(5) 验算小带轮上的包角?1
57.3??1?180?(dd2?dd1)?160??90?
a? (6) 计算带的根数Z
1) 计算单根V带的额定功率Pr
由dd1?90mm和n1?1430rmin，得P0?1.05kw[2]。
根据n1?1430rmin，i??3.9和A型带，得?P0?0.17kw[2]。 根据K??0.95，KL?1.06[2]，于是
Pr?(P0??P0)?K??KL?1.23kw
2) 计算V带的根数Z
z?所以取3根。
Pca3.37??2.74 Pr1.23 (7) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由A型带的单位长度质量q?0.1kgm[2]，所以
(F0)min?500应使带的实际初拉力F0?(F0)min。 (8) 计算压轴力Fp
(2.5?K?)Pca?qv2?141N
K?zv压轴力的最小值为 (Fp)min?2z(F0)minsin (9) 带轮的结构设计
?12?147N
小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm[2]。
表2-1给出总的参数表
参数类型 功率V带类型 基准直径dd1 V带的中心距a V基准长度Ld 小带轮上的包角?1 带的根数Z 单根V带的初拉力的最小值力压轴Pca Fp (F0)min 参数值 3.37kw A 型 带 [1]360mm759mm2222mm160? 3 141N 147N 7
3 .齿轮的设计
3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角β
(1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用8级精度[3]。 (3) 材料选择。大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS[3]。
(4) 选小齿轮齿数z1?24[3]，则大齿轮齿数z2?i??z1?98 (5) 初选螺旋角β=13° 3.2 初步设计齿轮主要尺寸
(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计。
2KT1u?1ZEZHZ?Z?2d1t?3() (3-1)
?du[?]H 确定式中各项数值：
因载荷较平稳，初选Kt=1.5[3]
9.55?106P??T1??7.13?104N?mm
n2取 ?d?1[3]；
材料的弹性影响系数zE?189.8MPa取 zH?2.44[3]；
一般取Zε=0.75～0.88[3]，因齿数较少，所以取z??0.8
[3]
；
z??cos??0.99
由式
N1?60n2jLh （3-2）
?60?357.5?1?16?300?8?8.24?108N
N18.24?108N2???2.01?108N
i24.1KHN1?1.08,KHN?1.15[3]；
2?Hlim1?600MPa，?Hlim2?560MPa；
取 SHmin?1[4]
8
[?H]1?KHN1?lim1S?1.08?600MPa?648MPa
[?H]2?KHN2?lim2?1.15?560MPa?644MPa S取 [?]H?(648?644)/2?646MPa 设计齿轮参数
d1t?3?32KtT1u?1ZEZHZ?Z?2()?du[?]H（3-3）
2?1.5?713004.1?12.44?189.8?0.8?0.992??()mm?44.1mm14.1646修正d1t：v??d1tn2?3.14?44.1?357.5m/s?0.83m/s
60?100060?1000查得[9] KA?1.00；
Kv?1.03； K??1.05；
一般斜齿圆柱齿轮传动取K??1~1.4[4]，此处K??1.2 则 K?KAKVK?K??1.00?1.03?1.05?1.2?1.30
d1?d1t3mn?K1.30?44.1?3mm?42.05mm Kt1.5d1cos?42.05?cos13??mm?1.71mm z124选取第一系列标准模数mn?2mm
3.3 齿轮主要几何尺寸：
a1?mn(z1?z2)2?(24?98)?mm?125.77mm
2cos?2?cos13?圆整中心距，取a1?126mm 则 ??arccos计算分度圆直径和齿宽
d1?d2?mnz12?24?mm?49.48mmcos?cos14.48?mnz22?98?mm?202.06mm cos?cos14.48?9
mn(z1?z2)2?(24?98)?arccos?14.48?
2a12?126
b??dd1?1?49.48mm?49.48mm
B2?55mm B1?60mm
3.4 校核齿根弯曲疲劳强度
?F?2KT1Y?Y?bd1YFaYSa?[?]F
(3-4)
(1) 确定公式内的各计算数值 取 Y?=0.7，Y??0.88[5]
小齿轮的弯曲疲劳强度极限?Flim1?240MPa；大齿轮的弯曲强度极限
[5]
?Flim2?220MPa；
取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.90，KFN2?0.94[5]； 计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数Y=2,有
[?F]1?KFN1?Flim1Y?308.6MPa S[?F]2?KFN2?Flim2Y?295.4MPa
S计算载荷系数K： K?KAKVK?K??1.00?1.03?1.05?1.2?1.30 查取齿形系数：
zv1?z1z2?26 z??107 v2cos3?cos3?查得应力校正系数： YFa1?2.60 YFa2?2.19[5] YSa1?1.595 YSa2?1.80[5] (2) 校核计算
?F1?2KT1Y?Y?bd1mn2KT1Y?Y?YFa1YSa1?96.7?308.6MPa?[?F]1
?F2?bd1mnYFa2YSa2?91.9?295.4MPa?[?F]2
因此齿根弯曲疲劳强度足够。
由于齿轮的模数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1.71并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿
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轮齿数z1?d1?25。 m 轮齿数，取z2?103。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。 3.5 结构设计
首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。
其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。
图3-1齿轮
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