=5×0.9925=5.45875（KW） Ⅱ轴：PⅡ? PⅠ??12 ?12 Ⅰ轴输入功率： PⅠ=5.45875（KW） Ⅱ轴输入功率： ? Pd??01??12 ??1?2?0.9875?0.975?0.9628 PⅡ =5.256（KW） 卷筒轴：PⅢ?P?23= Ⅱ =5.25 =5. 15（KW） （2）计算各轴的输入转矩： 电动机输出电动机轴输入转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×5.5/960 =54.714 N·m Ⅰ轴：Ti0 ·?01 Ⅰ= Td·=54.3 N·mPⅡ =5.256（KW） 卷筒轴入功率 PⅢ=5. 15（KW） Ⅰ轴输入转矩： Td 0?01 Ⅱ轴: PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3 =120.33×4.44×0.98×0.99=518.34 N·m 卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η0·η1 =54.30 =253.472N·m (3)计算各轴的输出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： TⅠ=54.3 N·mⅡ轴输入转矩： TⅡ=518.34 N·m ?4.848 ?0.9628 卷筒轴输入轴转矩： T Ⅲ=253.472N·m Ⅰ轴输出功率： '=5.39 KW PⅠ 故：PⅠ?PⅠ??轴承 =5.46×0.9925 'Ⅱ轴输出功率： P'Ⅱ=4.02 KW 6 / 33
=5.39 KWP'Ⅱ P'Ⅱ= PⅡ×η轴承 Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩 ' =53.62 N·m TⅠ=4.23×0.98 =4.02 KW (4)计算各轴的输出转矩： 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则： ' TⅠ? TⅠ??轴承=54.3×0.9925 =53.62 N·m T'Ⅱ? TⅡ??轴承 =253.47×0.963 =250.30 N·m 综合以上数据，得表如下 ： 轴名 效率 P（KW） 输入 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 卷筒轴 2.5、齿轮传动的设计： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 5.46 5.26 5.15 输出 5.5 5.39 5.19 5.09 253.47 248.43 转矩T （N·m） 转速n 传动效率 r/min 比 i η 输入 54.3 输出 54.7 53.6 250 245 960 960 4.84198.02 5 1 198.02 0.963 1 0.993 T'Ⅱ=250.30 N·m 0.993 按图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度 7 / 33
不高，故选7级精度（GB10095-88） 齿轮齿面硬度及接触疲劳小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40号钢调质，其硬度强度引至机械设计书P109为HBS1=241~286,取280HBS，大齿应比小齿轮硬度低，选用40号钢调质，齿面硬表8-7 度为240HBS。 (2)、齿数选择 因为，闭式软齿面齿轮传动，z1=20~40，取24 大齿轮齿数z2=i·z1=116.352取116 载荷系数引至机械设计教材表6-6,P77 2u?4.833?4.848z2?0.303%满足要求 =117/24=4.833,与原要求仅差4.848z1（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1≥ 32kT1u?1?ZEZH??? Ψdu?［ζH］?齿面接触疲劳强度计算公式引至机械设计教材P113~114 确定各参数值 1 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2 ○2 小齿轮名义转矩 ○T1=9.55×10×P/n1=9.55×10×5.39/960 =5.36×10 N·mm ○3 材料弹性影响系数 由课本表6-7 ZE=189.8MPa 4 区域系数 Z=2.5 ○H4665确定许用接触应力[ζH]?○kHNζHlim=550Mpa SH6寿命系数KHN=6○N0 N NO=30(HBS2)2.4=30(240)2.4=1.55?107 7齿宽系数选择 ○ 8 / 33
展开式单击 齿轮传动，所以齿轮相对值承只能对称布置，0.9~0.14选取 Ψd 为1.0 8 许用应力 查课本图6-21（a） ○ ［ζHlim1］?550MPa 按齿面接触疲劳强度计算得 d1=46.068 mm 模数m=1.92 2［ζHlim2］?560MPa 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 ζHlim1 则 ［ζH］??550MPa 1SHζHlim2 ［ζH］??560MPa 2SH 取两式计算中的较小值，即［ζH］=550Mpa 2kT1u?1?ZEZHZε???于是 d1≥ 3 ??Ψdu?［ζH］?42?1.2?5.362?104.83?1?189.8?2.5? =3?? 14.83?550?2 齿形系数由机械设计教材书P111，表8-8查得 =46.068 mm 4、模数计算 m=d1/Z1≥46.068/24=1.92 （3）按齿面接触疲劳强度计算 2KT1YFa1由机械设计教材书P111，表8-8查得齿形系数 m≥3○2?dZ1［ζF］YFa1=2.67, YFa2=2.17 2弯曲疲劳极限应力 ○ ?Flim1?218+278?218(280?200)?249.37MPa 353?200185?155(240?120)?195.00MPa 210?120 ?Flim2?115+ 9 / 33
查表8-6 ，取SF=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数 按齿面接触疲劳强度计算得m=1.4785 KFN64?1087,因为N=2.86×10>1.55×10,故KFN=1。 ?9NζFlim1249.37 则 ［ζF］???191.823MPa 1SF1.3ζFlim2195 ［ζF］???150.00MPa 2SF1.3YFS3计算大小齿轮的并进行比较 ○ζFYFS12.67??0.0139193 ［ζF］191.821YFS23.95??0.014467 ［ζF］1762由于 YFS2较大，故用此代入 ［ζF］22KT1YFa32?1.2?5.3619?104=m≥3?0.014467=1.4785 221.0?24?dZ1［ζF］(4)由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲其弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即 模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.322并取标准模数1.5。按接触强度求d1。 （5）由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 1圆周速度v ○v??d1tn160?1000???43.547?96060?1000?2.19m/s 由机械设计基础教程P194，表10-8，v=2.19m/s,7精度得Kv=1.08 直齿轮，Kha=Kfa=1 表10-2，使用系数KA=1 由表10-4，用差值法查得7精度，小齿轮响度支撑对称分布式，KHb=1.310 10 / 33