苏州大学学士学位论文
????2?350???125?80???2??125?80???=1023.296㎜
24?350??由表8—2选带的基准长度Ld=1000㎜。 按式（8—21）计算实际中心距 a a=a0+(
L- L' )/2=【350＋(1000－1023.296)÷2】㎜=361.648㎜
dd 6.验算主动轮上的包角 由式（8—6）得
?1?1800?dd2?dd1a0?57.5?180?00125?800?57.5 361.648 = 172.84525主动轮上的包角合适。
7.计算窄V带的根数z 由式（8—22）知 z??1200
P?p??p?KKca00a
L 由n1=1500r/min, dd1=80mm，i=1.5625,查表8—5c和表8—5d得
P0?1.6Kw ?P0?0.18Kw
查表8—8得Ka=0.98,查表8—2得KL=0.9则 Z=z? 取z=8根
6.2.3 V带轮的设计计算
V带轮的选择
在设计V带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般应为3.2），以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以
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12.1=7.7
?1.6?0.18??0.98?0.9苏州大学学士学位论文
使载荷分布较为均匀等。 从动V带轮的选择
对于从动V 带轮,因为轴的直径为35㎜,而带轮的基准直径dd2=125㎜。其基准直径dd1?300mm，所以从动V 带轮采用腹板式。
对于主动V带轮，因为电动机的轴径为42㎜，而带轮的基准直径dd1?80㎜，2.5d?105mm?dd1?80mm。所以主动轮可采用实心式。
带轮材料的选择
带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200，在此次设计中，选择两带轮的材料均为HT150。 6.2.4 齿轮齿条的设计计算
1．选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
1)按照所设计的传动方案，选用齿轮齿条传动。
2）磁吸式机械手为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 3）材料选择。由《机械设计》表10—1选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿条材料45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4）闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，小齿轮的齿数Z1 =20-40,所以选择小齿轮的齿数Z1 =24。 2.按齿面接触强度设计
由《机械设计》计算公式（10—9a）进行试算，即
d1t?2.323KT?t1du?1??u?ZE???????E?2
1）定公式内的各计算数值
（1） 试选载荷系数Kt =1.3
（2） 计算小齿轮传递的转矩
T1?95.5?10
5P1/n1?95.5?10?105960N.mm?9.948?10N.mm4（3） 由《机械设计》中表10—7选取齿宽系数?d=1
（4） 由《机械设计》中表10—6查得材料得弹性影响系数
1ZE=189.8MPa2
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(5) 由《机械设计》中图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲
劳强度极限?Hlim=600MPa；齿条的接触疲劳强度极限2?Hlim2=550MPa；
(6) 由《机械设计》中式10—13计算应力循环次数
N19=
60n1jLh?60?960?1??2?8?300?15??4.147?10
(7)由《机械设计》中图10—19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9;
KHN2=2.5
(8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计》中式（10—12）得
??H??K12HN1?Hlim1SHN2?0.9?600MPa?540MPa
??H??K?Hlim2S?2.5?550MPa?1375MPa
2）计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小的值
因为齿条的接触疲劳寿命系数较大，所以较大，所以小齿轮的较小 所以代入小齿轮的值
d1t?2.323KT?t1du?1??u?ZE???????E?2?2.3231.3?9.948?10144.2?189.8?????mm=65.396mm 3.22?522.5?（2） 计算圆周速度v
v=
（3） 计算齿宽b
b= ?d.d1t=1×65.396mm=65.396mm
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?d1tn160?1000=
??65.396?96060?1000m/s=3.29m/s
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（4） 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 齿高
h=2.25mt=2.25×2.725㎜=6.13mm b/h=65.396/6.13=10.67 （5） 计算载荷系数
根据v=3.29m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.12 直齿轮，假设KAFt<100N/mm。由表10—3查得KHa=KFa=1.2
b由表10—2查得使用系数KA=1；
由表10—4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， kH?=1.12+0.18(1+0.6?将数据代入后得
kH?=1.12+0.18(1+0.6)×1+0.23×10×65.396=1.423 由b/h=10.67, K=KA?3m=d/Zt1t1=65.396/24 mm=2.725 mm
；
2d)?2d+0.23×10b
?3kH?=1.423查图10—13得KF?=1.35；故载荷系数
HaH?KKkv=1×1.12×1.2×1.423=1.913
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1=d1t （7）计算模数m
m=d1/Z1 =74.38/24㎜=3.1㎜ 3. 按齿根弯曲强度设计
由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为
2KT1?YFaYSa??? m?32???dZ1??F?3KK=65.396×31.913t1.3mm=74.38mm
??1）确定公式内的各计算值
（1） 由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1=500MPa；齿条的
弯曲疲劳强度极限?FE2=380MPa；
（2） 由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85;
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KFN2=2.5
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（3） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10—12）得
???2F1?K?FN1FE1SFN2?0.85?500MPa=303.57MPa 1.42.5?380MPa=678.57MPa 1.4
??F??K?FE2S? （4）计算载荷系数K K=KAKKKvFaF?=1×1.12×1.2×1.35=1.814
(5) 查取齿形系数
由表10—5查得YFa1=2.65;
(6) 查取应力校正系数
由表10—5可查得YSa1=1.58; YSa2=1.97
(7)计算小齿轮，齿条的YFaYSa并加以比较
YFa2=2.06
???FYY
??F?Fa1Sa11Sa222.65?1.58?303.57=0.01379
?2.06?1.97=0.00598
678.57
YYFa2??F? 小齿轮的数值大。 2)设计计算 m?32?1.814?9.948?101?24241?0.01379 mm=2.052mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.052并就近圆整为标准值m=2.5㎜，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 z1?d1m?74.38?30 2.5 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径
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