V带的设计参数总汇
带基准直径型 /mm dd1 dd2 带速V/m2-1s 中心距控制范围/mm 基准长度Ld/mm 2180 162.22° 包角α V带根数Z 5 最小压轴单根带力初拉力（Fp)min/N F0/N 2533.49 256.43 B 140 355 7.11 660.22～725.62 7.9、V带轮的结构设计 a、V带轮的材料：由于减速器的转速不是很高，故选HT150型。
b、V带轮的结构形式：V带由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据V带根数z=5，小带轮基准直径
dd1?140mm，大带轮基准直径dd2?355mm，故由《机械设计》课本P160图8-14小带轮
选择腹板式，大带轮选择孔板式。 c、V带轮的轮槽
V带的轮槽与选用的V带的型号相相应。见于课本P161表8-11。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，不应与轮槽底部接触。具体参数见下表。 槽型 B bd 14.0 hmin 3.5 hfmin 10.8 e 19±0.4 fmin 11.5 φ 38° 轮槽工作表面的粗糙度为Ra1.6μｍ或Ra3.2μｍ。 d、V带轮的技术要求
铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。 e、结构图
腹板式 孔板式
第 8 页
8、齿轮的设计
8.1、低速级齿轮传动的设计计算
8.1.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角
（1）选用直齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。
（2）材料选择。由课本P，硬度为280HBS；大齿191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
（3）选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4?i齿轮z3?3?24?72。 （4）取压力角为20°。 8.1.2、按齿面接触强度设计
由机械设计课本P203设计计算公式（10-11）进行计算，即
d3t?32KHtT3u?1ZHZEZ?2??()
??H??du1）确定公式内的各参数值 ①试选KHt?1.6。
②小齿轮传递的转矩为。T3?9.55?106P7.97?9.55?106??1765.56?103N?mm。 nⅢ43.11③查课本P206表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由课本P203图10-20查得区域系数ZH?2.5。
⑤由课本P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。 ⑥由课本P202式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。
12?a3?arccos(z3cos?24?cos20?)?arccos()?29.841? ?z3?2ha24?2?1z4cos?72?cos20?)?arccos()?23.894? ?z4?2ha72?2?1?a4?arccos(
第 9 页
???[z3(tan?a3?tan?')?z4(tan?a4?tan?')]2?[24(tan29.841??tan20?)?72(tan23.894??tan20?)]??1.7072?4????34?1.707?0.8743
Z??⑦计算接触疲劳许用应力??H?。
由课本P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim3?600MPa、
?Hlim4?550MPa。
由课本P209式（10-15）计算应力循环次数：
N3?60nⅢJLh?60?43.11?1?(2?8?300?10)?1.242?108
N31.242?108N4???4.14?107
i3由课本P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3?1.10,KHN4?1.19(允许有一定点蚀）取失效概率为1%、安全系数S?1，由课本P207式（10-14）得KHN3?Hlim31.10?600?MPa?660MPaS1K?1.19?550[?H]4?HN4Hlim4?MPa?654.5MPaS1[?H]3?取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[?H]?[?H]4?654.5MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d3t?32HHtT3u?1ZHZEZ?2??()?du[?]
3(2?1.6?1765.56?10)(3?1)2.5?189.8?0.8742?3??()13654.5?144.616mm（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。 ①圆周速度v。
第 10 页
v??d3tnⅢ60?1000???144.616?43.1160?1000ms?0.326ms
②齿宽b。
b??dd3t?1?144.616mm?144.616mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由课本P192表10-2查得使用系数KA?1。
②根据v?0.326ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV?1.01。 ③齿轮的圆周力。
2T32?1765.56?103Ft3??N?2.442?104N
d3t144.616KAFt31?2.442?104?N/mm?168.86N/mm?100N/mm b144.616查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.0。
④由课本P196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，得齿向载荷分布系数KH??1.442。由此，得到实际载荷系数
KH?KAKVKH?KH??1?1.01?1.0?1.442?1.456
3）由课表P204式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d3?d3t3KH1.456?144.616?3?140.14mm KHt1.6及相应的齿轮模数m?d3140.14?mm?5.839mm z3248.1.3、按齿面弯曲疲劳强度设计 （1）由课本P200式（10-7）试算模数，即
m?32KFtT3Y?YFaYSa?() 2?dz3[?F]1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3。
②由课本P200式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数
第 11 页
Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.689 1.707③计算
YFaYSa。 [?F]由课本P200图10-17查得齿形系数YFa3?2.65、YFa4?2.24 由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa3?1.58、YSa4?1.77。
由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为?Flim3?500MPa、
?Flim4?380MPa。
由课本P20810-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.89、KFN4?0.93 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由课本P207式（10-14）得
[?F]3?KFN3?Flim30.89?500?MPa?317.86MPa
S1.4K?0.93?380[?F]4?FN4Flim4?MPa?252.43MPa
S1.4YFa3YSa32.65?1.58??0.0132
[?F]3317.86YFa4YSa42.24?1.77??0.0157
[?F]4252.43因为大齿轮的
YFaYSa大于小齿轮，所以取 [?F]YFaYSaYFa4YSa4??0.0157 [?F][?F]42）试算模数
32KFtT3Y?YFaYSa2?1.3?1765.56?10?0.6893mt?3?()??0.0157mm22 ?dz3[?F]1?24?4.418mm（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。
d3?mtz3?4.418?24mm?106.032mm
第 12 页