（3）计算大带轮直径
dd2=idd1（1-ε）=3×125=375mm
根据GB/T13575.1-9规定，选取dd2=375mm
3.4确定带长及中心距
（1）初取中心距a0
0.7dd1dd2a02dd1dd2
得315≤a0≤1200，根据总体布局，取ao=500mm
（2）确定带长Ld：
根据几何关系计算带长得
Ldo2a02dd1dd2
2dd1dd2
4a0
=2500150450
2
2502
4500
=1816mm
根据标准手册，取Ld=1800mm
（3）计算实际中心距
aa0Ld-Ld0=5001800-1816=492mm02
中心距变化范围为443-515mm
3.5.验算包角
dd2dd1
1180d2d157.3a
3.6.确定V带根数Z
Pc
Z≥（P0P0）KKL
根据dd1=125mm及n1=960r/min，查表得P0=1.382KWΔ,P0=0.11KW
Kα=0.922
KL=1.01
查表8-4bpr=（po+ΔP0）×Kα×KL=1.492x0.922x1.01=1.39kw
Z=PCa／pr=5.28／1.62=3.5,取Z=4
3.7.计算单根V带的初拉力的最小值F0minPc2.52
F0=500
（1）qv
vZK
查表得q=0.10㎏/m,则
（2.50.922）×4.4222
（F0）min=5000.106.28=154N，
0min0.922×4×6.28
取（F0）min=160N
应使带的实际初拉力FO>1.5（F0）min=240N
3.8.计算带轮轴所受压力Fp
151Fp=2ZF0sin1=2×4×154×sin151=1193N22
第四章齿轮的设计计算
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
按图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，采用软齿面。
运输机为一般机器，速度不高，选用8级精度（GB10095-88）。
由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24×4=107。
3
确定有
2）按齿面接触强度设计齿轮
1由设计计算公式d≥2.32×{Kt·T1·Ze2·（u+1）/?
d·[Hσ]2·u}关参数。
载荷系数Kt=1.3；小齿轮的转矩T1=112809N·mm；
1
2
齿宽系数?
d=1；Ze=189.8MPa；u=4
2由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
3由式10-13计算应力循环次数：
8N1=60·n1·jL·h=60×320×1×（1×8×300×8）=3.68641×088
N2=N1/I齿=3.6864×10÷4.47=8.2471×0
4计算接触疲劳许用应力：
由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95;取失效概率1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[σH]1=KHN1·σHlim1/S=540MPa
[σH]2=KHN2·σHlim2/S=522.5MPa
3）计算：
计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
d1t≥2.32×{1.3×112809×5.47×189.82÷1÷4.47÷522.52}=66.622mm
许用接触应力σH=（552+528）/2=540MPa
计算圆周速度V。
V=πd·1t·n1/600×1000=1.12m/s
④计算齿宽b及齿宽与齿高之比b/h。
b=?
d·d1t=1×66.622mm=66.622mm
模数m1=d1t/Z1=71.90÷24=2.99mm
齿高h=2.25m1=2.25×2.78=6.25
b／h=66.6226÷.25=10.66⑤计算载荷系数。
根据V=1.12m/s，8级精度。
由图10-8查得动载系数KV=1.12，
查表10-3可知斜齿轮KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系数KA=1；用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，由表10-4KHβ=1.459，由图10-13查的KFβ=1.35故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.459×1×1.12=1.634
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）
11
33
d1=d1t（K/Kt）=66.622×（1.6341÷.3）=71.90mm
⑦计算模数。
m=d1/Z1=71.90÷24=2.99mm
（四）按弯曲强度校核轮齿。
1
3齿根弯曲强度的设计公式m≥{2KT1/?
dZ12（YFaYsa/[σf]）}
1确定公式内的各计算数值：
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。
计算弯曲疲劳许用应力：
[σF]1取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500÷1.4=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380÷1.4=238.86MPa计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.35=1.512
由表10-5查得齿形系数YFa1=2.652,YFa2=2.226。
由表10-5查得应力校正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.764。
计算大小齿轮的YFaYsa/[σF]并加以比较：
YFa1Ysa1/[σF]1=2.651×.58÷303.57=0.01379
YFa2Ysa2/[σF]2=2.19×1.785÷238.86=0.01644
1
3
2设计计算m≥{2×1.512×99480×0.016371÷242}=2.05mm
可取由弯曲强度算得的模数2.2
并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=73.606mm,计算应有的齿数。
算出小齿轮齿数Z1=d1/m=71.9÷2.99≈25取Z1=25大齿轮齿数Z2=3.2x25=80取Z2=80
3几何尺寸计算：
1.计算分度圆直径d1=Z1m=25×2.5=62.5mm
d2=Z2m=80×2.5=200mm
2.计算中心距a=（d1+d2）/2=262.52÷=131.25mm。
3.按圆取整后的中心距修正螺旋角β=arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos0.969=14°18'由于角度相差不大，故参数不必修正计算齿轮宽度b=?
d·d1=1×62.5=62.5mm
圆整后取B2=62.5mm，B1=68mm
㈤齿轮几何尺寸的确定;
齿顶圆直径da
由《机械零件设计手册》得
ha=1c=0.25
da1Z12ham（2521）2.0555.35（mm）
da2Z22ham（8021）
2.05168.1（mm）
齿距
P=2×3.14=6.28（mm）
齿根高
hfhacm2.563（mm）
齿顶高
haham12.052.05（mm）
齿根圆直径df
df1d12hf62.522.56357.374（mm）
df2d22hf20022.563194.87（mm）
㈥齿轮的结构设计：
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径
＝d1=67（mm）
轮毂直径
D=1.6=1.6×67=107.2（mm）
轮毂长度
LB262.5（mm）
轮缘厚度
δ0=（3～4）m=6.15～8.2（mm）
取0=10
轮缘内径
D2=da2-2h-20=168.1-2×6.25-2×10＝135.6mm
取D2=136mm
腹板厚度c=0.3B2=0.3×62.5=18.75取c=19（mm）
腹板中心孔直径D0=0.5（D1+D2）=0.5（107.2+135.6）=121.4（mm）腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（135.6-107.2）=38.5（mm）取40mm齿轮倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25取2齿轮工作如图2所示：
第五章轴的设计计算
5.1轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得低速轴的材料选40号钢，调质处理，HB217～255
b=650MPas=360MPa1=280MPa
5.2轴几何尺寸的设计计算
初始数据
1=320r/min
3=71.59r/min
1=3.78kw
3=3.6kw
转速：
N0=960r/minNN2=71.59r/minN
功率：
P0=4.02kwP
P2=3.67kwP
转速:
T0=39907N.mmT1=112573N.mm
T2=488547N.mmT3=479228N.mm
5.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径
33
主动轴d1=cp1=1103.78=25.05mm1n1320
从动轴d2=cp2=1123.78=42.02mm2n271.59
考虑键槽d1=25.05×1.05=26.3025mm
考虑键槽d2=42.02×1.05=44.121mm
选取标准直径d1=28mm
选取标准直径d2=45mm
㈠高速轴Ⅰ的工作简图如下：
首先确定各段直径：
A段：
d1＝28mm，由最小直径算出
B段：
d2＝35mm，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm。
C段：
d3＝40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径。
D段：
d4＝44mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h＝2mm，高速轴内径为44mm。
E段：
d5＝56mm,设计定位轴肩高度为h＝6mm。
F段：
d6＝40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径
确定各段轴的长度：
A段：
L1＝1.8×28＝50.4mm，圆整取50mm。
B段：
L2＝58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度后圆整取58mm，
C段：
L3＝65.5mm，与轴承（深沟球轴承6008）（俩个）配合，加上甩油环长度以及内箱壁至轴承端面距离。
D段：
L4＝73mm，由高速轴齿轮齿宽B1＝75mm及其间隙距离4mm确定。
E段：
L5＝9.5mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定。
F段：
L6＝45mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承的长度确定轴的总长度L＝298mm。
㈡低速轴的工作简图如下：
联轴器的计算转矩Tca＝1.3×517621n·mm＝672907N·mm，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL4型弹性柱销联轴器，其工程师转矩为1.25×106N·mm，选择联轴器的轴孔直径d＝48mm，轴孔长度Y
型112mm。
确定各段轴的直径：
A段：
d1＝48mm，与弹性柱销联轴器配合。
B段：
d2＝55mm，设定定位轴肩高度h＝3.5mm，根据油封标准，选择轴径为55mm。
C段：
d3＝60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径。
D段：
d4＝66mm，设定定位轴肩高度3mm，低速轴内径为66mm。
E段：
d5＝78mm，设定定位轴肩高度6mm。
F段：
d6＝60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径。
确定各段轴的长度：
A段：
L1＝112mm，根据弹性柱销联轴器HL4的轴孔长度Y型112mm.
B段：
L2＝58mm，考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉。
C段：
L3＝46mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，考虑甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离。
D段：
L4＝68mm，根据齿轮轴上齿轮的宽度B2＝75mm以及间隙距离4mm。
E段：
L5＝12mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定。
F段：
L6＝30mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的高度。
5.4轴的校核计算：
①高速轴的受力如下图
齿轮上的分力
Ft1＝2T1／d1＝2×39907÷62.5＝1277.024N
Fτ1＝Ft1·tan20°＝1277.024×0.364＝464.8N
，则再加上外侧
V带上的压轴力Fp＝1193N经分析该结构为超静定问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求的轴承对，轴一定满足要求。
L1=105.5mm，L2＝67.5mm，L3＝67.5mm由材料力学知识得
在水平面上由ΣFH＝0得，FNH1＋FNH2＝FP＋Fτ1对C点求矩FP（L1＋L2）－FNH1L2＋FNH2L3＝0
弯矩MH1＝FPL1，MH2＝FNH2L3
在垂直方向上（V面）
由ΣFv＝0得，FNv1＋FNv2＝Fτ1
对C点求矩－FNV1L2＋FNV2L3＝0
弯矩Mv1＝Mv2＝FNV1L3
在垂直方向上（V面）
由ΣFv＝0得，FNv1＋FNv2＝Fτ1
对C点求矩－FNV1L2＋FNV2L3＝0
弯矩Mv1＝Mv2＝FNV1L3
解得：
水平支反力
FNH1＝2846.7N，FNH2＝－269.9N
MH1＝128288N·mm,MH2＝18218N·mm
垂直支反力：
FNV1＝FNv＝1869.38N
Mv1＝Mv2＝126183N·mm
合成弯矩：
MB＝179944N·mm，MC＝127491N·mm
所以B截面为危险截面按弯矩合成应力校核轴的强度，取α＝0.6σca＝﹛MB2＋﹙αT12）﹜12÷W
＝﹛1799442＋（0.6×134595）2﹜12／0.1×403＝30.82MPa
高速轴的材料为40Cr，由表15-1差得［σ-1］＝70MPa由σca＜［σ-1］可知，该轴符合强度条件。
②低速轴的受力如下图
齿轮上的分力
Ft2＝2T2／d2＝2×517621÷369N＝3054N
Fτ2＝Ft2·tan20°＝3054×0.364N＝1112N
L1＝69mm，L2＝69mm，
由材料力学知识得
在水平面上
由ΣFH＝0得，FNH3＋FNH4＝Fτ2
对C点求矩
－FNH3L1＋FNH4L2＝0
弯矩
MH3＝MH4＝FNH3L1
在垂直方向上（V面）
由ΣFv＝0得，FNv3＋FNv4＝
对C点求矩
－FNV1L1＋FNV2L2＝0
弯矩
Mv1＝Mv2＝FNV3L1
解得：
水平支反力
FNH13＝556N，FNH4＝556N
MH3＝38364N·mm,MH4＝38364N·mm垂直支反力：
FNV3＝FNv4＝1527N
Mv3＝Mv4＝105363N·mm
合成弯矩：
MC＝164388N·mm
所以C截面为危险截面
按弯矩合成应力校核轴的强度，取α＝0.6
22
σca＝﹛Mc＋﹙αT22）﹜12÷W
＝﹛1643882＋（0.6×517621）2﹜21／0.1×663＝12.22MPa
低速轴的材料为45钢，由表15-1差得[σ-1]＝60MPa由σca<[σ-1]可知，该轴符合强度条件。
低速轴的受力如下图
轴承、键和联轴器的选择。
六、
6.1轴承的选择及校核。
1.高速轴承两对，选择型号为6008深沟球轴承。
经分析，易得靠近V带轮的两个轴承最
先失效，为了便于计算，把FNV1，FNH1均等作用在靠近V带的两个轴承上。
①计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷：
Fr＝﹛﹙FNH1／2﹚2＋﹙FNV1／2﹚2﹜?
＝1694.45N
②计算轴承当量载荷，取载荷系数fF＝1.2，轴向载荷理论上为0，故Fa／Fr表13-5得x＝1,y＝0则p＝fF﹙xFr＋yFa﹚＝2033.34N
查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载CT＝17KN﹙动载荷﹚，
Cσr＝11.8KN﹙静载荷﹚
所以C＝CT＝1.7×104N
③校核轴承寿命：
Lk＝106﹙C÷P﹚3÷60÷N1h＝106×﹙17000÷2033.34﹚3÷60÷320h
＝30438h≈10.6年
按一年360个工作日，每天单班制﹙8小时／天﹚，寿命10年，故所选轴承适用。
2.低速轴轴承，选择型号为6012深沟球轴承。
①计算轴承的径向载荷：
Fr3＝﹛﹙FNH3／2﹚2＋﹙FNV3／2﹚2﹜?
＝812.54N
Fr4＝﹛﹙FNH4／2﹚2＋﹙FNV4／2﹚2﹜?
＝812.54N
②计算轴承3、4的当量载荷，取载荷系数fF＝1.2，轴向载荷理论上为0，故Fa／Fr
则p3＝fF﹙X3Fr3＋Y3Fa3﹚＝975.05N
P4＝fF﹙X4Fr4＋Y4Fa4﹚＝975.05N
所以取P＝p3＝P4＝975.05N
③校核
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