3）计算大带轮的基准直径。
根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2=i1dd1=2.5×140=350mm
根据课本查表，取标准值为dd2=355mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。
2）由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π2140+355+355-14024×500=1800.66mm
由表选带的基准长度Ld=1950mm。
3）按课本公式计算实际中心距a0。
a≈a0+Ld-Ld02=500+1950-1800.662=574.67mm
按课本公式，中心距变化范围为:
amin=a-0.015Ld=545.42mm
amax=a+0.03Ld=633.17mm
5.验算小带轮上的包角a1
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-355-140×57.3°475=158.56>120°
6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=140mm和nm=970r/min，查表得P0=2.1kW。
根据nm=970r/min，i1=2.5和B型带，查表得DP0=0.30kW。
查表得Ka=0.95，查表得KL=0.97,于是
Pr=P0+ΔP0KαKL=2.1+0.3×0.95×0.97=2.21kw
2）计算V带的根数z
z=PcaPr=7.2932.21=3.29
取4根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得B型带的单位长度质量q=0.170kg/m，所以
F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.95×7.2930.95×4×7.11+0.170×7.112=217.79N
8.计算压轴力FP
Fp=2zF0sinα12=2×4×217.79×sin158.62=1284.02N
9.主要设计结论
带型
B型
根数
4根
小带轮基准直径dd1
140mm
大带轮基准直径dd2
355mm
V带中心距a
574.67mm
带基准长度Ld
1950mm
小带轮包角α1
158.6°
带速
7.11m/s
单根V带初拉力F0
217.79N
压轴力Fp
1284.02N
2、带轮结构设计
1.小带轮的结构设计
1）小带轮的结构图
2）小带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
电动机轴直径D
D=42mm
42mm
分度圆直径dd1
140mm
da
dd1+2ha
140+2×3.50
147mm
d1
（1.8~2）d
（1.8~2）×42
84mm
B
（z-1）×e+2×f
（4-1）×19+2×11.5
80mm
L
（1.5~2）B
（1.5~2）×80
120mm
2.大带轮的结构设计
1）大带轮的结构图
2）大带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
输入轴最小直径
D=32mm
32mm
分度圆直径dd2
355mm
da
dd1+2ha
355+2×3.50
362mm
d1
（1.8~2）d
（1.8~2）×32
64mm
B
（z-1）×e+2×f
（4-1）×19+2×11.5
80mm
L
（1.5~2）d
（1.5~2）×64
64mm
第四章齿轮的设计计算
1、选精度等级、材料及齿数
（1）材料选择：
由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。
（2）一般工作机器，选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×4.3=103.2，取Z2=103。
（4）压力角a=20°
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥ 32KT1φdu+1uZEZHZεσH2
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×103P1n1=9.55×106×6.36970=6.26×104Nmm
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αa1=arccosZ1cosαZ1+2ha*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°
αa2=arccosZ2cosαZ2+2ha*=arccos103×cos20°103+2×1=22.81°
端面重合度：
εα=12πZ1tanαa1-tanα'+Z2tanαa2-tanα'=12π24×tan29.841°-tan20°+103×tan22.81°-tan20°=1.726
重合度系数：
Zε=4-εα3=4-1.7263=0.871
⑦计算接触疲劳许用应力[sH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1=600MPa、sHlim2=550MPa。
计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×970×1×10×2×8×300=2.79×109
N2=N1i12=2.79×1094.3=6.51×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.90、KHN2=0.95。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
σH1=σHlim1KHN1S=600×0.901=540MPa
σH2=σHlim2KHN2S=550×0.951=523MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
σH=σH2=523MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1≥ 32KT1φdu+1uZEZHZεσH2= 32×10000×1.3×6.261×4.3+14.3×189.8×2.5×0.8715232=50.036mm
（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
v=π×d1t×n160×1000=π×50.036×97060×1000=2.54m╱s
②齿宽b
b=φdd1t=1×50.036=50.036mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1。
②根据v=2.54m/s、7级精度，由图查得动载系数KV=1.1。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1d1t=2×6.26×10450.036=2502N
KAFt1b=1×250250.036=50N╱mm<100N╱mm
查表得齿间载荷分配系数KHa=1.2。
④由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHb=1.318。
由此，得到实际载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.318=1.74
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1H=d1t×3KKt=50.036×31.741.3=55.142mm
及相应的齿轮模数
mH=d1HZ1=55.14224=2.298mm
3.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
σF=2KT1YFaYSaYεφdm3Z12
1）确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.726=0.685
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.65YFa2=2.18
YSa1=1.58YSa2=1.79
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.2
根据KHb=1.318，结合b/h=10.665查图得KFb=1.275
则载荷系数为
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.275=1.606.
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1=500MPa、sFlim2=320MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.88
取安全系数S=1.4，得
σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3201.4=201MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=2KT1YFa1YSa1Yεφdm3Z12=2×1.606×6.26×104×2.65×1.58×0.6851×23×242=125.15MPa≤σF1
σF2=2KT1YFa2YSa2Yεφdm3Z12=2×1.606×6.26×104×2.18×1.79×0.6851×23×242=116.64MPa≤σF2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
4、几何尺寸计算
计算分度圆直径：
d1=z1m=28×2=56mm
d2=z2m=120×2=240mm
计算中心距：
a=d1+d22=56+2402=148mm
计算轮齿宽度：
b=φdd1=1×56=56mm
考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm,即
b1=b+（5~10）mm=61~66mm
取b1=61mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=56mm
主要设计结论
齿数Z1=24、Z2=103，模数m=2mm，压力角a=20°，中心距a=148mm，齿宽b1=61mm、b2=56mm。
齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
2mm
2mm
齿数z
24
103
齿宽b
61mm
56mm
分度圆直径d
56mm
240mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×（ha+c）
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
60mm
244mm
齿根圆直径df
d-2×hf
52mm
236mm
第五章轴的设计计算
1、输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=6.36KWn1=388r/minT1=156.648Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=56mm
则:
Ft=2T1d1=2×1000×156.64856=5594.6N
Fr=Ft×tanα=5594.6×tan20°=2036.3N
3.初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=120，得：
dmin=A0×3P1n1=120×36.36388=30.48mm
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:
dmin=30.48×（1+0.05）=32.004mm
圆整取，d12=32mm
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=39mm。
大带轮宽度B=80mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=78mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=35mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，故d34=d78=40mm，取挡油环的宽度为10，则l34=l78=18+10=28mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。
所以l56=B=61mm，d56=d1=56mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则
l45=Δ+s-15=16+8-15=9mm
l67=Δ+s-15=16+8-15=9mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
2、输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2=6.17KWn2=90.23r/minT2=653.51Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=240mm
则:
Ft=2T2d2=2×1000×653.51240=5445.9N
Fr=Ft×tanα=5445.9×tan20°=1982.1N
3.初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:
A0=120，于是得
dmin=A0×3P2n2=120×36.1790.23=49.07mm
由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开一个键槽，故将轴径增大5%，
dmin=49.07×（1+0.05）=51.52mm
圆整取dmin=52mm
查表可知标准轴孔直径为55mm,故取dmin=55mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:
Tca=KAT2=1.5×653.51=980.265Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT9型联轴器。
半联轴器的孔径为60mm故取d12=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm。
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=65mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=70mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=105mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=65mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×24mm，故d34=d67=70mm，取挡油环的宽度为10，则l67=24+10=34mm
右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d56=79mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=75mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。
已知大齿轮轮毂的宽度为B=56mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=54mm。
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取小齿轮端面距
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