为使结构紧凑，取偏低值，a0=350mm
V带计算基准长度为
Ld'≈2a0＋π/2（dd1＋dd2）＋（dd1－dd2）2/4a0=[2×350＋π/2（100＋250）＋（100－250）2/4×350]mm=1265.57mm
由表8-8选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为
a=a0＋（Ld－Ld'）/2=350mm＋（1250-1265.57）/2mm=342.21mm
a0=350mm
Ld=1250mm
a=342.21mm
6.计算小带轮包角
a1=180o－（dd1－dd2）/a×57.3o=154.88o>120o
a1=154.88o>120o合格
7.确定V带根数
V带根数可用下式计算：
Z=Pd//（P0＋ΔP0）KaKL
由表8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量
ΔP0=Kbn1（1-1/Ki）
由表8-10查得Kb=0.7725×10-3，由表8-11查得Ki=1.137，则
ΔP=0.7725×10-3×1440（1-1/1.137）kw=0.134kw
由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，则带的根数为
Z=kd/（p0+ΔP0）KaK=4.1/（1.3+0.134）×0.935×0.93=3.29
取四根
Z=4
8.计算初拉力
由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为
F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+mvd2
=500×4.1/4×7.54（2.5-0.935/0.935）N+0.1×7.542N=119.45N
F0=119.45N
9.计算作用在轴上的压力
Q=2zF0sina/2
=2×4×119.45N×sin154.88oo/2=932.72N
Q=932.72N
10.带轮结构设计
（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28，由表8-15查得
e=15±0.3mm,f=10＋2－1mm
轮毂宽:
L带轮=（1.5～2）D0=（1.5～2）×28mm=42～56mm
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
轮毂宽:
B带轮=（z－1）e＋2f=（4－1）×15mm＋2×10mm=65mm
（2）大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行
2.2减速器内传动的设计计算
高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.选择材料、热处理和公差等级
考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW.HBW1-－HBW2-=46HBW，在30～50HBW之间。
选用8级精度
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮正火处理
8级精度
2.初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其设计公式为
d1≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[δ]H）〕1/3
（1）小齿轮传递转矩为T1=54380N·mm
（2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1～1.8,
初选Kt=1.4
（3）由表8-18，取齿宽系数φd=1.1
（4）由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8√MPa
（5）初选螺旋角β=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46
（6）齿数比u=i1=4.4
（7）初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101，则端面重合度为
εa=[1.88－3.2（1/Z1＋1/Z2）]cosβ=[1.88－3.2（1/23＋1/101）]cos12o=1.67
轴向重合度为
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan12o=1.71
由图8-3查得重合度系数Zε=0.775
（8）由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99
（9）许用接触应力可用下式计算
[δ]H=ZNσHlim/SH
由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim1=580MPa,σHlim2=390MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为
N1=60n1aLh=60×576×1.0×2×8×250×8=1.106×109
N2=N1/i1=1.106×109/4.4=2.51×108
由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力
Z1=23
Z2=101
[σ]H1=ZN1σHlim1/SH=1.0×580MPa/1=580MPa
大齿轮的许用接触应力
[σ]H2=ZN2σHlim2/SH=1.14×390MPa/1=445MPa
取[σ]H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得
d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3
〔2×1.4×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.46×0.775×0.99/445）〕1/3mm=47.93mm
[σ]H1=580MPa
[σ]H2=445MPa
[σ]H=445MPa
d1t≧47.93mm
3.确定传动尺寸
（1）计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0，
因v=πd1tn1/60×1000=π×47.93×576/60×1000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2，则载荷系数为
K=KAKVKβKα=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505
（2）对d1t进行修正K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即
d1=d1t（K/Kt）1/3≧47.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm
（3）确定模数mn
mn=d1cosβ/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm
按表8-23，取mn=2.5mm
（4）计算传动尺寸中心距为
a1=mn（Z1＋Z2）/2cosβ=2.5×（23＋101）mm/（2×cos12o）=158.46mm
圆整，取a1=160mm,则螺旋角为
β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a1=arcos2.5×[（23＋101）mm/（2×160）]=14.362o
因β与初选值相差较大，故对与β有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，则端面重合度为
εa=[1.88－3.2（1/Z1＋1/Z2）]cosβ=[1.88－3.2（1/23＋1/101）]cos14.362o=1.66
轴向重合度为
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan14.362o=2.06
由图8-3查得重合度系数Zε=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.985
d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3
〔2×1.505×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.43×0.775×0.985/445）〕1/3mm=48.53mm
精确计算圆周速度为
V=πd1tn1/60×1000=π×48.53×576/60×1000m/s=1.46m/s,
由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,K值不变
mn=d1cosβ/Z1=48.53mm×cos14.362o/23=2.04mm
按表8-23，取mn=2.5mm,则高速级的中心距为
a1=mn（Z1＋Z2）/2cosβ=2.5×（23＋101）mm/（2×cos14.362o）=160mm
K=1.505
d1t≧48.53mm
mn=2.5mm
a1=160mm
则螺旋角修正为
β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a=arcos2.5×[（23＋101）mm/（2×160）]=14.362o
修正完毕，故
d1=mnZ1/cosβ=2.5×23/cos14.362omm=59.355mm
d2=mnZ2/cosβ=2.5×101/cos14.362omm=260.545mm
b=Фdd1=1.1×59.355mm=65.29mm，取b2=66mm
b1=b＋（5～10）mm,取b1=75mm
β=14.362o
d1=59.355mm
d2=65.29mm
b2=66mm
b1=75mm
4.校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2KT1/bmnd1×YFYSYεYβ≦[σ]F
（1）K、T1、mn和d1同前
（2）齿宽b=b2=66mm
（3）齿形系数YF和应力修正系数YS。
当量齿数为
ZV1=Z1/（cosβ）3=23/（cos14.362o）3=25.3
ZV2=Z2/（cosβ）3=101/（cos14.362o）3=111.1
由图8-8查得YF1=2.61，YF2=2.22，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81
（4）由图8-10查得重合度系数Yε=0.71
（5）由图11-3查得螺旋角系数Yβ=0.87
（6）许用弯曲应力
【σ】F=YNσFLim/SF
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFLim1=215MPa,σFLim2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故
【σ】F1=YN1σFLim1/SF=1×215/1.25MPa=172MPa
【σ】F2=YN2σFLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPa
σF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YεYβ=2×1.505×54380/（66×2.5×59.355）×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPa﹤[σ]F1
σF2=σF1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/（2.61×1.59）MPa﹤[σ]F2
满足齿根弯曲疲劳强度
5.计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数mt=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm
齿顶高ha=ha*mn=1×2.5mm=2.5mm
齿根高hf=（ha*＋c*）mn=（1＋0.25）×2.5mm=3.125mm
全齿高h=ha＋hf=2.5mm＋3.125mm=5.625mm
顶隙c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm
齿顶圆直径为
da1=d1＋2ha=59.355mm＋2×2.5mm=61.355mm
da2=d2＋2ha=260.645mm＋2×2.5mm=265.645mm
齿根圆直径为
df1=d1－2hf=59.355mm－2×3.125mm=53.105mm
df2=d2－2hf=260.645mm－2×3.125mm=254.395mm
mt=2.58065mm
ha=2.5mm
hf=3.125mm
h=5.625mm
c=0.625mm
da1=61.355mm
da2=265.645mm
df1=53.105mm
df2=254.395mm
低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.选择材料、热处理和公差等级
大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190.HBW1-－HBW2-=46HBW，在30～50HBW之间。
选用8级精度
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮正火处理
8级精度
2.初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其设计公式为
d3≧〔2KT3/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3
（1）小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm
（2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1～1.8,
初选Kt=1.4
（3）由表8-18，取齿宽系数φd=1.1
（4）由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8√MPa
（5）初选螺旋角β=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465
（6）齿数比u=i2=3.26
（7）初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82，则端面重合度为
εa=[1.88－3.2（1/Z3＋1/Z4）]cosβ=[1.88－3.2（1/25＋1/82）]cos11o=1.68
轴向重合度为
εβ=0.318φdZ3tanβ=0.318×1.1×23×tan11o=1.70
由图8-3查得重合度系数Zε=0.775
（8）由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99
（9）许用接触应力可用下式计算
[σ]H=ZNσHlim/SH
由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim3=580MPa,σHlim4=390MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为
N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108
N4=N3/i2=2.513×108/3.26=7.71×107
由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14,ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力
Z3=23
Z4=101
[σ]H3=ZN3σHlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa
大齿轮的许用接触应力
[σ]H3=ZN4σHlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa
取[σ]H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得
d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3
〔2×1.4×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.46×0.775×0.99/445）〕1/3mm=47.93mm
[δ]H3=661.2MPa
[δ]H4=468MPa
[δ]H=468MPa
D3t≧76.615mm
3.确定传动尺寸
（1）计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0，
因v=πd3tn2/60×1000=π×76.615×130.9/（60×1000）m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,由图8-
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