一级圆柱齿轮传动设计F=5.3KN(2)

3、 4、 (1) (2) 5、 6、 取带的滑动率 ??0.04 则从动带轮直径 dd2?i1dd1(1??)?3?140?(1?0.04)?403.20mm 根据表19-11选取从动带轮基准直径标准值dd2?425mm 普通V带传动的实际传动比i1?dd2dd1?425140?3.0357 dd2?403.20mm i1?3.0357 ?dd1n1??140?730 验算带速v??m/s?5.348m/s 60?100060?1000 v在5~25m/s范围内。 符合要求 确定带的长度Ld和中心距a 初定中心距ao 按照 0.7（ dd1+ dd2）120° 符合要求 确定普通V带的根数z 查表19-5得普通V带的额定功率P0和i≠1时的额定功率增量ΔP0； P0=1.41KW ΔP0=0.09KW 查表19-2的普通V带长度系数 KL=0.85 查表19-12的小带轮包角修正系数 Kα=0.95 z=Pc／[ (P0＋ΔP0)KaKL ]=13.2÷ [ ﹙1.41＋0.09﹚30.953 0.85]=10.898 故V带根数 z=11 z=11 计算带传动作用在轴上的力FQ 五、 1、 （1） （2） （3） ? 计算单根普通V带的张紧力F0 查表19-1得普通A型V带每米长度质量 q= 0.10kg/m C0 1000P2.51000?11.32.522F?(?1)?qv??(-1) +0.10?5.348?159. 2zvKα2?11?5.3480.95 50N 计算带传动作用在轴上的力FQ F?2zF0sinQα2?2?11?159.50?sin159.432?3439N FQ?3439带轮结构设计 N 查表19-14可知，主动带轮为实心式带轮，孔径为dd=42mm(与电动 机伸出端配合)；键槽为A型，b3h3t1=12mm38mm33.3mm;轮槽角 ?=34°从动带轮为六孔板式带轮，辐板宽度S=18mm,孔径由高速轴设 计时确定（dk=35mm）;键槽为A型，b3h3t1=10mm38mm33.3mm； 轮槽角?=38°。两带轮的基准宽bd=14.0mm，基准线上槽深 hamin=3.5mm，基准线下槽深 hfmin=14.0mm，槽间距e=(19±0.4)mm,槽边距fmin=11.5mm，最小轮缘厚 ?min=7.5mm。 带轮宽度B?2f?(z?1)e?2?11.5?(11?1)?19?627mm B=627mm 带轮材料选用HT250 齿轮传动设计 高速齿轮设计 重新计算减速器的动力学和运动学参数 由于带传动的实际传动比与事先分配的传动比有所变化，故减速器各 轴的转速和所受扭矩也变化，必须重新计算这些参数。 n1?nei1?nedd1dd2?730?240.92r/min 425140n1?240.92r/min p1?10.56kwp1?10.56kw ?9550?10.56243.333?414.444KN/mm?4144444N/mmT1?9550P1n1 选择齿轮材料及热处理 小齿轮选用45钢，调制处理，硬度为229~286HBS。 大齿轮选用45钢，调制处理，硬度为 197~255HBS。 确定齿轮材料的许用接触应力 由图18-4可知 T1=4144444N/mm 小齿轮选用45钢，调制处理，硬度为255HBS。大 ? ? ④ ⑤ （4） ? ? ? ④ ⑤ ⑥ ⑦ ⑧ ?Hlim1?620MPa ?Hlim2?540MPa 齿轮接触疲劳强度最小安全系数由表19-15可知 SHmin?1.1 齿轮接触疲劳强度寿命系数 应力循环次数N1?60ant?60?1?240.92?12?300?15?7.8?108MP N2?N1?i2?7.8?108?4.05?1.93?108 由图18-5可知 ZN?1 ZN?1 12齿轮选用45钢，调制处理，硬度为 225HBS。 N1?7.8?108 N2?1.93?108 由图18-6的工作硬化，Zw=1 (齿轮工作面为软齿面) 齿轮材料许用接触应力 ???H1?563.64Mpa ???H1? ?Hlim1SHminZwZN1?6201.1?1?1?563.64Mpa 540?1?1?490.91MpaSHmin1.1 按齿轮接触强度设计齿轮传动 作用在高速轴上的扭矩 T1=414444N/mm 载荷系数K由表18-18可得 K=1.3 ???H2??Hlim2ZwZN2????H2?490.91 ?a?0.4 由表18-22齿宽系数?a?0.4（减速箱） 齿轮材料弹性系数，由表18-19可知 ZE?189.8MPa 节点区域系数ZH?2.45(斜齿圆柱齿轮) 初选齿数和齿数比 z1=31 z2=i2 Z1=4.05?31=125.55 取z2=126 齿数比 u?z2z1?12631?4.0645 z1=31 z2=126 u?4.0645 ??8°6′选齿轮分度圆柱螺旋角??8°6′34″ 接触疲劳强度重合度系数 计算当量齿数 ZV1?Z1cos?3?31/cos8?6?34???31.95 334″ ⑨ ⑩ (5) ? ? (6) ? 3ZV2??126/cos8?6?34???129.89 3cos? ?t1?0.81?t2?0.93端面重合度由图18-10可得： ?t??t1??t2?0.81?0.93?1.74 ?0.4 齿宽系数 ?d?a(u?1)??(4.0645?1)?1.0129 22 轴面重合度???0.318?dz1tan??0.318?1.0129?31?tan8?6?34?? ?1.42 ?t?1.74,???1查图18-11得接触疲劳强度重合度系数Z??0.843（按） 接触疲劳强度螺旋角系数 Z??0.99查图18-13得齿面接触疲劳分度圆螺旋角系数 按齿面接触疲劳强度设计 ZZZZZ2d1?3(EH????H?)22KT1?d?u?1u ）?2d1?82.13m（ =3189.8?2.45?0.843?0.994902?1.3?4144441.0129?4.0645?14.0645 =82.13mm 确定传动的主要参数 确定模数 mn?d1cos?z1?82.13?cos8?6?34?31?2.628mm取mn?3mm 确定中心距 a?mn2cos?(z1?z2)?3??31?126?2?cos8?6?34??237mm 其他主要参数 d1?mnz1cos??3?31cos8?6?34??93.740mm（大于不发生齿面疲劳点蚀的最小值，安全）m mn=3mm a=237mm d1=93.740mb??aa?0.4?237?94.8mmb2?b?94.8mm m b2?94.8mm b1?100.8mm b1?b?6?94.8?6?100.8mm校核齿根弯曲疲劳强度 ? ? ④ ⑤ ⑥ ⑦ ⑧ ⑨ ⑩ (7) 实验齿轮弯曲疲劳极限应力 由图18-7可得?Flim1?460MPa ?Flim2?420MPa 齿根弯曲疲劳强度最小安全系数 由表19-15可得SFmin?1.25 齿根弯曲疲劳强度寿命系数 应力循环次数N1=7.8 3108 N2=1.933108 由图18-9可得 YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳强度尺寸系数由图18-9可得 YX=1 许用弯曲疲劳应力 ???F1=368Mpa ???F1????F2??Flim1SFminYN1YX?4601.25×1?1?368MPa ×1?1?336MPa?Flim2SFmin???F2=336M pa 安全 YN2YX?4201.25齿形系数 查表18-20（用插入法）YF1=2.492 YF2=2.159 应力修正系数 查表18-21（用插入法） YS1=1.627 YS2=1.809 齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查图18-12可得 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数查图18-14可得 校核齿根弯曲疲劳强度 ?F1?2KT1YF1YS1Y?Y?bd1mn?2?1.3?414444?2.492?1.627?0.66?0.94594.8?93.740?3MPaY??0.66 Y??0.945 =102.2MPa

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