带轮设计方案

，允许误差为5%，运输装置工作

时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。 [解] （1）确定计算功率Pca

因两班制工作时间为16h查表8-8查得工作情况系数KA1.2，故

PcaKAP1.278.4kW （2）选择V带的带型

根据Pca、n1，由图8-11选用B型。 （3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速ν ①由表8-7和8-9，初选小带轮的基准直径

dd1160mm

②验算带速ν 按式(8-13)验证带的速度 νdd1n16010001609606010008.0384ms

5msν30ms 带速合适③计算大动轮的基准直径。根据式（8-15），计

算大带轮的基准直径，已知ε=5﹪

dd2dd1n11ε16096010.05442.18mm

n2330查表8-9，取标准值d=450mm

d2 （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld

①由式0.7dd1dd2a02dd1dd2，初定中心距a0600mm。 ②由式(8-22)计算带所需的基准长度

Ld02a02dd1dd222dd2dd14a0

26002193mm2450160160450

4600 由表8-2选带的基准长度Ld2180mm

③按式(8-23)计算实际中心距a aa0LdLd0260021802193594mm 2考虑带轮的制造误差,带长误差,带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要,由式(8-24)计算中心距的变化范围

中心距的变化范围为561~659mm。 （5）按式(8-6)验算小带轮上的包角α1

α1180dd2dd157.357.3180600160138120 a594 故包角合适。 （6）计算带的根数z

①计算单根V带的额定功率Pr 由dd1160mm和 n1960ms，查表8-4得P02.68kW 根据 n1960ms,i9602.9和B型带，查表85得P00.303kW

330 查表8-6得Kα0.88，表8-2得KL0.99，于是

PrP0P0KαKL(2.680.303)0.880.992.60kW ②计算V带的根数z zPcaPr8.43.23 2.60 取4根。

（7）计算单根V带的初拉力的最小值F0min 由表8-3得B型带的单位长度质量q0.17kg(8-27)计算:

F0min5002.5KαPcaqν25002.50.888.40.178.03842251N

Kαzν0.8848.0384m，所以由式

（8）计算压轴力

Fp2zF0minsinα124251sin1381875N

22 （9）带轮结构设计 ①带轮材料 常用的带轮材料为HT200 ②带轮的结构形式

因采用异步电动机功率P=7kW,n=960r/min查机械设计手册电动机系列选用Y160M-6型，额定功率P=7.5，满载转速n=970r/min 电动机轴的参数：

D=42mm E=110mm F*GD=12*8mm G=37mm

所以小带轮轴孔的直径d=42mm ∵ dd1>2.5d且dd1<300mm 所以采用腹板式结构

d1=(1.8～2)d, 取d1=2d=84mm B型带轮的截面尺寸： bd=14.0mm

hfmin=10.8mm

hamiin=3.50mm e=19±0.4mm

fmin=11.5mm

所以 B=(Z-1)e+2f=（4-1）×19+2×13.5=84mm

B=(Z-1)e+2f （Z为槽数） S=（1/7～1/4）B 取S=1/5B=16.8mm

L=（1.5～2）d 取L=2d=84mm da=dd1+2hamin=160+2×3.5=167mm 综上的腹板式带轮的主要参数：

da=167mm

dd1160mm S=16.8mm L=84mm

B=84mm d=42mm d1=84mm （10）键连接的设计 ①键连接类型和尺寸

一般8级以上的精度带轮有定心要求，应选用平键连接。因为带轮在轴端，故选用单圆头普通平键（C型） 因小带轮轴孔的直径d=42mm

查机械设计手册得键的截面尺寸为:宽度b=12mm，键高h=8mm，轴槽深5.0mm，毂槽深3.3mm。

由带轮轮毂宽度L=84mm并参考键的长度系列，取键长L′=70mm(比轮毂宽度小些)。 ②校核键连接的强度

键的标记为：键C12×70GB/T1096-2003