．計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值
由課本表8-3查得q=0.1kg/m，單根V帶的最小初拉力：
(F0) min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZV Kα)+qV2
=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422]N
=163.13N
7．計(jì)算壓軸力
作用在軸承的最小壓力Fp
Fp=2ZF0sinα1/2=2×5×163.13sin166.248/2
=1619.57N
 
六．齒輪設(shè)計(jì)
          (一)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)
    已知：輸入功率PIII =7.2KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =720r/min，傳動(dòng)比為I=3.38，工作壽命8年，每天工作16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。
1．選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)
   1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
   2）因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88）。
   3)材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料相差為30HBS。
  4）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=25，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=3.38×25=84.5，取Z2 =85。
   5）選用螺旋角：初選螺旋角為 =150
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
   由d1t≥ 
確定有關(guān)參數(shù)如下：
1)傳動(dòng)比i=3.38
實(shí)際傳動(dòng)比I0=85/25=3.4,   傳動(dòng)比誤差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.
齒數(shù)比：u=i0=3.4
2)由課本表10-7取φd=1
3)選取載荷系數(shù)Kt=1.4
4)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)為ZH =2.425
5）由圖10-26，可知 =0.79,  =0.88,所以 = + =0.79+0.88=1.67
6)由表10-6查知材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/2
7) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 =600MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限   =550MPa
8)計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)
  N1 =60* n1* j* Lh
   =60×720×1×(16×300×8)
   =1.66×109
N2 = N1/3.4=4.91×108
由圖10-19取疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2 =0.94
9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
   取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-12）可知： 1 =KHN1* /S=0.96×600=540MPa
     2= KHN2*  /S=0.94*550=517MPa
      =(  1+  2)/2
=(540+517)/2MPa
=528.5MPa
(2)計(jì)算
   1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ,由上述公式可得
      d1t>=54mm
   2)計(jì)算圓周速度
V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=2.04m/s
   3)計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mnt
    b=φd×d1t=1×54=54mm
mnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09
h=2.25×mnt=4.69mm
b/h=11.5
4）計(jì)算縱向重合度
 =0.318 *φd* Z1 *tan 
   =0.318*tan150×25×1
   =2.13
5)計(jì)算載荷系數(shù)K
使用系數(shù)KA=1.25 ,根據(jù)V=2.04m/s,7級(jí)精度，KV=1.09
由表10-4查得KH =1.419由表10-13查得KF =1.32
由表10-3查得KH =KH =1.1
K=KAKVKH KH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.13
6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由
d1=d1t（K/Kt）1/3得
     d1=54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm
7)計(jì)算模數(shù)mn
mn= d1*cos  / z1 =2.4
3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
     mn >=
(1)  確定參數(shù)
1）          計(jì)算載荷系數(shù)
   K= KAKVKF KF  =1.25*1.09*1.1*1.32=1.98
2)根據(jù)縱向重合度 ，由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y =0.88
3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
ZV1=Z1/(cos )3=27.74
ZV2=Z2/(cos )3=94.32
   4)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa
根據(jù)齒數(shù)Z1=25,Z2=85由表6-9相得 
YFa1=2.56     YSa1=1.607
YFa2=2.19     YSa2=1.78
5)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 
σFE1 =520MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2 =480MPa
由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.88，KFN2 =0.91
6)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5
[σF]1= KFN1σFE1/S=0.88*520/1.5=293.33
[σF]2= KFN2σFE2/S=0.91*480/1.5=291.2
8)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/σF并加以比較
YFa1YSa1/σF=2.56*1.607/293.33=0.0014025
YFaYSa/σF=2.19*1.78/291.2=0.013387
 小齒輪的數(shù)值大
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
mn>
對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn，取mn=2mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=62.1mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是
    Z1=d1× cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30
 Z2=i*Z1=3.4*30=102,為了與小齒互質(zhì)，取Z2=101
4．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距
a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos )
=(30+101)*2/(2*cos150)
=135.62mm
將其圓整為a=136mm
(2)  按圓整后的中心距修正螺旋角
 =arccos[(Z1+Z2)* mn/(2*a)]
=arccos[(30+101)*2/(2*136)]
= 15.5850
由于改變不多，故參數(shù)等不必修正。
（3）計(jì)算大小齒輪分度圓直徑
  d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm
d2 = Z2* mn/cos  =101*2/cos 150 =209.12mm
(4)計(jì)算齒輪寬度
   B=φd×d1 =1*62.12=62.12mm
經(jīng)圓整后，取B1=70mm,B2=65mm
二．低速級(jí)齒輪傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)
    已知：輸入功率PII =6.91KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 =213r/min，傳動(dòng)比為I=3.38，工作壽命8年，每天工作16小時(shí)，每年300天，傳動(dòng)輸送機(jī)輕微振動(dòng)，單向工作。
1．選擇齒輪類型、材料、精度等級(jí)和齒數(shù)
  1）按擬定的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
  2）因?yàn)闈L筒為一般工作器，速度不高，選用法級(jí)精度（GB 10095-88）。
  3)材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40 Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為275HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料相差為30HBS。
  4）選用小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則大齒輪的齒數(shù)為
Z2=3×24=72。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
  由d1t≥ 2.32
確定有關(guān)參數(shù)如下：
1)傳動(dòng)比i=3
2)由課本表10-7取φd=0.8
3)選取載荷系數(shù)Kt=1.3
4)由表10-6查知材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/2
5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 =580MPa和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 =500MPa
6)計(jì)算兩齒的循環(huán)次數(shù)
  N3 =60* n2* j* Lh
     =60×213×1×(16×300×8)
     =5.53×108
N4= N3/3=2.31×106
由圖10-19取疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.95，KHN3 =0.98
7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
   取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-12）可知： 3=KHN3* /S=0.95×580=551MPa
       3= KHN4*  /S=0.98*500=490MPa
       =(  1+  2)/2
=(540+517)/2MPa=528.5MPa
(2)計(jì)算
   1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ,由上述公式可得
      d3t>=107.945mm
   2)計(jì)算圓周速度
V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=1.2m/s
   3)計(jì)算齒寬系數(shù)b以及模數(shù)mnt
    b=φd×d1t=0.8×107.94=86.35mm
mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975
h=2.25×mt=10.119mm
b/h=8.534
4)計(jì)算載荷系數(shù)K
使用系數(shù)KA=1.25 ,根據(jù)V=1.2m/s,7級(jí)精度，KV=1.06
由表10-4查得KH =1.301由表10-13查得KF =1.26
由表10-3查得KH =KH =1
K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724
5)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由
d3=d3t（K/Kt）1/3得
     d1=107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm
6)計(jì)算模數(shù)mn
mt= d3/ z3 =4.94
3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
     mt>=
(1)確定參數(shù)
1）          計(jì)算載荷系數(shù)
   K= KAKVKF KF  =1.25*1.06*1*1.26=1.67
   2)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa
根據(jù)齒數(shù)Z3=24,Z4=72由表6-9相得 
YFa3=2.65     YSa3=1.58
YFa4=2.236     YSa4=1.734
3)由圖10-20c查知小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 
σFE3 =450MPa,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE4 =410MPa
由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3 =0.93，KFN4 =0.97
4)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4
[σF]3= KFN1σFE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa
[σF]4= KFN2σFE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa
5)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/σF并加以比較
YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/298.73=0.01401
YFa4YSa4/σF4=2.236*1.754/284.07=0.01381
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
m>= =3.157
對(duì)于比較計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m，取mn=4mm已滿足要求，但是為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按齒面接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=118.59mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是
    Z3=d3/m=118.59/4=30
 Z4=i*Z3=90
4．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距
a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm
（2）計(jì)算大小齒輪分度圓直徑
  d3=Z3*m=30*4 =120mm
d4 = Z4* m=90*4 =360mm
(3)計(jì)算齒輪寬度
   B=φd×d3=0.8*120=100mm
經(jīng)圓整后，取B4=96mm,B3=100mm
5．大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：
 
七、軸的設(shè)計(jì)
I軸的設(shè)計(jì)
已知：PI=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 N•m,
B=70mm
1.     求作用在齒輪上的力
已知高速級(jí)小齒輪直徑為d =62.12mm,
 Ft=2* TI/d
=2*95.5*1000/62.12mm
=3074.69N
Fr=Ft×tan =3074.69*tan200=1158.57N
2.     初選軸的最小直徑
先按式d>=A。 ，選軸為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A。=125，于是得
     （dmin）‘=125* =26.93mm
因?yàn)橹虚g軸上開有鍵槽，所以應(yīng)增大7%，所以
  dmin =（dmin）‘（1+7%）=28.32mm
  軸上的最小直徑顯然出現(xiàn)在軸承上。
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
 
（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑
  1）初步選用滾動(dòng)軸承，因軸承中同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=28.32mm,由軸承產(chǎn)品中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的角接觸軸承7207AC軸承，其尺寸是d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm
即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm
2）I-II段左端要有一軸肩，故取dII-III=32mm，右端用軸承檔圈定位，摟軸端直徑取檔圈直徑D=35mm，由于皮帶與軸的配合長度為56mm，為了保證軸端檔圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸上，故取LI-II=54mm。
3）II-III段的軸頭部分LII-III=50mm
     III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=35mm
     Ⅳ-Ⅴ段部分LⅣ-Ⅴ=41mm
     Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=41mm
  4）取兩齒輪齒面距箱體內(nèi)壁a1=15mm,兩齒面距離為a2 =15mm，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁S，取S=8mm,倒角R=2mm
5）軸上零件的周向定位
齒輪與軸之間用平鍵連接。
齒輪與軸之間的鍵選取b×h=8mm×7mm,鍵槽用鍵槽銑刀來加工，長為40mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選用齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；軸承與軸之間的配合用過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
6）確定軸上圓角和倒角的尺寸
參照表15-2，取軸端倒角為2×450 ，各軸肩處圓角半徑依表查得。
 
4．求軸上載荷
載荷 水平面 垂直面
支反力F（N） Fax =1634 Fay =866.43
 Fbx =3175.2 Fby =-144.65
 Fp=1734.5
彎矩M（N•mm） MH1 =95589.05 MV1 =50686.16
 MH2 =154370.5 MV1 =-25097.07
總彎矩（N•mm） M1 =108195.9 M2 =98828.98
扭矩 TII =95500 N•mm
5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
    進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承客觀存在最大彎矩的截面（即最危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度，按式15-5能上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力：
σca=
  =
=38.4MPa