说明书

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4.5.验算小带轮包角α1 由式(5-11机设) ?1?180?? 4.6.确定V带根数Z

(1)、由［1］表8-5c查得 P0?1.21Kw (2)、由［1］表5-10查得△P0=0.28Kw (3)、由［1］表5-12查得包角系数k??0.95? (4)、由［1］表5-13查得长度系数KL=0.93 (5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设） Z?dd2?dd1a?57.5??160??120?

P(P??P)K?Kca00?L6.05?3.59

(1.21?0.28)?0.95?0.93 取Z=4根

4.7．计算单根V带初拉力F0， 由［1］式（5-29）。

2.52 F0?500?Pca(?1)?qv?310.5N

VZKa 由［1］表8-4查得 q=0.1 4.8．计算对轴的压力FQ

由［1］式（5-30）得 FQ?2ZF0sin?1?2246.4N

2 4.9．确定带轮的结构尺寸 绘制带轮工作图

小带轮基准直径dd1=106mm采用实心式结构。

大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构。

5、齿轮传动设计

5.1、齿轮的材料，精度和齿数选择

齿轮材料：大小齿轮均采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质处理，处理后，小齿轮硬度270HBC，大齿轮硬度240HBC。 齿轮精度：齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为Ra1.6。 取齿宽系数?d?1

初步选取Z1=28

齿轮传动实际传动比i2=i/i1=10.66/2.64=4.16 则Z2=Z1×i2=28×4.16=99.85取z2=100 5.2.设计计算

1）按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度设计

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按齿面接触疲劳强度设计，由［1］式（7-9）

u?1d1t??H??du

由［1］图7-6选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由［1］图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230 бHILin=220

应力循环次数N由［1］式（7-3）计算

?3HZEZZZ2Kt1a? N1=60n at=60×272.6×(1×8×300×10)=3.9×108 N2= N1/i=9.4×107

由［1］图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=0.95 ZN2=0.95 由［1］图7-9查得弯曲 疲劳寿命系数 ；YN1=1 YN2=1

由［1］图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.0 又YST=2.0 试选Kt=1.2 由［1］式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 ?? ????HlimZ?570MP ??N1am?SHmin????H2?HlimZN2?560MPa

SHmin将数值代入式(7-9)得 d1t?3(ZUZEZ?)2???H2??2KtT1u?1?du?75.15mm

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.07m/s

查［1］图7-10得Kv=1.13 由表7-3查和得K A=1.1.由表7-4查得Kβ=1.2.取Kα=1.1.则K=KAKVKβKα=2.313 ,修正

d1?d1t3K2.313?75.15?3?91.06mm Kt1.3 M=d1/Z1=3.79mm

由表7-6取标准模数：mn=4mm 2）按齿根弯曲疲劳强度设计

计算公式：

2kT1YFaYsam?3() 2?dz1[?F]由［1］图7-18查得，YFS1=1.6，YFS2=1.764 取Yε=0.7

计算弯曲疲劳许用应力

?F1linYSTY?303.57MP ????N1a?F1?SFmin 第 - 11 -页

?????YYSF2linSTF2FminN2?251.43MPa

查取齿形系数 YFa?2.65,Ysa?2.226

计算载荷系数 K?KAKFKFaKFb?1.914 计算大小齿轮的

YFaYsa并加以比较 [?F]YFa1Ysa1?0.013967

[?F]1YFaYsa?0.015617 [?F]显然大齿轮的值大些 计算得 m?32kT1YFaYsa()?2.678 2?dz1[?F]对比计算结果：齿面接触疲劳强度的模数大于齿根弯曲疲劳强度的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.678，并就近圆整为3，并接触强度算得的分度圆直径决定小齿轮齿数, Z1=d1/m=91.07/3=30.35, 取Z1＝31 则Z2=Z1×i＝128.97 取Z2＝129 3．几何尺寸计算

分度圆直径d1?z1m?31?3?93mm

d2?z2m?129?3?387mm

两齿轮中心距

a?(d1?d2)/2?(93?387)/2?240mm

b??d.d1?1?93?93mm

取 B1=95mm B2=90mm

6、 轴的设计

6.1、高速轴的设计

1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T

T?182.14N?m;FtC?3979N;FrC?1447N

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2）确定轴的最小直径

dmin?110?35.28?29.38mm，确定轴的最小直径 276.9取 dmin?35mm；

3）结构设计

拟定轴上零件的装配方 采用图示的装配方案

4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为了满足小带轮的轴向定位要求，1-2段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径 d2-3=40mm,左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径D=80mm.小带轮与轴配合为L ＝70mm，

（2）初选滚动轴承

选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d3-4=45mm,由轴

承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承 33309，尺寸为d*D*T=45mm*100mm*27.25mm; d3－4=d6－7=45mm，

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得33309 型轴承 的定位轴肩高度h=6mm，因此，取 套筒外径55mm。

（3）取安装齿轮处的轴段5-6的直径 d5-6=50mm；齿轮的左齿轮左端采用轴肩定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l5-6=93mm

左轴承右端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d,取 h=3.5mm,d6-7＝57mm，轴环宽度B＝1.4h,取L6-7=17.5mm，L7-8=30mm.

（4）轴承盖的总宽度为 48mm。根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离

l=35mm,故取l2-3=72mm

（5）取齿轮距箱体内壁的距离a=26mm。 6）轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d4-5由手册查得平键截面b*h=14mm*10mm(GB/T1095-1079),键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样，小带轮与轴的联接，选用平键为10mm*8mm*30mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为2*45 ，各轴肩处的圆角半径1mm 7.求轴上的载荷

对于 33309E 型轴承，由手册查得 a=21.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L ＝199mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和2 3扭矩图