（10）计算轴上压力 ①确定单根V带的出拉力的最小值(F0)min 计算与说明 主要结果 6
查参考文献[2]表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m,所以有：(F0)min=148.626N (F0)min=500(2.5?k?)pca/k?zv?qv2?148.626N 应使实际初拉力F0?(F0)min ②计算轴上压力 压轴力最小值：(Fp)min?2z(F0)sin（11）计算结果 查参考文献[3]，选用2根A?1600GB/T11544?1997V带 ?12?590.615N (Fp)min?590.615N 2 齿轮传动的设计计算（内传动） （1）选择齿轮类型，材料及精度等级 ①根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮 ②根据参考文献[3]表6-19因为载荷小，且要求v圆周速度?5m?s?1，所以可以选用8级精度。 ③查参考文献[1]表10-1选小齿轮材料为40C（调质），齿面硬度为241~ 286HBS，取270HBS。 大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 ~ 255HBS，取230HBS。根据参考文献[2]P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30 ~ 50HBS，（此处相40HBS）。 ④齿面粗糙度 查参考文献[4]表5-6，得Ra?3.2?6.3?m ⑤确定齿数 取小齿轮齿数为z1=25，传动比为i齿?4， 则大齿轮齿数为z2=i齿?z1?4?25?100 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式参考文献[2]进行试算， Ra?3.2?6.3?m z1=25 z2=100 Kt=1.2 即 d1t?2.323RT1(u?1)zE2?du??H?2 [1]确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数Kt=1.2 ②计算小齿轮传递转矩 T1?95.5?10Pmm?3.0?10Nmm t/n1?95.5?10?1.9968/635.56N?③查参考文献[2]表10-7选取齿宽系数?d=1 ④查参考文献[2]表10-6的材料弹性影响系数ZE=189.8MPa 计算与说明
12554T1?3.0?104Nmm?d=1 主要结果 7
ZE=189.8MPa 12⑤查参考文献[2]图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ?Hlim1?570MPa 同理，小齿轮接触疲劳强度极限?Hlim2⑥查参考文献[2]计算应力循环次数 小齿轮：N1?60n1jLh?60?635.56?1?(3?8?365?10)?3.341?109 大齿轮：N2=N1/i齿=3.341/4=0.835?109 ⑦查参考文献[2]图10-19，选取接触疲劳系数 ?530MPa ?Hlim1?570MPa ?Hlim2?530MPa N1=3.3413109 N2=0.8353109 kHN1?0.95 kHN2?1.15 kHN1?0.95;kHN2?1.15 ⑧计算接触疲劳许用应力 齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数S=1，失效概率安全系数S=1 失效概率为1% 为1%。 查参考文献[2]得 [?H1]?541.5MPa[?H1]?KH1?Flim1/S?0.95?570/1?541.5MPa[?H2]?KH1?Flim2/S?1.15?530/1?609.5MPa [?H2]?609.5MPa [2]计算 ①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]中较小的值[?H1] 即 d1t?2.3233RT1(u?1)zE2?du??H?2 ?2.321.2?3?104?(4?1)?(u?1)189.82mm?40.468mm 21?4?541.5d1t?40.468mm 注：齿数比u与传动比i相等 ②计算圆周速度v v??d1tn1/60?1000?1.346m/s?5m/s， 满足第（1）②中v圆周速度?5m?s?1 的要求。 ③计算齿宽b v?1.346m/s b?40.468mm b??d?dt1?1?40.468mm?40.468mm ④计算齿宽与齿高之比b/h 模数mt=d1t/z?40.468/25?1.619mm 齿顶高ha=mt=1.619mm 齿根高hf=1.25mt=1.2531.619=2.024mm 齿全高h=ha+hf=2.25mt=3.643mm 齿宽与齿高之比b/h=40.468/3.643=11.108
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⑤计算载荷系数 根据v?1.346m/s，8级精度，查参考文献[2]图10-8得动载系数Kv=1.09; 查参考文献[2]表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数KH??KF??1 查参考文献[2]表10-2得使用系数KA?1； 接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH??1.343; 查参考文献[2]图10-13，根据b/h=11.108，KH??1.343得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF??1.295 载荷系数K=KAKvKH?KH??131.093131.343=1.464 ⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献[2]得 331.464K?40.468??43.241mm Kt1.2tb/h=11.108 Kv=1.09 KH??KF??1 查参考文献[2]表10-4，用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，KA?1 KH??1.343 KF??1.295 K=1.464 d1?d1td1?43.241mm ⑦计算模数 m?d1/z1?43.241/25mm?1.73mm (3)按齿根弯曲强度设计 查参考文献[2]得弯曲强度的设计公式为： 3m?2KTY1FaYSa?dz12??F? ①确定公式内的各计算值 查参考文献[2]图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限?FE1?480MPa； 大齿轮弯曲疲劳强度极限?FE2?360MPa。 查参考文献[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.9;KFN2?0.95 计算弯曲疲劳许用应力 按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.3 查参考文献[2]得： ?FE1?480MPa ?FE2?360MPa KFN1?0.9 KFN2?0.95 S=1.3 ??F?1?KFN2?FE2/S?0.95?360/1.3MPa?263.077MPa 计算载荷系数K K=KAKvKF?KF??131.093131.295=1.412 查参考文献[2]表10-5,取齿型系数YFa1?2.62;YFa2?2.18;应力校正系数YSa1?1.59,YSa1?1.79. ??F?1?MPa 263.077K=1.412 9
计算与说明 计算大，小齿轮的YFaYSa/??F?并加以比较 主要结果 YFa1YSa1/??F?1=2.6231.59/332.308=0.01254; YFa2YSa2/??F?2=2.1831.79/263.077=0.01483. 大齿轮数值大，取大值。 ②设计计算 332KTY2?1.412?3?1041FaYSa?0.24569=1.262mm =2?dz12??F?1?25m?m?1.262mm m=1.5mm ③分析 对比计算结果，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是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于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1.262并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=43.241mm,算出小齿轮的齿数： z1?d1/m?43.241/1.5?28.83?29;小齿轮的齿数：z2?4?29?116。 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 （4）几何尺寸计算 ①计算分度圆直径：d1=z1m=2931.5=43.5mm;d2=z2m=11631.5=174mm. ②计算中心距：a=d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm. ③计算齿轮宽度： b=?d1d1=1343.5=43.5mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽z1?29 z2?116 d1=43.5mm d2=174mm. a=108.75mm. B1=48.5mm Ⅰ输入轴（高速轴Ⅰ）的设计计算 齿轮机构参数如表4
度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(5~10)mm,所以此处B2= 43.5mm; B= 43.5mm 2B1=48.5mm。 四 轴的设计计算 10