目錄2.3傳動零件的設計計算 1
2.3.1 v帶設計 1
2.3.2齒輪設計： 2
2.3.1 鏈傳動設計 8
參考資料 11
（1）、已知條件和設計內容
設計v帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率p；小帶輪轉速；大帶輪轉速
（2）、設計步驟：
1）、確定計算功率
根據工作條件——載荷較為平穩，由[1]表5.5
查得，計算功率為
2）、選擇v帶的帶型
根據計算功率 ,小帶e輪的轉速，由[1]圖5.14 選用z型帶。
3）、確定帶輪的基準直徑，並驗算帶速v
①初選小帶輪基準直徑
根據v帶的帶型，由[1]表5.4和表5.6，取小帶輪的基準直徑mm。
②驗算帶速 v
由於5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。
4）、計算大帶輪的基準直徑
由,傳動比,有，根據表5.6[1]，取
5）確定v帶的中心距,並選v帶的基準長度
①確定小帶輪中心距
根據式5.18[1]
0.55(+)+h≤≤2(+)
h由表5.1查得z型為6.0mm，
所以初定中心距=300mm。
②計算相應的帶長
由表5.2[1]選帶的基準長度=1000 mm
③計算實際中心距a及其變動範圍
考慮安裝調整和補償緊張力（如帶伸長而鬆弛後的緊張）的需要，中心距的變化範圍為：
6）、驗算小帶輪上的包角，由式5.1知
包角合適。
7）、計算帶的根數
計算單根v帶的額定計算功率，
由和，以及
查表5.3[1]得
查表5.4[1]得
查表5.7[1]得，
查表5.2[1]得，
取3根。
8）計算帶的張緊力
由表5.1[1]得v型帶的單位長度質量 q=0.06 kg/m,由式子5.20得
9)計算帶輪軸上壓力
由式子5.21知
(3) 把帶傳動的設計計算結果記入表2-4中
表2-4 帶傳動的設計引數
一、高速級齒輪傳動計算
已知條件：輸入功率=1kw,小齒輪轉速
傳動比=4.73,工作壽命為10年（年工作日250天），兩班制。
(1)選定齒輪型別、材料和齒數
1）因功率較小速度較低，故選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）材料選擇。由[1]表6.1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。
3）選擇小齒輪齒數=32，大齒輪齒數==4.73×32=151.36,取=151。
(2)按齒面接觸強度設計
由公式（6.6）[1]知齒面接觸強度設計公式為
1)確定上公式內的各計算數值
①計算載荷係數k
由表6.2查得使用係數=1，由[1]134頁齒輪速度低，對軸承較為對稱布置，故取得=1.1，，。
由[1]公式（6.2）得載荷係數
k= =1×1.1×1.1×1=1.21
②計算小齒輪傳遞的轉矩
③由[1]表6.8選取齒寬係數。
④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 mpa。
⑤計算應力迴圈次數
=60×666.67×1×(16×250×10)=1.600×109
==3.383×108
⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命係數=1； =1.2
⑦計算接觸疲勞許用應力
由表6.5，取失效概率為1%，安全係數s=1，則
==1×700=700 mpa
==1.2×550=660 mpa
⑧查[1]中：圖6.12,得節點區域係數=2.5。參考[1]中135頁,取zε=0.85；由表6.3查得材料的彈性影響係數=189.8 mpa。
⑨許用接觸應力
= 660 mpa
2）計算
①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得
②取齒輪模數mn
根據動力傳動的原則；查手冊取標準模數m=2mm（第1系列）
③計算齒輪幾何引數
mmmm
中心距： mm
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒輪寬度：因為b=ψd=1×64=64 mm，故取b1=70mm；b2=b=65mm
④計算圓周速度，確定齒輪精度
v==m/s
參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。
(3)按齒根彎曲強度校核
由[1]公式（6.8）知彎曲強度校核公式為
1)確定校核公式中的計算引數
載荷係數（前面已經得到）
k= =1×1.1×1.1×1=1.21
查[1]中表6.4得取齒形係數
=2.49, =2.14
查[1]中表6.4得取應力校正係數
=1.63, =1.84
計算彎曲疲勞許用應力
查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σflim1=280mpa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σflim2=220mp
查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命係數yn1= yn2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全係數則
===400 mpa
===350.28 mpa
2）校核計算
=29.1982 mpa
因， 故彎曲強度足夠。
(4)受力分析
由[1]中式6.1
所以二、低速機齒輪傳動計算
已知條件：輸入功率=0.96kw,小齒輪轉速
傳動比=3.83,工作壽命為10年（年工作日250天），兩班制。
(1)選定齒輪型別、材料和齒數
1）因功率較小速度較低，故選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）材料選擇。由[1]表6.1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。
3）選擇小齒輪齒數=32，大齒輪齒數==3.82×32=122.56,取=123。
(2)按齒面接觸強度設計
由公式（6.6）[1]知齒面接觸強度設計公式為
1)確定上公式內的各計算數值
①計算載荷係數k
由表6.2查得使用係數=1，由[1]134頁齒輪速度低，對軸承較為對稱布置，故取得=1.1，，。
由[1]公式（6.2）得載荷係數
k= =1×1.1×1.1×1=1.21
②計算小齒輪傳遞的轉矩
③由[1]表6.8選取齒寬係數。
④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 mpa。
⑤計算應力迴圈次數
=60×140.94×1×(16×250×10)=3.383×108
==8.833×107
⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命係數=1.2； =1.4
⑦計算接觸疲勞許用應力
由表6.5，取失效概率為1%，安全係數s=1，則
==1.2×700=840 mpa
==1.4×550=770 mpa
⑧查[1]中：圖6.12,得節點區域係數=2.5。參考[1]中135頁,取zε=0.85；由表6.3查得材料的彈性影響係數=189.8 mpa。
⑨許用接觸應力
= 770 mpa
2）計算
①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得
②取齒輪模數mn
根據動力傳動的原則；查手冊取標準模數m=2mm（第1系列）
③計算齒輪幾何引數
mmmm
中心距： mm
中心距為5、0結尾的數，a=155mm
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒輪寬度：因為b=ψd=1×64=64 mm，故取b1=70mm；b2=b=65mm
④計算圓周速度，確定齒輪精度
v==m/s
參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。
(3)按齒根彎曲強度校核
由[1]公式（6.8）知彎曲強度校核公式為
1)確定校核公式中的計算引數
載荷係數（前面已經得到）
k= =1×1.1×1.1×1=1.21
查[1]中表6.4得取齒形係數
=2.49, =2.16
查[1]中表6.4得取應力校正係數
=1.63, =1.81
計算彎曲疲勞許用應力
查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σflim1=280mpa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σflim2=220mp
查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命係數yn1= yn2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全係數則
===400 mpa
===350.28 mpa
2）校核計算
=因， 故彎曲強度足夠。
(4)受力分析
由[1]中式6.1
所以三、圓柱齒輪傳動參數列
各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和引數的計算結果如下表
表2-5 圓柱齒輪傳動參數列
（1）、已知條件和設計內容
設計鏈傳動時的已知條件包括：鏈傳動的工件條件；輸入功率p=0.81kw；傳動比；小鏈輪轉速；大鏈輪轉速。
（2）、設計步驟：
1）選擇鏈輪的齒數、
鏈輪之間的傳動比由已知
根據實際要求，載荷較為平穩，假定鏈速，由[1]表5.14 取小鏈輪齒數19，大鏈輪齒數。
2）確定鏈節數
初定中心距，則鏈節數為由[1]中式5.32知
取（取偶數）
3）確定鏈條節距
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