【正文】 0 和帶的傳動比 I帶 =2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為： I? =I齒 帶i? =（ 8~60） ?（ 2~4） =16~240 工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 nw = D v?100060? = m in/ r?? ?? 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 5 / 43 nd =I? wn? =（ 16~240） ? min/r =（ ~） min/r 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 和3000r/min 四種。 4. 裝置運動動力參數(shù)計算 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 I? = ??wdnn 2）分配到各級傳動比 因為 I ? = 齒帶 i?i 已知帶傳動比的合理范圍為 2~4。故有： Pca =KA ? P ??? 選擇 V 帶帶型 據(jù) Pca 和 n 查圖 811 選用 A 帶。 8 / 43 （ 2）驗算帶速 v，有： 100060 01 ? ???? ??? ndv d? = sm 因為 ~30m/s 之間，故帶速合適。 計算單根 V 帶的初拉力最小值（ F0 ） min 由表 83 得 A 型帶的單位長質(zhì)量 q= mkg 。 （ 2）大帶輪設(shè)計 大帶輪軸孔由 I 軸最小直徑確定，取值由下面 I 軸設(shè)計計算可得 30mm。 高速級齒輪設(shè)計 ，精度等級，材料及齒 數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜 齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用 7 級精度；（ GB10095— 88） 3）材料的選擇。 11 / 43 按公式： 23 11 )][(HHdtt ZuuTKd ?? ????? （ 1）確定公式中各數(shù)值 1）試 Kt = 2）由表 107 選取齒寬系數(shù) d? =1； 由圖 1030 選取區(qū)域系數(shù) ZH= 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T1 = Nm? 4）由查 106 的材料的彈性影響系數(shù) ZE = 5）由圖 1021d 按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限1limH? =600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 2limH? =550MP。 7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 100060 11 ? ????? ndv t? = 3）計算齒寬 b b= td d1?? =1? = 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) mmzdm tt c os os11 ????? β 齒高 mmmh t 4 . 4 61 . 5 ???? 5) 計算齒寬與齒高之比 hb ??hb 6)計算縱向重合度 ?? ?? = dZ1tanβ =? 1? 24? tan14176。 已知使用系數(shù) KA =1， 根 據(jù) v=, 7 級精度。 （ 2）設(shè)計計算 m 323 01 14c . ??? ???????= 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m = mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 因β值變化不大，故參數(shù) ?? ， ?K ， HZ 等不必修正。由表 101 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪的材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，兩者硬度差為 40HBS； 17 / 43 4）選小齒輪齒數(shù)為 Z1 =24，大齒輪齒數(shù) Z2 可由 Z2 =23i 1Z? 得 Z2 = ??Z ； 取 Z2 =77 按公式： d t1 ? 23 1 )][(1HHdt ZuuTK ?? ???? （ 1）確定公式中各數(shù)值 1）試選 Kt =。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1 11 ????? n PTN 6）由 1N =60 1n j hL =60? ? 1? 12? 8? 300= 810? 。 7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 v 100060 11?? ndt? 100060 . ? ??? = 3）計算齒寬 b b= td d1?? =1? = mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) mmzdm tt ??? 齒高 h= =? = mm 5) 計算齒寬與齒高之比 hb hb ? = 6）計算載荷系數(shù) K。由圖 108 得Kv =， K ?H =。 K=KA KV K?F K?F = ??? = 2）查取齒形系數(shù) 由表 105 查得 Y 1Fa =， Y 2Fa = 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 105 查得 Y 1Sa =， Y 2Sa = 4）由圖 1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 1FE? =500 MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE? =380 MPa 5）由圖 1018 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K 1FN =， K 2FN = 6）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，則有： 20 / 43 [ F? ]1SK FEFN 11?? ??= [ F? ]2SK FEFN 22?? ??= 7）計算大、小齒輪的][ FSaFaYY? ，并加以比較 ?111 ][FSaFaYY? ?? ?222 ][FSaFaYY? ?? 經(jīng)比較大 齒輪的數(shù)值大。 于是有： Z1 = ?md1 ? 取 Z1 =30，則 Z ??? 1232 Zi ? 30= 取 2Z =96； 新的傳動比 12i ??3096 （ 1） 計算分度圓直徑 1d =mZ1 =3? 30=90 mm 2d =mZ2 =3? 96=288 mm （ 2）計算中心距 21 / 43 a ???2 )( 21 mZZ ???2 3)9603(189 mm （ 3）計算齒輪寬度 b ??? 11dd? 90=90 mm B1 =95 mm， B2 =90 mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表 62(單位 mm) 名稱 符號 計算公式及說明 模數(shù) m 3 壓力角 ? o20?? 齒頂高 ah ah = ?ah ??m 5 齒根高 fh fh =( ?ah + ?c )m= 全齒高 h h =(2 ?ah + ?c )m= 分度圓直徑 1d 1d =m Z1 =100 2d 2d =m ?2z 325 齒頂圓直徑 1ad 1ad =（ ?? ahz 21 ） m=110 2ad 2ad =（ ?? ahz 22 ） m=335 齒根圓直徑 1fd =( ?? ?? chz a 221 )m = 2fd =( ?? ?? chz a 222 )m = 基圓直徑 1bd 1d ?? 22 / 43 2bd 2d ?? 表 62 I 軸的設(shè)計計算 ，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得 P1 =， n1 =576r/min， T 1 = 410? N mm? 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d1 =66mm 而 Ft112dT? 66955002?? =2894N Fr =F ??tant 2894 ?? 20tan =1053N 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖 71 23 / 43 圖 71 （ 2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） III 段是與帶輪連接的其 d III? =30mm， L III? =76mm。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與 III 段左端的距離為 38mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù) d IIIII? =36mm ，由軸 承目 錄里 初選 6208 號其尺 寸為d BD?? =40mm? 80mm? 18mm 故 d IVIII? =40mm。 4）齒輪右邊Ⅶ Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用 6208 軸承，則此處 d ⅧⅦ ? =40mm。 ⅥⅤ ?d =58mm， L ⅥⅤ ? =10mm （ 3）軸上零件的周向定位 24 / 43 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。同時為了保證帶輪與軸之間 配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為67nH，同樣齒輪與軸的連接用平鍵 14 529?? ，齒輪與軸之間的配合為67nH軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖 和扭矩圖 72 25 / 43