10．单根V带传递的额定功率P1:(KW>
根据带型、dd1和n1从[1]中查表33．1-17
P1是a=180O,载荷平稳时，特定基准长度的单根V带基本额定功率。
根据dd1=80mm和n1=2900r/min从[1]中表33.1-17c查得A型带P1=1.64KW。 11．传动比i≠1的额定功率增量△p1:(KW>
根据带型、n1和i从[1]中查表33 .1-17
考虑传动比的影响，额定功率的增量△P1由[1]中表33. 1-17查得: P1=0.34kw
12．V带的根数Z：
Z=
Ka:小带轮包角修正系数, 从[1]中查表33. 1-13 KL:带长修正系数, 从[1]中查表33. 1-15.16 由[1]中表33. 1-13查得Ka=0.92 由[1]中表33 .1-15查得KL=0.99 13．单根V带的预紧力 F0： 带每M长的重量(从[1]中查表33.1—14> 14．作用在轴上的力Fr： 15．带轮的结构和尺寸 小带轮的结构和尺寸 采用灰铸铁。固B= =26.1 ，故用HT200 7.2齿轮 一般用途的减速器，常采用软齿面钢制齿轮。 １．择齿轮材料并确定许用应力。 根据[4]中表6-9，小齿轮采用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS， 8 / 23 大齿轮采用45钢正火，硬度为170~200HBS；由[4]中图6-30查得δHlim1=570MPa，δHlim2=460MPa。由[4]中图6-31查得δFlim1=460MPa, δFlim2=360MPa。 [4]中表6-10取SHmin=1,SFmin=1.则由[4]中式<6-24），式<6-25）得 [δH1]= δHlim1/SHmin=570/1MPa=570Mpa [δH2]= δHlim2/SHmin=460/1MPa=460Mpa .[δF1]= δFlim1/SFmin=460/1MPa=460Mpa [δF2]= δFlim2/SFmin=360/1MPa=360MPa ２．按齿面接触疲劳强度设计计算。由于是软齿面闭式齿轮传动，齿轮的主要参数应按齿面接触强度确定。 d1≥ 传递转矩T1 :T1=9.55×106=<9.55×106× ）N·mm=60066N·mm 。 载荷系数K：因载荷平稳，齿轮相对于轴承对称布置，由[4]中表6-6取K=1.2 。 齿宽系数ψd：由[4]中表6-7取ψd=1 。 许用接触应力[δH]：[δH]=[δH2]=460MPa 。 传动比i：i=4.22 。 将以上参数代入[4]中式<6-21） 。 ３．确定齿轮参数及主要尺寸。 1）齿数 取Z1=30，则Z2=iZ1=4.22×30=126.6，取127。 实际传动比i′=Z2/Z1=127/30=4.23，传动比误差：△i=(i′-i>/i=(4.23-4.22>/4.22=0.24%,工程上△i允许在±5%以内，所以合适。 2）模数m=d1/Z1=<57.46/30）mm=1.92mm，取标准值m=2mm。 <注：小齿轮齿数Z1，软齿面闭式齿轮传动在满足弯曲强度的条件下，为提高传动的平稳行，一般取Z1=20~40，速度较高时取较大值） 3）中心距 标准中心距a= ×<30+127）]mm=157mm 4> 其他主要尺寸。 分度圆直径：d1=mZ1=(2×30>mm=60mm d2=mZ2=(2×127>mm=254mm 齿顶圆直径：da1=d1+2m=60+2×2=64mm da2=d2+2m=254+2×2=258mm 齿宽：b=ψdd1=(1×60>mm=60mm，取b2=60mm，b1=b2+<5－10）=65~70mm，取b1=67mm.。 4．验算齿根弯曲疲劳强度。 δF= ≤[δF] 9 / 23 复合齿形系数 YS：由X=0 <标准齿轮）及Z1、Z2查[4]中图6-23 得YFS1=4.12，YFS2=3.96 则： δ F1= YFS1 =＜ δF2=δF1× MPa=79.29MPa＜ 弯曲强度足够。 5．确定齿轮传动精度 齿轮圆周速度 v= 由[4]中表6－4确定第Ⅱ公差组为8级精度。第Ⅰ、Ⅲ 公差组也可定为8级。齿厚偏差选HK。 6．轮结构设计 小齿轮da1=64mm,尺寸较小。采用齿轮轴。 大齿轮da2=258mm,采用腹板式齿轮。 工作图 7.3链传动： 小链轮的直径：<Ⅱ轴处的直径） 按扭转强度估算最小直径。按[1]中式<8-2），由[1]中表8-11查得 C=126-103，取C=115，可得 d≥C 考虑此轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=<33.85×1.05）mm=35.54mm,取d=35mm 1．链轮齿数 小链轮齿数： Z1=29－2i=29－2×3=23，取23 大链齿轮数： Z2=i Z1=3×23=69，取69 2．实际传动比i: 10 / 23 i= ==3 3．链轮转速 小链轮转速：n1=171.8r/min 大链轮转速：n2= 4．设计功率Pd： Pd= ==57.3r/min 式中，KA=1, [1]中表33.2-4；Kz=1.23, [1]中表33.2-5。Km=1, [1]中表33.2-6。 5．链条节距P:由设计功率Pd=3.6KW和小链轮转速n1=171.8r/min 在[1]中图33.2-3上选得节距P为12A即19.05mm。 6．检验小链轮孔径，由[1]中表33.2-7，dkmax=80＞33.85,可以采用。 7．初定中心距a0p。因结构是未限定，暂取a0p≈35p 8．链上节数Lp Lp=2a0p+ + =2×35++=117.53,取118节 式中，C=9．链条长度L L= 10．理论中心距a a=p<2Lp- Z2- Z1）ka =19.05(2×118-69-23>×0.24459mm =670.96mm 式中，ka=0.24459 11．实际中心距a′ a′=a-△a =(670.96-0.004×670.96>mm =668.3mm 12．链速V 11 / 23 V= 13．有效圆周力F F= 14．作用于轴上的拉力QF QF≈1.20KAF＝1.20×1×3369.2N＝4043N 15．计算链轮几何尺寸并绘制链轮工作图。 16．润滑方式的选定 根据滚子链节距p＝19.05mm和链条速度v＝1.3m/s,由[1]中图33－6选用滴油润滑，如选用油浴或飞溅润滑则更为有利。 17．链条标记 根据设计计算结果，采用单排12A滚子链，节距为19.05mm,节数为118节，其标记为： 12A－1×18 GB/T1243－1997。 八、轴的设计计算 8.1I轴的设计计算<减速器小齿轮所在的轴） P=4.56kw，转速n=725r/min,齿轮的齿宽β=67mm,齿数Z=30，模数mn=2mm,直齿。 解：1 .按转距初步估算轴径 选择轴的材料为45钢,经调质处理，由[1]中表38. 1-1 查得材料力学性能数据为： δb=650MPa, δs=360MPa, δ-1=270MPa，τ-1=1.55MPa,E=2.15×105MPa 根据[1]中表38 .3-1公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由[1]中表38. 3-2 选取A=115,则得： dmin=A 考虑装大皮带轮加键,需将其轴径增加4%~5%，故取直径为22mm 8.2轴结构的设计 1．定轴各段的直径。 根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始。轴段<1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段<2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段<3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取d3>d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=27.3mm(轴承型号为60027>，轴段<4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取d4=30mm，轴段<5）为轴环，老率齿轮定位和固定取d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段<7）取与轴段<3）同样的直径取d7=27.3mm. 2．定轴各段的长度。 为保证齿轮的固定可靠。轴段<4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度2mm，取L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间 12 / 23
带式输送机传动装置设计方案
