pr—单根V带的额定功率
取5根
图3—1
7、计算单根V带的初拉力的最小值?F0?min 根据[2]中公式8-27：
(F?2.5?K?0)min?500?Pc?K?qv2 ?zv ?500?(2.5?0.95)?4.60295?5?5.024?0.1?5.02420.?151.97N
?F0?min—单根V带的初拉力的最小值
其中q由[2]中表8-3得B型带q?0.1kg/m
应使带的实际初拉力F0??F0?min。 8、计算压轴力
压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：
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(Fp)min160.2??2z(F0)minsin?2?5?151.97?sin?1413.3N
22?1(Fp)min—压轴力
9、带轮结构设计
查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：B?4?15?2?9?78mm
V型带传动相关数据见表3-0V。
表3-0 V型带传动相关数据 计算功率传动比 i 3 带速 V (m/s) 5.024 中心距 (mm) 578 单根初拉力（N） 151.97 压轴力 （N） 1413.3 小带轮包角 160.2 0Pc?带型 A 基准长度 （mm） 1800 根数 5 （kw） 带轮宽度(mm) 4.602 小带轮直径 大带轮直(mm) 径(mm) 100 300 78 3.2 减速器内传动零件——齿轮设计
3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动
2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度
3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度270HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度230HBS 4. 试选择小齿轮齿数 Z1?26
大齿轮齿数 Z2?i12?Z1?3.975?26?103.35 取Z2?104 齿数比u1?i12?4
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3.2.2 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数kt?1.6 ②小齿轮转矩T1?9.55?106?p1—高速轴输入功率 n1—高速轴转速
③齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数?d?1
④由参考文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限：
p14.28?9.55?106??128N?m n1320?600MPa550MPaHlim1?Hlim1? ?
⑤由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数
K K.90.95HN1?0HN2?0 ⑥计算接触疲劳许应力，取失效概率为1%，安全系数s=1
K??SK??HN2Hlim2?????0.95?550?522.5MPaH2S
1Hlim1??HN?0.90?600?540MPa由?H 1?2kT1?336??a??u?1??3???174.65mm????u???H??计算，由式，取a=175mm 因为
a?1?z1?z2?m2，则m=2.69mm
2查参考文献【4】表5—1取m=3mm
齿轮的几何尺寸计算： 分度圆直径 d1?z1m?78mm，
d2?z2m?312mm
齿宽
b1?78mmb2?70mmb??ad1?78mm，取,
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圆周力径向力
Ft1?2T1?3.28kNd1
?F?1?Ft1?tan20?1.18kN*齿顶圆直径齿根圆直径
*da1?z1?2ham?84mmdf1??d??z?2h?m?324mm，
??z?2h?2C?m?70.5mmd??z?2h?2C?m?310.5mm*a22a
****1a，
f22a
根据两齿的硬度和参考文献【4】图5—20，图5—21查的疲劳极限应力如下：
ha?1,C*?0.25?Flim1?240Mpa,?Flim2?220Mpa
SF?1.3查参考文献【4】表5—6，取安全系数
1.31.3
则
??F1??240?185Mpa,??F2??220?169Mpa
验算轮齿弯曲疲劳承载能力，弯曲疲劳强度为
?F?2kT1YF???F?bm2z1
z1?26,z2?104根据，参考文献【4】表5—26，得两轮齿形系数为YF1?2.68,YF2?2.16
?2?204.8?103???F1???2.68??Mpa?67Mpa???F1?2于是， ?70?3?26??F2?2?204.8?103?????2.16?70?32?104?Mpa?13.5Mpa???F2? ??压力 模数 角 20° 3 中心 齿数 分度圆 齿数 距 比 直径 26 175 4 104 312 310.5 324 78 齿根圆 直径 70.5 齿顶圆 齿宽 直径 84 78 70 强度够，满足要求。 齿轮 小齿轮 大齿轮 表3-1 齿轮设计几何尺寸及参数
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