郑大远程教育《机械设计基础》(3)

（1）带传动的设计计算

1、计算功率Pc Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw 2、选带型

据Pc=6.6 kw ，

n=720r/min ,由表10-12选取A型带

10-9确定

3、带轮基准直径 带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取

dd1

dd1=140mm dd2=425 mm

4、验算带速 当传递功率一定时，带速过低，则需要很大的圆周力，带

的数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s

dd1 ，为充分发挥

V带的传动能力，应使带速

V=20m/s为最佳，带速V=3.14n dd1/60x1000=5.3m/s 5、验算带长

a0取值范围：0.7（dd1+ dd2) <= a0 <=2(dd1+ dd2)

395.5<= a0 <=1130

初定中心距a0 =500mm

Ld0=2 a0+3.14(dd1+ dd2)/2+( dd2+ dd1)/4 a0 =2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)/4x500

一般中心距

2

2

=1927.66mm

由表10-2选取相近的Ld=2000mm 6确定中心距

中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，确定中心距

.

a=a0+（Ld1 –Ld2）/2=536 mm

amin=a-0.015Ld=506mm amax=a+0.03Ld=596mm

7、验算小带轮包角 要求比或增设张紧轮，

a1>120

。

若

a1过小可以加大中心距，改变传动

a1可由下式计算 。。

a1=180-[57.3 x (dd2 - dd1 )/ a ] =149

。

a1>120故符合要求

8、单根V带传动的额定功率 根据dd1和n查图10-11得：P1=1.4 kw

9、单根V带额定功率增量 根据带型及i查表10-5得：ΔP1=0.09kw 10、确定带的根数 为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必

须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有 查表得 10-6: Ka=0.917

查表得 10-7: Kl=1.03

Z=Pc/[(P1+ΔP) Ka Kl ] =4.68 所以取Z =5

11、单根V带初拉力 查表10-1得 q =0 . 10kg/m F0 =500[(2 .5/ Ka) -1]( Pc /zv)+qv2 =218N

12、作用在轴上的力 为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力FQ

FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N

13、注意事项

※ 检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。

※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。

（2）齿轮传动的设计计算

已知

i=3.5 n1=240 r/min 传动功率p=3.97

两班制，工作期限10年，单向传动载荷平稳

1、选材料与热处理。所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较合适。

2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。 3、按齿面接触疲劳强度设计。

本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式(6-41)

1)载荷因数K.

圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-9取K =1.2. 2)转矩T

d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/

T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N2mm

σH］ =σ

Hmin/Hmin

3)弯曲后减切应力［σH］ 据式(6-42)

S

2zN

由图6-36查得. σHlim1 =610Mpa, Hlim2 =500Mpa

接触疲劳寿命系数 ZN按一年300工作日，两班制工作每天16小时，由公式

N=60njth算得

N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109 N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109

查图6-37中曲线：

ZN1 =1.02

ZN2 =1.12

按一般可靠性要求，取SHmin =1

［σH1］=σ［σH2］=σ

Hlim1 Hlim2

x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 Mpa x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa

4）计算小齿轮分度圆直径d1

查表取6-11 齿宽系数1.1

d1> = (671/［σH］)2kT1(i+1)/ i

=68.6mm

取d1=70 mm

5）计算圆周速度V

V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s

因V<6 m/s，故去取8级精度合适。 4、确定主要参数，计算主要几何尺寸。

取小齿轮齿数为

Z1=20 Z2=ixZ1=70

m=d1/Z1=3.5mm 取标准模数m=3.5mm 分度圆直径

d1=mz1=3.5x20=70mm d2=mz2=3.5x70=245mm

1)中心距a 2)齿宽b

a = (d1+d2)/2=157.5mm

b = 1.1 x 70 =77mm

取b2 = 77mm 3)齿顶高ha

则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm

ha= ha* m=3.5mm

齿根高hf hf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.375

5、校核弯曲疲劳强 根据式 (6-44)

σbb =2kT1/bmd12YFS

1）复合齿形因数YFS 如图6-39得，YFS1 =4.35 ， YFS2 =3.98 2 ) 弯曲疲劳许用应力

［σbb］= σ

bblim/ Sfmin x YN

由图6-40的弯曲疲劳极限应力

σbblim1 =σbblim1=490Mpa σbblim2 =410 Mpa

由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN ；YN1 =1（N1＞N0，N0 =3x106）

YN2=1 (N2＞N0, N0 =3x106）

弯曲疲劳的最小安全SFmin，按一般可靠性要求，取SFmin =1， 计算得弯曲疲劳许用应力为：

［σ［σ

bb1bb2

］ =σ］ =σ

bblim1 bblim2

x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpa

x YN 2/ SFmin =（410/1）X 1 =410Mpa

3）校核计算：

σbb1 =2kT1/bmd12YFS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70

=83.15＜［σbb1］

σbb2 =2kT1/bmd12YFS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70

=81＜［σbb2］

故弯曲疲劳强度足够.

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