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1、所以电动机所需功率为Pd=Pw/a=4.05/0.85KW=4.76KW。四：确定电动机的转速、卷筒轴转速nw=60V/D=60*1.5/（*0.4）r/min=63.8r/min。现以同步转速为1000r/min及1500r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动比如下所示：i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。同理i2=22.6。电动机轴转矩Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。同理Td2=31.57N.m。五：各轴输入功率轴：P=Pd*1=4.76KW。轴：P=P*1=4.76*0.96KW=4.57KW。轴：

2、P=P*2*3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。卷筒轴：P=P*2*4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。六：选择方案以同步转速为1000r/min电机进行计算，初选皮带传动的传动比i=3.76，齿轮传动比i齿=i1/i=4，卷筒传动比为1。七：各轴的转速 轴：n=nm/i0=960/1 r/min=960r/min。 轴：n=n/i=960/3.76r/min=255.3r/min。 轴：n=n/i齿=255.3/4 r/min=63.8r/min。 卷筒轴：n=nw=63.8r/min。八：各轴输入转矩电动机轴Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960 N

3、.m=47.35N.m。T=Td=47.3N.m。T=T*i*1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。T=T*i齿*2*3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。T=i筒*T42=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。轴号轴轴轴卷筒轴转速（r/min）960255.363.8功率（kw）4.764.574.344.21转矩（N.m）47.35170.91649.7630.3传动比3.7641第2章：普通V带的设计一：确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.6，故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。选择V带的带

4、型根据Pca、n由图8-11选用B型确定带轮的基准直径dd并验算带速V1）初选小带轮的基准直径dd。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=140mm。2）验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=dd1*n1/（60*1000）=*140*960/（60*1000）m/s=7.04m/s因为5m/sV1200计算带的根数1）计算单根V带的额定功率P 由dd1=140mm和n1=960r/min查表8-4得P0=2.906kw。根据n1=960r/min，i=3.76和B型带。查表8-5得P0=0.30kw。查表8-6得K=0.93，表8-2得KL=1.05kw于是Pr=（P0+P0

5、）*K*KL =（2.026+0.30）*0.93*1.05kw =2.34kw。2）计算V带的根数zZ=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取z=4计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A带的单位长度质量q=0.170kg/m 所以F0=500*（2.5-K）*Pca/（K*z*v）+qv2 =500*（2.5-0.93）*8.8/（0.93*4*7.04）+0.170*7.042N =272.2N计算压轴力FpFp=2zF0*sin（1/2）=2*4*272.2*sin（1520/2）N=2112.9N九：主要设计结论选用B型普通带4根，带基准长度2870mm。带轮基准直径dd1=

6、140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817-946mm，单根带初拉力F0=272.2N。第3章：斜齿圆柱齿轮传动设计选精度等级、材料及齿数1）由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。4）初选螺旋角=140。5）压力角=200，齿数比u=z2/z1=4，d=1。按齿面接触疲劳强度设计1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t2KHt*（u+1）*（ZH*ZE*Z*Z）2/d*u*（H）2

7、1/3 试选载荷系数KHt=1.3 由图（10-20）查取区域系数ZH=2.433 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合系数Z1=arctan（tann/cos）=arctan（tan200/cos140）=20.5620at1=arccosz1cos/（z1+2h*an*cos） = arccos 24* cos 20.5620/（24+2*1*cos140） =29.9740at2=arccosz2cos1/（z2+2h*an*cos） =arccos96*cos 20.5620/（96+2*1*cos140） =23.4020=z1（tanat1-tan1）+z2（tanat2-ta

8、n1）/2 =24*（tan29.9740-tan20.5620）+96*（tan23.4020-tan20.5620/2=1.652=d*z1*tan/=1*24*tan（140）/=1.905Z=0.667由式（10-23）可得螺旋角系数 Z=0.985由表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa1/2计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa、Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环系数N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*（3*8*320*10） =1.176442109N2=N1/u=1

9、.1764224109/（96/24）=2.94105由图10-23查取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96、KHN2=1.08取失效概率为1、安全系数s=1，由式（10-14）得 H1=KHN1*Hlim1/s=0.96*600/1Mpa=576MpaH2=KHN2*Hlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=576Mpa。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106p/n1=1.7091105N.m2）计算小齿轮分度圆直径d1t = =53.583mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度

10、VV=m/s=0.716m/s 齿宽b b=d*d1t=1*53.583mm=53.583mm2）计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据V=2.62m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02 齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091105/53.583N=6.379103N KAFt1/b=1*6.379103/53.583N/mm=119.04N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419，则载荷系数为KH=KA*KV*KH*KH=1*1.02*1.

11、2*1.420=1.7383）由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t=53.583* mm=59.028mm及相应的齿轮模数 mn=d1cos/z1=59.*cos140/24mm=2.386mm。按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 mnt 1）确定公式中各参数值 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan（tancos1）=arctan（tan140cos20.5620）=13.140v=/cos2b=1.562/cos13.140=1.742Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.742=0.681 由式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/1200=1-1.905*140/1200=0.778计算由当量齿数Zv1=z1/cos3=24/cos3140=26.27 Zv2=z2/cos3=96/cos3140=105.09查图10-17，得齿形系数YFa1=2.61，YFa2=2.19查图10-18，得应力修正系数Ysa1=1.6,Ysa2=1.8=2.61*1.6/314.