【正文】 選帶型號(hào) 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 Z 型 V帶的型號(hào)為 Z型， 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 頂寬 b =10 mm 節(jié)寬 bp = mm 高度 h =6 mm b =10 mm bp = mm h =6 mm 小帶輪直徑 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 D1 =90mm 大帶輪直徑 大帶輪轉(zhuǎn)速 D2 = D1 179。 i 帶 n2 =(1 ε )D1n1/D2 =()179。 1420179。 90/252 D2 =252 mm n2=in (設(shè) ε =1%) 計(jì)算帶長(zhǎng) 求 Dm Dm =(D1 + D2)/2 =(90+252)/2 Dm =171 mm 求△ △ =(D2 D1)/2 =(25290)/2 △ =81 mm 初取中心距 (D1 + D2)*2 a (D1 + D2)*+h (由參考文獻(xiàn)【 1】表 h= 8mm) (式 ) 取 a=600 mm 帶長(zhǎng) L=∏179。 Dm +2α +△ 2/a =∏179。 171+2179。 600+812/600 (式 ) 基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由 參考文獻(xiàn)【 1】 圖 Ld=1800 mm 求中心距和包角 中心距 a=(L∏ Dm)/4+[(L∏ Dm)28△2]=(1800∏ 179。 171)/4 +[(1800∏ 179。 171)28179。 812](式 ) a=626mm 小輪包角 α 1 =180176。 60176。 179。 (D2D1)/a (式 ) α 1 =176。 8 =180176。 60176。 179。 (25290)/626 120176。 求帶根數(shù) 帶速 v=∏ 179。 D1 n1/(60179。 1000)= ∏ 179。 90179。 1420/60000 v=傳動(dòng)比 i=n1 /n2 =252/90 i= 帶根數(shù) 由參考文獻(xiàn)【 1】表 P0 = 由參考文獻(xiàn)【 1】表 Ka = 由參考文獻(xiàn)【 1】表 KL = 由參考文獻(xiàn)【 1】表 △ P0 = z= Pc/(P0+△ P0)KaKL =[(+)179。 179。] (式 ) 取 z=4根 求軸上載荷 張緊力 F0 =500179。 ()Pc/Kavz+qv2 =500179。 ()( 179。 179。 4)+179。 (由參考文獻(xiàn)【 1】表 q=) (式 ) F0 =70N 軸上載荷 FQ =2zF0sin(α 1/2) =2179。 4179。 70179。 sin(176。 /2) FQ = N 注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【 1】。 z 型 v 帶截面尺寸 z型 v帶 頂寬 b 節(jié)寬 bp 高度 h 截面尺寸 10 6 注：表格中數(shù)據(jù) 來(lái)源于參考文獻(xiàn)【 1】 表 。 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) V帶的型號(hào)為 z型 輪緣尺寸 ha min 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 ha min =2mm hf min 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 hf min =7 mm e 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 e =12 mm f 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 f =8 mm δ min 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 δ min = mm Ф 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 Ф =38176。 9 輪輻 尺寸 帶輪寬度 B B=(z1)e + 2f=(41)179。 12+2179。 5 B=56 mm 小 帶輪外徑DL1 DL1 =D1 +2ha =90+2179。 2 DL1 =94 mm 大帶輪外徑DL2 DL2 =D2 +2ha =252+2179。 2 DL2 =256 mm 注：表格中公式來(lái)源于參考文獻(xiàn)【 1】 表 。 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 減速器中齒輪采用 閉式軟齒面 斜齒輪傳動(dòng)。 小齒輪材料采用 45鋼 ， 調(diào)質(zhì)處理，硬度為 240HB；大齒輪材料采用 45鋼，正火處理，硬度為 200HB。 8級(jí)精度。 每日工作時(shí)數(shù) (hour)： 8 每年工作日數(shù) (day): 61 傳動(dòng)工作年限 (year)： 6 高速級(jí) 高速級(jí)傳動(dòng)比： i = u= 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)強(qiáng)度 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 初步計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 T1 TⅠ入 T1 =33632 齒寬系數(shù) Ψ d 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 ，取 Ψ d = Ψ d = Ad 值 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 ，估計(jì) β =15176。 ，取 Ad =82 Ad =82 接觸疲勞極限 σ Hlim 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 σ Hlim1 =650Mpa σ Hlim2 =600Mpa 初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力[σ H] [σ H1 ]= Hlim1 =179。 650 [σ H2 ]= Hlim2 =179。 600 (式 ) [σ H1 ]=585Mpa [σ H2 ]=540Mpa 初步計(jì)算的小齒輪直徑 d1 d1 ≥ Ad [T1(u+1)/(uΨ d[σ H]2)]1/3 =82179。 [95000179。 (+1)/( 179。 179。 5402)]1/3= (式 ) 取 d1=44mm 初步齒寬 b b=Ψ d d1 =179。 44 b=44mm 校核計(jì)算 10 圓周速度 v v=∏ d1n1/(60179。 1000)=∏179。 44179。 (60179。 1000) v= m/s 齒數(shù) z、模數(shù)m和螺旋角 β 取 齒數(shù) z1 =21,z2 =iz1 =99，取 z2 =99 mt =d1/z1=44/21= 由參考文獻(xiàn)【 1】表 ,取 mn =2 β =arccos(mn /mt)=arccos(2/) z1 =21,z2 =99 mt = mn =2 β =176。 使用系數(shù) KA 由參考文獻(xiàn)【 1】表 KA = 動(dòng)載系數(shù) Kv 由參考文獻(xiàn)【 1】圖 Kv = 齒間載荷分配系數(shù) KHа 由參考文 獻(xiàn)【 1】表 ，先求 Ft =2T1/d1 =2179。 33632/44=1529 N KAF1/b=179。 1529/44= N/mm ＜ 100 N/mm ε α =[(1/z1+1/z2)]cosβ =[(1/21+1/99)]176。 ε β =bsinβ /(∏ mn) =Ψ d z1 tanβ /∏ =179。 21179。 176。 /∏ ε γ =ε α +ε β =+ α t=arctan(tanα n/cosβ ) =arctan(tan20176。 / 176。 ) =176。 cosβ b =cosβ cosα n/cosα t = 176。 cos20176。 /176。 = 由此得 KHα =KFα =ε α / cos2β b =()2= (式 ) ε α = (式 ) ε β = (式 ) ε γ = (式 ) (式 ) KHα = 齒向載荷分布系數(shù) KHβ 由參考文獻(xiàn)【 1】表 KHβ =A+B[1+(b/d1)2](b/d1)2+bC178。 103 =+179。 (1+179。 12)179。 12+44179。 179。 103 KHβ = 載荷系數(shù) K K=KA Kv KHα KHβ =179。 179。 179。 (式 ) K= 彈性系數(shù) ZE 由參考文獻(xiàn)【 1】表 ZE =190(MPa) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH 由參考文獻(xiàn)【 1】圖 ZH = 重合度系數(shù)Zε 由式 ，因 ε β ＞ 1，取 ε β =1，故 Zε =[(4ε α )(1ε β )/3 +ε β /ε α ] =(1/ε α ) =(1/) Zε = 螺旋角系數(shù)Zβ Zβ =(cosβ ) = (176。 ) Zβ = 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 SHmin = 11 總工作時(shí)間 th th =8179。 61179。 6 th =2928h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL 因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故 NL =60γ n1th =60179。 1179。 2928179。 (式 ) NL = 179。107h 接觸壽命系數(shù) ZN 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 ZN1 = ZN2 = 許用接觸應(yīng)力 [σ H] [σ H ]= σ Hlim1 ZN/SHmin =650179。 (式 ) [σ H1 ]= MPa 驗(yàn)算 σ H =ZE ZH Zε Zβ [2KT1(u+1)/(ubd12)] =179。 179。 179。 179。 [2179。 179。 33632179。 (+1)/(179。 44 179。 442)] (式 ) σH = Mpa ＜ [σ H2 ] 計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無(wú)需 調(diào)整。 確定傳動(dòng)主要尺寸 中心距 a a=d1(i +1)/2=44179。 (+1)/2= a= 實(shí)際分度圓直徑 d 因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會(huì)改變，即 d1 =2a/(i+1) =2179。 (+1)=44 d2 =id1 = a 實(shí) = （ d1 +d2 ） /2= d1 =44 mm d2 =207 mm a 實(shí) = 126 mm 齒寬 b b=Ψ d d1 =179。 44=44 mm 取 b1 =54 mm b2 =44 mm 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 齒形系數(shù) YFα zv1 =z1/cos3β =21/176。 =23 zv2 =z2/cos3β =99/176。 =108 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YFα 1 = YFα 2 = 應(yīng)力修正系數(shù) YSα 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YSα 1 = YSα 2 = 重合度系數(shù)Yε ε αv =[(1/zv1 +1/zv2)]cosβ =[(1/23+1/108)]176。 = Yε =++ (式 ) Yε = 螺旋角系數(shù)Yβ Yβ min = β =179。 1= Yβ =1ε β β 176。 /120176。 =11179。 176。 /120176。 =＞ Yβ min (式 ) (式 ) Yβ = 齒間載荷分 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 ③ ， 12 配系數(shù) KFα ε γ /(ε α Yε )= (179。 )= 前已求得 KFα =＜ ε γ /(ε α Yε ) 故 KFα = KFα = 齒間載荷分布系數(shù) KFβ 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 b/h=44/(179。 2)= KFβ = KFβ = 載荷系數(shù) K K=KA Kv KHα KHβ =179。 179。 179。 K= 彎曲疲勞極限 σ Flim 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 σ Flim1 =540 MPa σ Flim2 =430 MPa 彎曲最小安全系數(shù) SF mim 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 SF mim = 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL 因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故 NL1 NL1 = 179。107h NL2 = 179。107h 彎曲壽命系數(shù) YN 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YN1 = YN2 = 尺寸系數(shù) YX 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YX = 許用彎曲應(yīng)力 [σ F] [σ F1 ]=σ Flim1 YN1 Yx/SF min =540179。 179。 [σ