3）计算大带轮的直径:
根据相关表，圆整为I
4确定v带的中心距a和基准长度
1）初选,1:
根据
初选丨。
2）计算带所需的基准长度:
查相关表，选带的基准长度
--：
I。
3）计算实际中心距：
5验算小带轮上的包角：
6计算带的根数：
1）计算单根V带的额定功率
根据—=95mm、
查相关表得出:
查
。
计
根据.一IEO
相关表得出I。
查相关表!
I
2）计算v带的根数z:
＜根），取6根。
7计算单根V带的初拉力最小值匕:
查相关表，A型v带单位质量q=0.1kg/m。
应保证带的实际初拉力
8计算压轴力」
压轴力的最小值为：
6齿轮传动设计
（一）低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
1）按图1所示的传动方案，并考虑到斜
齿轮的传动平稳性、承载能力大的优点，确定两级减速器选用斜齿圆柱齿轮。
2）带式输送机为一般机器，故选用精度
为8级。
3）材料选择：
按照软齿面闭式齿轮设
计，小齿轮材料为40Cr<调质处理），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢<调质处理），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS，满足要求。
4）选小齿轮的齿数一'，大齿轮齿数
2.按齿面接触强度设计
[I
9确定公式中各计算值
初选螺旋角为I。
1）试选—=1.6
2）查相关图表，选取区域系数为
3）由表10-7,选取齿宽系数为匡丨。
4）由表10-6,查的材料的弹性影响系数
为一1。
5）由图10-26，_I，__1
6）查表得接触疲劳强度极限小齿轮的接触疲劳极限：
大齿轮的接触疲劳极限:
7）应力循环次数:
8）由图10-19，取接触疲劳寿命系数：
[
9）确定许用接触应力匚三工：
取
安全系数F
10设计计算
1）试算小齿轮分度圆直径
2）计算圆周速度v
v=
.5105m/s
3）计算齿宽b及模数
4）计算纵向重合度n
5）
计算载荷系数k
查表10-2,得使用系数=1.2；
根据v=0.5348m/s,8级精度,由图10-8得动载系数=1.05；
;由图10-13
由表10-4得
查得H
由表10-4得
I
6）按实际的载荷系数校正分度圆直径
mm=
S=
91.526mm
7）计算模数
（3）按齿根弯曲疲劳强度
1X|
（1）确定计算参数
10）计算载荷系数
11）根据纵向重合度.X，从图
10-28查得螺旋角影响系数ZHTJ
12）计算当量齿数
13）查齿形系数
由表10-5查得f
14）查应力校正系数
15）取齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10-20C查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮弯曲疲劳强度极限:
16）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
I—■
17）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数二
18）计算大小齿轮的:
与
并加以比较，取其中较大值代入公式
E^l
大齿轮的数值大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度
（2）设计计算
对比计算结果吧，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取——，已可以满足弯曲强度。
但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径——]来计算应有的
齿数。
为30;[，取为111
（4）几何尺寸计算
（1）计算中心距
将中心距圆整为218mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、口等不必修正。
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
圆整后取
d/mm
z
mn
B
P
材料
旋向
1
92.77
30
3
100
l
40Gr
左
2
343.23
111
95
45#
右
3
92.77
30
3
100
El
40Gr
左
4
343.23
111
95
45#
右
0
所设计为同轴式减速器，为简便，两级减速拟用相同齿数、模数的齿轮对。
6轴的结构设计
级别
咼速级
低速级
第一级
30
111
第二级
30
111
r^~i
3.0
3.0
J/mm
3.0922
3.0922
回
|x|
|hd|
a
回
21
1
齿宽/mm
L=J；㈢
（一）高速轴的设计
已知参数
1求作用在齿轮上的力
㈢
2•初步确定轴的最小直径
按参考文献，初步估算轴的最小直径。
选择轴的材料为45#钢，调质处理。
由于高速轴上有两个键槽，故直径需要相应的增大：
.一〔
圆整后，初步确定高速轴1的最小直径为
3.轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示
65%13211
<2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
1）为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段，左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径【亠」，现取。
2）初步选择滚动轴承
轴承同时受有不大径向力和轴向力的作用，选用深沟球轴承。
参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取轴承6209。
并根
据其定位、密圭寸等要求确定2-3段轴长度
为88mm
3）已知高速级齿轮轮毂长b=100mm且用甩油环左端定位，故3-4段轴直径为50mm长度小于齿轮宽度为98mm
4）4-5段设计轴肩定位，直径为60mm长度为7mm
5）5-6段设计轴肩定位，直径为50mm轴承选用6210。
根据定位要求，结合同轴式的轴承座特点，确定该段轴的长度为
34mm
6）轴承盖的直径为125mm
<3）轴上零件的周向定位：
带轮周向用键定位，根据轴的直径，查相关文献，选A型普通平键，尺寸为
-—1长度为80mm滚动轴
承与轴的周向定位由过渡配合来保证的，
此处选轴的直径尺寸公差为k6。
齿轮与轴
的配合，选用A型普通平键，尺寸为：
长为80mm配合为
a
O
4）确定轴上圆角和倒角尺寸：
查阅参考文献［2］表15-2，轴端倒角为
1，保证定位轴肩的圆角半径小于对应
零件的圆角半径。
<二）中速轴的设计
已知参数：
.亠_〔
1•求作用在齿轮上的力
中速轴小齿轮的分度圆直径
为：
I
由高速轴受力分析和力的对称性，可得,中速轴大齿轮的受力为
2•初步确定轴的最小直径
查阅相关文献，初步估算中间轴的最小直径。
选轴的材料为45#钢，调质处理
由于中间轴上有两个键槽，故直径需要相应的增大：
I
圆整后，初步确定中间轴的最小直径为
3.轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示
1234E5
<2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。
轴承同时受有较大径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，代号为30209。
结合最小直径要求，设计1-2段直径为45mm根据选定轴承的宽度，甩油环的尺寸，确疋1-2段轴的长度为44mm
2）2处为非定位轴肩，故取安装大齿轮的轴段2-3的直径为50mm已知齿轮轮毂的宽度为95mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，2-3段长度应略短于轮毂宽度，故取为93mm齿轮右端3处，采用轴肩定位，轴
肩的高度h>0.07d,故取h=5mm则3-4段轴的直径为60mm
3）4处采用轴肩定位，h=5mm故4-5段直径为50mm齿轮的右端与右轴承之间米用甩油环端面定位。
已知齿轮轮毂的宽度为100mm为了定位可靠，此轴段应略短于轮毂宽度，故取为98mm
4）轴端盖的直径为125mm
5）右端轴承由于直径同左端，故选用单列圆锥滚子轴承30209。
根据定位要求，确定
5-6段轴的长度为40mm
<3）轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键连接。
根据轴的长度及直径，2-3段选用键的截面尺寸为-一■,长度为
80mm同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为凶。
同理，4-5段选用键的截面尺寸为
[—■,长度为90mm同时为
了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为0。
滚动轴承与
轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
<4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查阅参考文献［2］表15-2，取轴端倒角为，保证定位轴肩的圆角半径小于对应零件的圆角半径。
<三）低速轴的设计
已知参数：
1•求作用在齿轮上的力
受中间轴的力分析可知：
IT
2•初步确定轴的最小直径
查阅相关文献，初步估算低速轴轴的最小直径。
选取轴的材料为45#钢，调质处理。
由于低速轴上有两个键槽，故直径需要
相应的增大：
J
圆整后，初步确定低速轴的最小直径为__I。
3.轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示。
<2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）右端连接联轴器，根据直径60mm查相关文献，确定1-2段长度为142mm2处轴肩为5mm故2-3段的轴径为70mm并且考虑到安装联轴器时操作方便，2-3段外伸端为10mm
2）初步选择滚动轴承。
轴承主要受径向力和轴向力的作用，故选用代号为30124的单列圆锥滚子轴承。
结合箱壁厚度，轴承端盖和甩油环的安装要求，确定2-3段轴的长度为97mm
3）取安装齿轮段的直径为74mm齿轮的右端采用轴肩定位。
已知齿轮轮毂宽度为95mm为了定位可靠，此段应略短于轮毂宽度，故取93mm轴肩的高度h>0.07d,故取h=7mm,得轴环处的直径为88mm，轴环宽度b>1.4h，取为10mm
4>设计5-6段的轴径为75mm选用代号为30215的单列圆锥滚子轴承，根据所选轴承的宽度，甩油环的宽度，设计5-6段轴的
长度为40mm
4）轴承盖的宽度为175mm<由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。
<3）轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用A型
普通平键连接，根据轴直径为60mm选择
联轴器与轴连接的A型普通平键的尺寸，长度为125mm，截面尺寸为一二」。
同理，齿轮与轴连接
的A型普通平键为—n，长度为80mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸查阅参考文献［2］表15-2，取轴端倒角为H,各轴肩处的圆角半径，保证定位轴肩的圆角半径小于对应零件的圆角半径。
4.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图<如
下），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。
对于30214,、30125，由手册查得a仁25.9mm,a2=27.4。
因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。
从轴的结构图、弯距图和扭距图中，可以看出截面c是轴的危险截面。
现将计算出
的截面c处的.一'的值列于下
表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
L_1N,
1—■N
L—11
1—_■
弯距M
1
3
L—1
总弯距
■_—■
■■
扭距
T
1—1
5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面＜即危险截面C）的强度，根据
上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取F，轴的计算
应力
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得一一」。
因此.“「，故安全。
k=0.5h=0.5「9mm=4.5mn由参考文献［2］式
<6-1）可得
Mpa
故挤压强度足够。
<三）低速轴上键的校核
1）低速轴上齿轮处键的校核
已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽
度b=20mm高度h=12mm键长L=80mm轴的材料为45#钢，有轻微冲击，由参考文献
［2］表6-2查得许用挤压应力［］=100〜200Mpa,取其平均值，［函］=110Mpa。
键的工作长度匸L-b=80mm-20mm=60mm,键与链轮键槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6m由参考文献［2］式<6-
1）可得每个平键
__1
Mpa
故挤压强度足够。
2>低速轴上外伸处键的校核
已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为-一■H，轴径为一」，宽
度b=18mm高度h=11mm键长L=125mm轴的材料为45#钢，有轻微冲击，由参考文献［2］表6-2查得许用挤压应力［勺］=100〜200Mpa取其平均值，［I」］=110Mps。
键的工作长度l=L-b=125mm-14mm=111mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm由参考文献［2］式
故挤压强度足够。
9轴承寿命的验算
已知参数［KIF—T
0。
查参考文献［1］可知圆锥滚子轴承30215的基
本额定动载荷C=132000N
1.求两轴承受到的径向载荷和
2.对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力,K|，其中丫是对应E0I的丫值。
查手册可知Y=1.4，因此可算得
3.求轴承当量载荷巨］
查参考文献［1］可知e=0.4，比较
乂［查手册得轴承径向载荷系数和
I—■。
由于轴承有轻微冲击,
查手册取__，则
4.校核轴承寿命
滚子轴承回，因为，所以按轴承1
的受力大小校核
故所选轴承满足寿命要求。
10润滑与密封
＜一）润滑：
查参考文献，由于齿轮圆周速度
―II，因此齿轮可采用浸油润滑。
由于两个大齿轮的直径相同，，低速级大圆柱齿轮浸油深度以1个齿高到＜1/6-1/3）个齿轮半径，且大齿轮的齿顶到油底面的距离》30~50mm。
轴承润滑采用脂润滑，轴承室充加润滑脂，轴承室与箱体内部被甩油环隔开，阻止箱体内的润滑油进入轴承室稀释润滑油。
每传递1KW的功率需油量为700-1400I，且润滑油的粘度高时取大值。
根据箱体的内壁尺寸和润滑油的深度计算，所设计的箱体完全可以满足油量需要。
＜二）密封
为了防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑油的漏失，轴承必须密封。
高、低速轴密封圈采用毡圈，将矩形截面的半粗羊毛毡毡圈嵌入轴承盖的梯形槽中，对轴产生压紧作用，从而实现密封。
箱体与箱座接合面的密圭寸采用密圭寸胶进行密圭寸。
11设计小结
通过这次课程设计，不仅巩固了所学的书本知识，学会了如何快速正确地画图、查表、查手册等，而且，对具体机械设计过程有了更直接，更深层次的了解，对所学的知识有了更切实的认识，为以后的学习工作积累了宝贵经验。
机械设计是一门综合素质要求较高的一门学科，这次我深深的体会到治学严谨的重要性，科研的道路上没有平坦的小路。
感谢宁老师给了我们一次展现自己才华的舞台并给了我们细心的指导！
12参考文献
[1]李育锡，机械设计课程设计.北京：
高等教育出版社，2008.6
[2]濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版＞[M].北京：
高等教育出版社，2006.
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