带传动齿轮传动设计

[σFP2 ] =
σFlim2Yห้องสมุดไป่ตู้T
YNYX =
[σFP2]= 400MPa
例 题
设计项目 6)复合齿形系数 7)重合度系数 设计依据及内容 查图5.26，P88 εa=1.88-3.2（1/z1+1/z2)=1.712 设计结果 YFS1=4.22 YFS2=4.0 Yε=0.688 大齿轮强度低， 按大齿轮弯曲疲 劳强度计算 σ =57.2MPa＜
例题
例5.1 试设计螺旋输送机两级直齿圆柱齿轮减速器中的高速级齿轮传动。已 知输入功率P=7.5kW，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，电动机驱 动，工作寿命10年，每年工作300天，两班制，工作平稳，齿轮转向不变， 要求结构紧凑。 解： 设计项目 设计结果 设计依据及内容 1.选齿轮材料、 从经济性角度考虑，大、小齿轮均用软 用45钢调质后齿 面HBS220、260 热处理方法、精 齿面齿轮： 可选7级精度(P97) 度、齿数、齿宽 高速中载减速器齿轮： 要求结构紧凑，齿数宜少取一些： z1=25，z2=80 系数、 ψd=1； 按软齿面、非对称安装：(P97) 2.按齿面接触疲 劳强度设计 (1)确定公式中各 参数 由公式5.28b（P91）
试设计一带式输送机中的普通V带传动。原动机为 异步电动机， 试设计一带式输送机中的普通 带传动。原动机为Y100L2-4异步电动机， 带传动 异步电动机 其额定功率P=3kW，满载转速 1=1420r/min，从动轮转速 2=410r/min，两班 其额定功率 ，满载转速n ，从动轮转速n ， 制工作，载荷变动较小，要求中心距a≤600mm。 制工作，载荷变动较小，要求中心距 。 解：1、计算设计功率 d 、计算设计功率P 由表8-7查得 由表 查得KA＝1.2，故 查得 ， 2、选择带型 、 根据P 由图8-12初步选用 型。 初步选用A型 根据 d=3.6kW，n1=1420r/min由图 ， 由图 初步选用 3、选取带轮基准直径dd1和dd2 、选取带轮基准直径 由表8-8取 由表 取dd1=100mm，由式（8-18）得dd2=idd1(1-ε)=339.4mm，查表 取 ，由式（ ） ε ，查表8-8取 dd2=355mm。 。 4、验算带速υ 、验算带速υ υ=πd υ=π d1n1/60000=7.44m/s 范围内， 在5~25m/s范围内，带速合适。 范围内 带速合适。 Pd=KAP＝1.2×3＝3.6kW ＝ × ＝
d1 ≥ 7673
KT u ±1 zε 1 ⋅ [σ ] ψd u HP
2
例题
设计项目 1)载荷系数K 2)小齿轮传递的转 7.5 P T = 9.55×103 = 9.55×103 1 矩 960 n1 3) 大、小齿轮接 查图5.32b(P94)得σHlim1=600，σHlim2=560 触疲劳强度极限 N1 = 60n1 jLh = 60×960×1×10×300×16 4)应力循环次数 设计依据及内容 试选K=1.3（P84） 设计结果 K=1.3
σFlim1=240MPa σFlim2=220MPa YST=2 YN=1
YX=1
查图5.29b(P92) P92 P92 P93
[σFP1] =
σFlim1YST
SF min
SF min
YNYX =
240×2 ×1×1= 436.4 [σFP1]= 1.1 436.4MPa
220×2 ×1×1= 400 1.1
Yε=0.25+0.75/εa 4.22 YFS1 8)比较大小齿轮的 = = 0.00967 [σFP1] 436.4 弯曲强度 YFS2 4.0 = = 0.01 [σFP2 ] 400 9)校核
F 2000×74.6×1.3 σ F= ×4.0×0.688 = 57.2 [σFP2]=400MPa， 2 63×2.5 ×25 弯曲疲劳强度满
和带长L 5、确定中心距a和带长 d 确定中心距 和带长 初选中心距a 初选中心距 0=450mm，符合要求 ，符合要求0.7(dd1+dd2)≤ a0 ≤ 2(dd1+dd2) 初算带长L 初算带长 d0= 2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd1-dd2)2/(4a0)=1650.5mm π 根据初算带长L 由表8-2选取基准带长 根据初算带长 d0=1650.5mm由表 选取基准带长 d＝1800mm，由此可得实 由表 选取基准带长L ， 际中心距a=527.2mm，取a=525mm。 际中心距 ， 。 6、验算小带轮包角 α1=1800−(dd2-dd1)×57.3/a=152.2o，满足要求α1≥90o~120o。 × 7、确定带的根数 因dd1=100mm，i=dd2/[dd1(1-ε)]=3.62， υ=7.44m/s，查表 得P0＝1.29kW，查 ， ε ， ，查表8-3得 ， 表8-4得∆P0=0.1kW。 得 。 查表8-5得 因α1=152.2o，查表 得Kα=0.924。因Ld=1800mm，查表 得KL＝1.01。 。 ，查表8-6得 。 故 z≥Pd/[P]=Pd/[KαKL(P0+∆P0)]=2.78，取z=3根。 ， 根 8、确定带的初拉力 由式（ 29）得单根普通V 143.1N。 由式（8-29）得单根普通V带的初拉力F0＝143.1N。 由式（ 30） 833.4N。 9、计算压轴力 由式（8-30）得压轴力FQ＝833.4N。 10、带轮结构设计及张紧、防护措施（ 10、带轮结构设计及张紧、防护措施（略）
m 2.5 a = (z1 + z2 ) = (25+80) =125mm 2 2
取m=2.5mm(P70) a=125mm d1=62.5mm
d1 = mz1 = 2.5×25 = 62.5mm
d2 = mz2 = 2.5×80 = 200mm
b =ψd d1 =1×62.5 = 62.5mm
d2 = 200mm
取b2=63mm b1=68mm
例题
设计项目 3.校核齿根弯曲疲 劳强度 （1）确定公式中 各参数值 1)大小齿轮弯曲 疲劳强度极限 2)应力校正系数 3)弯曲寿命系数 4)尺寸系数 5)许用弯曲应力 设计依据及内容 由式5.20（P87） 设计结果
σF =
2000T K 1 YFSYε ≤[σFP] 2 bm z1
例 题
设计项目 (2)计算小齿轮分 度圆直径 (3)几何尺寸计算 1)模数 2)中心距 3)分度圆直径 4)齿宽 设计依据及内容 设计结果
2
1.3×74.61 3.2 +1 0.9 d1 ≥ 7673 ⋅ 1 3.2 509.1
d1=56.412
m = d1 / z1 = 56.412/ 25 = 2.256mm
足要求.
4.齿轮结构设计及 大齿轮：采用腹板式结构，尺寸按图5-49 绘制齿轮零件 小齿轮结构设计略。
T = 74.61Nm 1
N1 = 2.765×109 N2 = 8.64×108
N2 = N1 / u = 2.765×109 / 3.2
5)接触疲劳寿命系 查图5.33(P96)得Z =Z =1 N1 N2 数 (P95) 6)确定许用接触应 取安全系数SH=1.1 力 [σHP1]=ZN1ZWσHlim1/SH=1×1×600/1.1 [σF1]=545.5MPa [σHP2]=KFN2YSTσFlim2/SF=1×1×560/1.1 [σF2]=509.1MPa 7）重合度系数 对于直齿轮 (P91) 取Zε=0.88