=1532.55mm
由［2］表8-2选带的基准长度Ld=1600mm
按［2］式（8-12）计算实际中心距a
a=a°+LdL'd=400+16001532・55=533.73mm
2
5.演算主动轮上的包角
由［2］式（8-6）得
主动轮上的包角合适
6.计算窄V带的根数Z
Z=
（P0P0）KKl
由n0=1440r/mindd1=80mmi=3查［课］表8-5c和［课］表
8-5d得
P0=1.60kwP0=0.22kw
查［课］表8-8得K=0.95Kl=0.99，则
=3.856
6.6
（1.600.22）0.950.99
取Z=4根。
7•计算预紧力F。
Ra2.52
F0=500
（1）qv
VEK
查［课］表8-4得q=0.065Kg/m,故
6.62.52__n“
F0=500（——1）0.0656.29=550.3N
6.2940.95
8•计算作用在轴上的压轴力Fp
1
Fp=2ZF0sin
P2
o
=24550.3sin161.72
=4346.38N
9.带轮结构设计略。
五、齿轮传动的设计
㈠高速级齿轮传动的设计
选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿数为20。
那么大齿轮齿数为72.8。
3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式：
d1t>32KT.U1（ZHZE）2
\dUH
确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,,=0.765,,=0.945.
=0.765+0.945
=1.710
由表查得齿宽系数
d=1.0。
1
查表得：
材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2
再按齿面硬度查得：
小齿轮得接触疲劳强度极限Hlim1=590MPa
轮得接触疲劳强度极限:
HIim2—560MPa.
由计算公式：
N=60nijLh算出循环次数:
N1=60X480X1X（2X8X8X300）
=2.76X109
N8
N2=1=4.38X108
i
再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94,Khn2=1.05.
计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1失效概率1%。
K
-HN；Hlim1=0.94x590=554.6Mpa
KmHlim2=1.05x560=588Mpa
S
H1H2554.6588
H1H2=571.3MPa
22
4、计算小齿轮分度圆直径dit,由计算公式得:
d1=
53.87mm
d2=199.32mm
模数
M=2.376
齿宽
B=53.87
d1t>53.87mm
d2d1i=199.32mm
计算小齿轮圆周速度：
v=
601000计算齿宽b及模数m.
b=d1td1
53.87mm
mnt
d1tcos
Z1
cos14
22
2.376
齿高:
h=2.25mnt=2.25X2.376=5.346mm
5.346
=0.318X1x22xtan14°
=1.744
计算载荷系数K
已知使用系数Ka=1已知V=1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数Kv=1.05
由表查得：
Kh的计算公式：
Kh1.120.18（10.6d2）d20.23103b
=1.12+0.18（1+0.6）+0.23X10353.87
=1.42
再由表查的：
Kf=1.33,KhKf=1.2
公式：
KKaKvKhKh
=1X1.2X1.05X1.42=1.789
再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:
5、再按齿根弯曲强度设计:
设计公式:
确定计算参数:
计算载荷系数:
KaKvKfKf
=1X1.05X1.2X1.33
=1.676
查取应力校正系数Ys1=1.588,Ys2=1.777
再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：
fe1=500MPa大齿轮弯曲疲劳
强度极限FE2=380MPa
计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：
S=1.35
Kfn1FE1=0.85500=314.8Mpa
S1.35
Kfn2fe2=0.9380=253.3MPa
1.35
z2=97
计算大，小齿轮的
YfYs
并加以比较:
=0.01327
314.8
中心距
a=127mm
YfYs
=0.0155
253.3
大齿轮的数值大,
选用大齿轮
YfYs=0.0155
螺旋角
设计计算:
mn
2
2KTYcosYfYs
d乙2
mn
3：
2
105—°88—曲14-0.0155
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面
接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2mm，既满足弯曲强度,
但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径
d1=53.87mm来计算齿数:
d1cos
COS14=26.1
2
=14.4
分度圆直径
d1=53.69m
d2=200.3m
齿宽
b=53.69mm
B1=60mm
取Z1=26
则Z2iZ1=97
B2=54mm,
6、几何尺寸计算:
计算中心距:
（ZiZ2）m（2697）2
a126.76mm
2cos2cos14
将中心距圆整为：
127mm
按圆整后中心距修正螺旋角：
ZiZ2）marccos（2697）144
arccosarccos14.4
2a2127
因的值改变不大，故参数,Zh等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径：
Z1m2“cc
d1=53.69mm
coscos14.4
d2Z2m=200.3mm
coscos14.4
计算齿轮宽度：
bdd1=1x53.69=53.69mm
取B2=54mm,B1=60mm
8高速级齿轮传动的几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
法面模数
mn
2
面压力角
an
20。
螺旋角
B
14.4。
分度圆直径
d1
53.69
d2
200.3
齿顶圆直径
da仁d1+2hamn=53.69+2xi
x2
57.69
da2=d2+2ha*mn=200.3+2x2
204.3
（二八低速齿轮机构设计
1、已知n3=129.73r/min
2、选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS两者材料硬度差为40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿数为28。
那么大齿轮齿数为81。
3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式:
d3t=87.86m
确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768,,==0.945
=0.789+0.945=1.713
选齿宽系数d=1.0。
1
查表得：
材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2
再按齿面硬度查得：
小齿轮得接触疲劳强度极限Hiimi=590MPa大齿
轮得接触疲劳强度极限：
Hiim2=560MPa.
由计算公式：
N=60njjLh算出循环次数：
b=87.86mm
m=3.04
h=6.85
N3=60X129.73X1X（2X8X8X300）
=2.99X109
N4N3=1X109
i
再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.95.
计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1失效概率1%
4、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得:
d3t3
21.6
11.713
d3t>87.86mm
计算齿宽b及模数m.
b=d3td1
87.86mm
d1tcos
□nt
cos14
3.04mm
28
齿高:
h=2.25mnt=2.25X3.04=6.85mm
b87竺=12.83
h6.85
计算纵向重合度:
0.318d乙tan
=0.318X1X28Xtan14
=2.22
计算载荷系数K
已知使用系数Ka=1
已知V=0.596m/s,
7级齿轮精度，由表查得动载荷系数Kv=1.03
由表查得：
Kh的计算公式:
Kh
1.120.18（10.6d2）d20.23103b
=1.15+0.18（1+0.6）+0.23X10387.86
=1.428
再由［课］表10—3查的:
Kf=1.33,KhKf=1.2
公式：
KKaKvKhKh
=1X1.03X1.428X1.2
=1.765
再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:
dad
计算模数：
mn
5、再按齿根弯曲强度设计:
设计公式:
Z3二44
!
2KTYcos2YfYs
mn3——亍.
片dZiF
确定计算参数：
计算载荷系数：
KKaKvKfKf
=1X1.03X1.2X1.33
=1.644
根据纵向重合度：
=2.22,从［课］图10-28查得螺旋角影响系数
Y=0.88
乙=127
中心距
a=177.3mm
计算当量齿数:
Zv3
乙
3COS
28
cos314
=31.59
v4
Z2
3
COS
81
cos314
=91.38
再由［课］表10—5查取齿形系数Yf1=2.505,Yf=2.20
查取应力校正系数Ys1=1.63,Ys2=1.781
计算大，小齿轮的YfYs，并加以比较：
F
Yf乂
F1
YfYs
F2
小齿轮的数值大，选用小齿轮YfYs=0.00737
F
2.5051.63=0.00769
531
221781=0.00737
532
设计计算:
螺旋角
=13.7
分度圆直径
d3=90.56mm
d4=263.44mm
B2=90mm,
B1=95mm
2KTYcos2
mn
YfYs
3：
2
105°880cos2140.00769
mn
mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面
接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2mm，既满足弯曲强度,
但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径
d3=90.78mm来计算齿数:
d3cos
cos14=44.04
2
取Z3=44
得乙iZ3=1276、几何尺寸计算:
计算中心距:
a（Z3Z4）m
2cos
将中心距圆整为：
177mm
（44127）
177.3mm
2cos14
按圆整后中心距修正螺旋角:
arccos（Z3Z4）m
2a
arccos（44127）13.7
40Cr调质
轴承选
30207
因的值改变不大，故参数
Zh等不必修正。
Z3”!
计算大小齿轮分度圆直径:
d3_3…=90.56mm
coscos13.7
d4Z4m=263.44mm
coscos13.7
计算齿轮宽度：
bdd3=1x90.56=90.56mm
取B2=90mm,B1=95mm
7、低数级齿轮传动的几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
「面基数
mn
2
面压力角
an
20o
螺旋角
B
13.7o
分度圆直径
d3
90.56
d4
263.44
齿顶圆直径
da1=d1+2hamn=90.56+2x1X2
94.56
da2=d2+2hamn=263.44+2X1x2
267.44
齿根圆直径
df1=d1—2hf*mn=90.56—2X1.25X2
85.56
df2=d2—2hf*mn=263.44—2X1.25X2
258.44
中心距
a=mn（Z1+Z2）/2cosB
177
齿宽
b2=b
90
b1=b2+（5〜10）mm
95
六、
1、
2、
轴的设计
（一）、高速轴的设计
轴的材料与齿轮1的材料相同为40G调质。
按切应力估算轴径
由表15—3查得，取A0=106
轴伸出段直径
di>A°（pi/ni）1/3=106x（06/480）1/3=23.2mm
取di=32mm
3、轴的结构设计
1）、划分轴段
轴伸段di；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段d4,d6；齿轮轴段。
2）、确定各轴段的直径
由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取d2=34mm，选择滚动轴承30207,轴颈直径d3=d7=35mm。
齿轮段尺寸。
分度圆直径d=53.69da=57.69df=48.69
3）、定各轴段的轴向长度。
由中间轴的设计知轴长L=253.5+L伸出
伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出=（1.5-2）d,取L伸出=64mm
选取d2轴向长度为20Ld2=（20:
30）
其余长度根据中间轴各段长度确定
4、按许用弯曲应力校核轴。
（1）、轴上力的作用点及支点跨距的确定。
AC=57mmCD=170mmAB=227mm
（2）、绘轴的受力图。
（3）、计算轴上的作用力:
Fti=2T/d1=2X100.67Xl0/54=3728.5N
45钢调质
Fri=Ftixtann/cos目=3728.5Xtar20°/cos14.4=1401N
Fa=FtiXtani=3728.5xtan14.^=957N
（4）、计算支反力
绕支点B的力矩和2mbz=0，得
Raz=[Frix170+Faixdi/2]227
=（1401x70+957X27）227
=1163N
同理：
工MAZ=0,得
RBZ=[Fr1X57-Fa1Xd3/2]227
=（1401x57-975X27）227
=238N
校核：
艺z=Raz—已+Rbz=238+1163-1401=0
计算无误
同样，由绕支点B的力矩和艺MBy=0,得
Ray=3728.5x170/227=2792
由工MAy=0，得
Rby=3728.5x5/227=936N
校核：
艺z=Ray+Rby—已=936+2792--3728=0
计算无误
（5）转矩，绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图。
选滚动轴承
30208
A
（Fr1
（b）Ra
T
Fa1
Rbz
B
C处弯矩：
Mcz左=RazX57=66291Nmm
Mcz右=RbzX170=40460Nmm
Mcy=RayX57=2792X57=159144Nmm
（6）、合成弯矩
Mc左=（M2cz左+M2cy）1/2=（662912+4O460）1/2=77663Nmm
Mc右=（M2cz右+M2cy）1/2=（4046（f+159144y/2=164207Nmm
（7）、转矩及转矩图。
T2=100670Nmm
（8）计算当量弯矩
应力按正系数a=[血]/[\b]=55/95=0.58
疔2=0.58X00670=58389Nmm
C处：
M'c左=Mc左=159144
M‘c右=[M2c右+（02）2]1/2=（1642072+1591442）1/2=174279Nmm
（9）、校核轴径。
C剖面：
dc=（M'c右/0.1[讣]）1/3=（1742790.1X515）
=31mmv43mm
强度足够。
（10）、轴的细部结构设计
由表6—1查出键槽尺寸：
bXh=14X9（t=5好0.3）；
由表6—2查出键长：
L=45;
（b）Raz
Fa1
If1[l]ll
lini][lll[|jrillkllr..
A"：
（
B
Rty
Rty
bilT]|||||1
..iiiifilHl1
1IIIHnnir
C
（c）
（d）
B
Rbz
（二八中间轴的设计
1、选择轴的材料。
因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调质由表15—1查得：
硬度217〜255HBS[紡]=95MPa[$1b]=55MPa
抗拉强度极限：
S尸640MPa
屈服强度极限：
Ss=355MPa
弯曲疲劳极限：
b「=275MPa
剪切疲劳极限：
T-i=155MPa
许用弯曲应力：
[b-i]=60MPa
2、轴的初步估算
根据表15—3,取Ao=112
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