【正文】 校核 σ F3≤ [σ F]1=滿足 齒輪 4彎曲疲勞強度校核 σ F4≤ [σ F]2=滿足 強度校核相關系數(shù) 齒形做特殊處理 Zps=特殊處理 齒面經表面硬化 Zas=不硬化 齒形 Zp=一般 潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點饋 Us=不允許 小齒輪齒面粗糙度 Z3R=Rz＞ 6μ m(Ra≤ 1μ m) 載荷類型 Wtype=靜強度 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤ 16μ m (Ra≤ m) 刀具基本輪廓尺寸 27 圓周力 Ft=(N) 齒輪線速度 V=(m/s) 使用系數(shù) Ka= 動載系數(shù) Kv= 齒向載荷分布系數(shù) KHβ = 綜合變形對載荷分布的影響 Kβ s= 安裝精度對載荷分布的影響 Kβ m= 齒間載荷分布系數(shù) KHα = 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh= 材料的彈性系數(shù) ZE= 接觸強度重合度系數(shù) Zε = 接觸強度螺旋角系 數(shù) Zβ = 重合、螺旋角系數(shù) Zεβ = 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn= 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr= 工作硬化系數(shù) Zw= 接觸強度尺寸系數(shù) Zx= 齒向載荷分布系數(shù) KFβ = 齒間載荷分布系數(shù) KFα = 抗彎強度重合度系數(shù) Yε = 抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ = 抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ = 壽命系數(shù) Yn= 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr= 齒根表面狀況系數(shù) Yrr= 尺寸系數(shù) Yx= 齒 輪 3復合齒形系數(shù) Yfs1= 齒輪 3應力校正系數(shù) Ysa1= 齒輪 4復合齒形系數(shù) Yfs2= 齒輪 4應力校正系數(shù) Ysa2= 軸部分 結構 設計 及校核 先 以 卷 筒軸的設計 為例 。 m) 原動機載荷特性 SF=輕微振動 工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn) 預定壽命 H=10000(小時 ) 24 材料及熱處理 （高速齒輪） 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質量級別 Q=ML 齒輪 1材料及熱處理 Met1=45表面淬火 齒輪 1硬度取值范圍 HBSP1=45～ 50 齒輪 1硬度 HBS1=48 齒輪 1材料類別 MetN1=0 齒輪 1極限應力類別 MetType1=11 齒輪 2材料及熱處理 Met2=45表面淬火 齒輪 2硬度取值范圍 HBSP2=45～ 50 齒輪 2硬度 HBS2=48 齒輪 2材料類別 MetN2=0 齒輪 2極限應力類別 MetType2=11 強度校核數(shù)據(jù) （高速軸校核） 齒輪 1接觸強度極限應力 σ Hlim1=(MPa) 齒輪 1抗彎疲勞基本值 σ FE1=(MPa) 齒 輪 1接觸疲勞強度許用值 [σ H]1=(MPa) 齒輪 1彎曲疲勞強度許用值 [σ F]1=(MPa) 齒輪 2接觸強度極限應力 σ Hlim2=(MPa) 齒輪 2抗彎疲勞基本值 σ FE2=(MPa) 齒輪 2接觸疲勞強度許用值 [σ H]2=(MPa) 齒輪 2彎曲疲勞強度許用值 [σ F]2=(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin= 接觸強度計算應力 σ H= (MPa) 接觸疲勞強度校核 σ H≤ [σ H]=滿足 齒輪 1彎曲疲勞強度計算應力 σ F1= ) 齒輪 2彎曲疲勞強度計算應力 σ F2= (MPa) 齒輪 1彎曲疲勞強度校核 σ F1≤ [σ F]1=滿足 齒輪 2彎曲疲勞強度校核 σ F2≤ [σ F]2=滿足 強度校核相關系數(shù) 齒形做特殊處理 Zps=特殊處理 齒面經表面硬化 Zas=不硬化 齒形 Zp=一般 潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點饋 Us=不允許 小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz＞ 6μ m(Ra≤ 1μ m) 載荷類型 Wtype=靜強度 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤ 16μ m (Ra≤ m) 25 圓周力 Ft=(N) 齒輪線速度 V=(m/s) 使用系數(shù) Ka= 動載系數(shù) Kv= 齒向載荷分布系數(shù) KHβ = 綜合變形對載荷分布的影響 Kβ s= 安裝精度對載荷分布的影響 Kβ m= 齒間載荷分布系數(shù) KHα = 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh= 材料的彈性系數(shù) ZE= 接觸強度重合度系數(shù) Zε = 接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ = 重合、螺旋角系數(shù) Zεβ = 接觸 疲勞壽命系數(shù) Zn= 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr= 工作硬化系數(shù) Zw= 齒間載荷分布系數(shù) KFα = 抗彎強度重合度系數(shù) Yε = 抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ = 抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ = 壽命系數(shù) Yn= 齒 接觸強度尺寸系數(shù) Zx= 齒向載荷分布系數(shù) KFβ = Ydr= 齒根表面狀況系數(shù) Yrr= 尺寸系數(shù) Yx= 齒輪 1復合齒形系數(shù) Yfs1= 齒輪 1應力校正系數(shù) Ysa1= 齒輪 2復合齒形系數(shù) Yfs2= 齒輪 2應力校正系數(shù) Ysa2= 低速軸齒輪設計 傳遞功率 P= 齒輪 3轉速 n3=147r/min 齒輪 4轉速 n4=60r/min 由 T=9549P/n式中： P為齒輪傳遞的功率（ kW）； T為傳遞的轉矩（ N 設計沖壓頭對電池的沖壓力為 300N，沖壓速度為 70mm/s V帶傳送的效率 ? 1= 滾動軸承的效率 ? 2=（ 4對） 聯(lián)軸器的效率 ? 3= 齒輪傳動的效率為 總效率 ?=? 1? 24? 3= 電動機所需的功率為?wd PP?=25w 則選擇 Y801M4即可，同步轉速 1440r/min， 額定功率為 ，滿載轉速 1390r/min 減速器齒輪動力參數(shù) 確定 傳遞功率 P=(kW) 減速器的 輸入 轉速 360(r/min) 輸出 轉速 60(r/min) 總 傳動比 i=6 則 i1=i2= 高速齒輪設計 由 T=9549P/n式中： P為齒輪傳遞的功率（ kW）； T為傳遞的轉矩（ N經實際考察，卷筒所需轉速 n=，因此我們需要即改變傳動方向，又改變傳動轉速的裝置。 經過設計計算，我選取由 帶傳動及二級減速器共同完成這傳動比 i=24的減速部分，首先由電動機連接小帶輪，大帶輪連接二級減速器，二級減速器連接槽輪機構的主動輪，達到減速效果，并設計帶傳動的傳動比 i=4，二級減速器的傳動比 i=6，故 i總 =24，可達到預期效果。= (度 ) 運動參數(shù)的確定 沖壓及切削機構 運動 參數(shù) 的 確定 根據(jù)已知數(shù)據(jù) ，處理電池的速度為 /s，也就是兩秒鐘處理一枚電池。 齒輪 1 分度圓直徑 d1=50 (mm) 齒輪 1 齒頂圓直徑 da1= (mm) 齒輪 1 齒根圓直徑 df1= (mm) 齒輪 1 基圓直徑 db1= (mm) 齒輪 1 齒頂高 ha1= (mm) 齒輪 1 齒根高 hf1= (mm) 齒輪 1 全齒高 h1= (mm) 齒輪 1 齒頂壓力角 α at1= (度 ) 齒輪 2 分度圓直徑 d2= (mm) 齒輪 2 齒頂圓直徑 da2= (mm) 齒輪 2 齒根圓直徑 df2=116 (mm) 齒輪 2 基圓直徑 db2= (mm) 齒輪 2 齒頂高 ha2= (mm) 齒輪 2 齒根高 hf2=3 (mm) 齒輪 2 全齒高 h2=(mm) 22 齒輪 2 齒頂壓力角 α at2=(度 ) 同理可得到齒輪 3 齒輪 4 的齒頂圓、齒根圓、 分度圓、基圓直徑，及齒頂高、齒根高齒全高。 n 安 — 安全圈數(shù)， ； n 固 — 鋼絲繩固定所需要的圈數(shù)， 3 則 n 總 =11 6/(π )++3≈ 22 圈 取節(jié)距 t=29mm 則 L0=22 29=38mm 取 L1=43 mm， L2=100 mm， L 光 =64 mm 則 L=2 L0+ L1+ L2+ L 光 =143mm 卷筒壁厚的確定 δ≈ +10= 126+10=8mm，取δ =10 mm 如圖所示 圖 10 滾筒軸的設計尺寸 20 二級減速器齒輪部分尺寸的確定 布置與結構 結構形式 ConS=閉式 齒輪 1 布置形式 ConS1=對稱布置 齒輪 2 布置形式 ConS2=對稱布置 齒輪 3 布置形式 ConS3=對稱布置 齒輪 4 布置 形式 ConS4=對稱布置 減速器的 總傳動比 i=6， 則 設計分配到兩組齒輪 i1=i2=。 z=1 單根 V 帶的預緊力 2mvzvd)(500 ??? PKF O ? 作用在軸上的力 2zsin20r ?FF ? 確定參數(shù) V 帶每米的長質量 m=計算結果 OF = rF = 則實際傳動比為 i= 則輸出速度為 n=。 故在傳送帶上安裝的每個電池槽的距離應為卷筒的直徑長度，即 s=80Π mm。而卷筒直徑 r=40mm. 規(guī)定每天處理電池的量 =500kg，根據(jù) 7 號電池的平均重量，可得出處理一枚電池需要2秒鐘時間。 18