五、传动零件的设计计算
（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 一般中心距 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)2/4 a0 =2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)2/4x500 =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a1>120若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，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=160000N·mm σH］ =σHmin/SHmin·zN 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 3)弯曲后减切应力［σH］ 据式(6-42) 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］=σHlim1 x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 Mpa ［σH2］=σHlim2 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 则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm b = 1.1 x 70 =77mm 取b2 = 77mm 3)齿顶高ha 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/bmd1·YFS 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］= σbblim/ 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）
(机械制造行业)郑州大学现代远程教育机械设计基础课程作业
