【文章內(nèi)容簡介】 根 6 確定帶的預(yù)緊力 F F 式中 Ka考慮包角不同時的影響系數(shù)取 Ka 096 q帶單位長度的質(zhì)量取 q 010 kgm F 17548 N V 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 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 ms 時采用 HT150 帶速 v 25～ 30 ms 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 659ms 所以 V 帶輪材料采用 HT150 2 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(shí)心式主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 d≤ 25～ 3 d的場合 d為帶輪軸孔直徑 b 腹板式主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 d≤ 300 mm 的場合 c 孔板式主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 d≤ 300 mm 且≥ 100 mm 的場合 d 輪輻式主要適用于帶輪基準(zhǔn)直徑 d 300 mm 的場合 因為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 小帶輪腹板式 大帶輪腹孔式 33 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 15V帶傳動的傳動比為 2則減速箱二級齒輪傳動的總傳動為 75 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 291 低速級傳動比為 24 為了便于設(shè)計計算對傳動比進(jìn)行修正取 3 24 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 970rmin P0 728Kw T0 1 軸減速器高速軸 n１＝＝＝ 485 rmin 69888 Kw 13761 Nm 2 軸減速器中速軸 16167 rmin 69888099097 671 Kw 39637 Nm 3 軸減速器低速軸 73486 rmin 671099097 644 Kw 83692 Nm 4 軸滾筒軸 n4 n3 64688 rmin 644099099 631 Kw 93156 Nm 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)鲃犹嵘龣C(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 HBS 280 大齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 HBS 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 69888KW小齒輪轉(zhuǎn)速為 480rmin傳動比為 3 低速級齒輪輸入功率為 644KW 小齒輪轉(zhuǎn)速為 192rmin 傳動比為 22 工作壽命15 年每年工作 300 天兩班制 齒輪的設(shè)計 １確定齒數(shù) 小齒輪齒數(shù) 20 大齒輪齒數(shù) i 3 20 60 取 Z2 60 2 按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 d≥ 232 1 確定公式內(nèi)的計算值 1 載荷系數(shù) Kt 13 2 小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩 T 95510 95510 736110 Nmm 3 選取齒寬系數(shù) 1 4 得材料的彈性影響系數(shù)彈性系數(shù) Z 1898 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 600 MPa 大齒輪的接觸疲勞極限 550 MPa 6 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60jLh 604801 2830015 2073109 N2 207310 25 809410 7 得接觸疲勞壽命系數(shù) 090 095 8 按失效概率為 1 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù) S 10 則兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為 []1 550MPa []2 5425 MPa 2 計算 1 試計算小齒輪分度圓直徑 []以較小值 [] 5225 MPa 代入 d≥ 232 232 6044 mm 2 計算圓周速度 v V Лd1n1 601000 3146044480 601000 152ms 3 齒寬 b d 1 6044 6044 mm 4 齒寬與齒高之比 bh 模數(shù) m d Z 604424 252 齒高 h 225 m 225252 567 bh 6044567 1067 5 載荷系數(shù) 根據(jù) v 152 ms 8 級精度 得動載系數(shù) Kv 112 直齒輪假設(shè) Ka Ftb 100 Nmm 得 Kha Kfa 12 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 112018 1062 202310b 112018 10612 12023106044 1514 由 bh 1067 KHβ 1514 得 KFβ 135 故載荷系數(shù) K KaKvKhaKHβ 1112121514 2034 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所的分度圓直徑 d d 6044 6699 計算模數(shù) m d1 Z 669924 279 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 m≥ 1 確定公式內(nèi)各值 1 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 380MPa 2 有彎曲疲勞壽命系數(shù) 085 088 3 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 彎曲疲勞安全系數(shù) S 14 []1 30357 MPa []2 KFN2 23886 MPa 4 計算載荷系數(shù) K K KaKvKFakFβ 111212135 1814 5 查取齒形系數(shù) 得 286 2226 6 查取應(yīng)力校正系數(shù) 得 158 1764 7 計算大 小齒輪的并加以比較 28615830357 00148 2226176423886 001644 大齒輪的數(shù)據(jù)大 2 設(shè)計計算 m≥ 196 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 6699 mm 算出小齒輪的齒數(shù) Z1 d122 669922 3045≈ 30 Z2 u Z1 2230 66 4 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d mz 22 30 66mm d mz 2266 1452mm 齒頂高 h hm 1 22 22 mm 齒根高 h h＋ c m 1＋ 025 22 275 mm 全齒高 h h＋ h 22＋ 275 495 mm 齒頂圓直徑 d d＋ 2 h 66＋ 2 22 704 mm d d＋ 2 h 1452＋ 2 22 1496 mm 齒根圓直徑 d d－ 2 h 66－ 2 275 605 mm d d－ 2 h 1452－ 22 275 13915mm 中心距 a d d 2 1056 mm 齒寬 b