＝ vA kkk ?? ? ＝１ c）確定彈性影響系數(shù) EZ 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故 1/ 2160EZ MPa? d）確定接觸系數(shù) Z? 先假設蝸桿分度 圓直徑 d１ 和傳動中心 a的比值 ad ＝ ，從 《機械設計》圖 1118 中查得 Z? ＝ e）確定許用接觸應力［ H? ］ 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 45HRC，從表117 中查得蝸輪的基本許用應力 ? ?39。H? ＝ 268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) 72 5606 0 6 0 1 8 0 0 0 3 . 8 4 1 07hN jn L? ? ? ? ? ? ? 壽命系數(shù) 78 4 10HNK ? ?＝ 則 ［ H? ］＝ HNK .? ?39。H? ＝ ?268MPa＝ 16 f）計算中心距 23 1 6 0 2 . 71 9 8 4 8 4 4 429a m m???? ? ? ?????100mm 取中心距 a=110mm，因為 i=70，故從表 112 中取模數(shù) m=，蝸桿分度圓直徑 d1=45mm。這時， d1/a=。從圖 1118 中查得接觸系數(shù) 39。Z? =，因為39。Z? ? Z? ，因此以上計算結果可用。 d. 蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸 a）蝸桿 蝸桿頭數(shù) z1=1，蝸桿分度圓齒厚 s2=，蝸桿螺紋長 b1≥ 38mm 蝸桿分度圓直徑 d1=45mm，蝸桿齒頂圓直徑 da1=50mm，蝸桿齒根圓直徑 df1=39mm，蝸輪分度圓直徑 d2=175mm，蝸桿導程角γ =176。蝸桿軸向齒厚 sx1=，蝸桿法向齒厚 sn1=。 b）蝸輪 蝸輪齒數(shù) z2=70；蝸輪變位系數(shù) x2=0 驗算傳動比 21zi z??70，這時傳動比誤差為 0，允許。 蝸輪分度圓直徑 22d mz? = ? 70= 175mm 蝸輪喉圓直徑 da2= 222 adh? =180mm 蝸輪齒跟圓直徑 2222ffd d h??=169mm 蝸輪齒頂圓弧半徑 Ra2= 212 aad?=20mm 蝸輪頂圓直徑 de2=185mm e. 校核齒跟彎曲疲勞強度 ? ?2 2121 .5 3F F a FKT YYd d m ????? 當量齒數(shù) ? ?22 33 70c o s c o s 3 .1 8v zz ?? ? ? 根據(jù) x2=0， 2vz =，從 《機械設計》 圖 1119中可查出齒形系數(shù) 2FaY = 17 螺旋角系數(shù) 1140Y? ?? ? ? 許用彎曲應力 ? ? ? ?39。F F FNK??? 從表 118中查得 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 ? ?39。F? =56MPa。 壽命系數(shù) 69 4 10FNK ? ?= ? ?F? =56?= 21 .5 3 1 9 8 4 8 4 4 2 .3 0 .9 7 44 5 1 7 5 2 .5F? ????MPa= 彎曲強度可以滿足 f. 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T100891988 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 級精度，側隙種類為 f，標注為8f GB/T100891988。然后由《互換性與技術測量》查得相關公差。 g. 蝸桿傳動的熱平衡核算 蝸桿傳動由于效率底，所以工作時候發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產生的熱量不能及時散逸，將因為油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內的發(fā)熱量 1? 等于同時間內的散熱量2? 的條件進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內。 由于摩擦損耗的功率 (1 )fpp???,則產生的熱流量（單位為 1W=1J/s）為 1 100 0 (1 )p ?? ? ? 式中 P為蝸桿傳遞功率，