按结构要求设计初定中心距a0=400mm
②初定基准带长度L0
L0=2a0+n2（dd1+dd2）+（dd1-dd2）
=2X400+n2（100+280）+（100-280）
6.校验小带轮包角a1:
a1=180°-（dd2-dd1）/aX57.3
=180°-（280-100）/391.58X57.3°
a1=153.66
=153.66°>120
7.确定V带根数：
Z>P/（P°+AP。
）KK1
1根据dd1=100mmn1=960r/min，查表8.9,
用内插法得：
P0=0.83+（0.97-0.83）/（980-800）X（960-800）Kw
0==0.954Kw
=0.954KwP
由式△P=kbni（1-1/ki）
由表8.18查得Kb=1.0275X103
2
△P=0.12Kw
'P=（1.0275X103X960）（1-1/1.1373）Kw=0.12Kw
3由表8.4查得带长度修正系数Kl=0.96，由8.1查得包角系数K=0.94，得普通V带根数：
Z=P/（P°+AP。
）KK1
=5.2/（0.95+0.12）X0.94X0.96
=5.39
调整得：
Z=5根Z=5
8.求初拉力F。
及带轮轴上压力Fq:
由表8.6查得A型普通V带的每米质q=0.1.0kg/m,根据式
F0=500Pc/Zv（2.5/R-1）+qv2
得：
F0=（500X5.2）/（5X5.024）X（2.5/0.94-1）
0=174.34N
+0.1X（5.024）2N=174.34NF
由式Fq=2F°Zsin2
q=1629.2N
得Fq=2X174.34X5Xsin153.662N
=1629.2NF
9.设计结果：
选用5根厶-1800GB1145-89V带，中心距a=391.58mm带轮直径dd1=100mmdd2=280mm轴上压力Fq=1629.2N
五、齿轮传动计算：
1.选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45#钢调质，硬度为220〜250HB8
大齿轮选用45#钢正火，硬度为170〜210HB8
因为是普通减速器，由表10.2选8级精度
要求：
齿面粗糙度Ra<3.2〜6.3mm
2.按齿面接触疲劳强度设计
1、转距「
T1=9.55x106X3.66343N•mm
5
=1.02X10N-mmT
2、载荷系数K
取K=1.1
3、齿数Z和齿宽系数d
小齿轮齿数乙取28，则大齿轮齿数为乙取126因单级齿轮传动为对称布置，而齿面为软齿面，
由表10.20选取d=1
4、许用接触应力［H］
由图10.24查得Hlim1=560MPa
Hlim2=530M巳
由图表10.10查得h=1
N1=60njLn=603431（552120）
=6.42108N
N2=N/i=6.42108/4.5=1.43108N
由图10.27得Zn「=1.03,Znt2=1.08
由式］
ZnT|?
hlim1
SH
可得,
:
H]1=1.03560Mpa=568Mpa
1
:
H]2=1.08530Mpa=572Mpa
5
1=1.02x10N-mm
取K=1.1
Hlim1=560MPa
Hlim2=530MR
=1
1=6.42108
=1.43108
[H]i=568Mpa
[H]2=572Mpa
故:
di76.433KTiu1=57.9n2
M=dl=57.9=2.07Zi28
m=2.5
由表10.3取标准模数m=2.5
3.主要尺寸计算：
d1=mZ1=2.528mm=70mm
d2=mZ2=2.5126mm=315mm
b=4d?
d1=170mm=70mm
经圆整后取b2=70mmb1=b2+5mm=75mm
b=70mm
mZ1Z2
2.5
28126mm
=192.5mm
1=70mm
2=315mm
2=70mm
1=75mm
a=192.5mm
2KT1
2
bmZ1
4.按齿根弯曲疲劳度校核
由R=2KT1YfYs=
bmd1
⑴齿形系数Yf
由表10.13得Yf1=2.58
YF2=2.16
F1=2.58Yf2=2.16
⑵应力修正系数Ys
查表10.14得YS1=1.61Y
⑶许用弯曲应力］
由图10.25查得
s2=1.84
S1=1.61Y
s2=1.84
F
由表
lim1=200Mpa
10.10查得
Flim2=170Mpa
F=1.3
由图
10.26查得
YNT1=Ynt2=0.9
由式
3Mpa=117.7Mpa
2K「/、/、/21.11.02105小lc,小…
R1=bm2ZYfYs=602.52282.581.61Mpa
R1=88.77Mpa
=88.77Mpa
fi?
Yf2yS288.772.161.84
F2=Yfi?
Ysi=2.581.61.Mpa
F2=84.94Mpa
=84.94Mpa<117.7Mpa
校验合格。
5.
验算齿轮圆周速度v
由表10.22可知，选8级精度合适
六、轴的计算（低速轴）
1.选择轴的材料确定许用应力由已知减速器传递的功率
属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调
质处理，由表（14.4）查得强度极限B=650MPa，再由表
（14.2）得[-1b]=60MPa，对轴H的设计与校核
2.按轴扭径强度计算轴径
查表14.13得.C107〜118
由式14.2得.dC*%=107~1180.3537
=37.84mn〜41.73
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器会有键槽存在，将估算轴经加大3%〜5%,得38.98〜43.82,由设计手册取标准直径d1=40mm
3.设计轴的结构
⑴确定轴上零件的位置和固定方式，参考圆确定齿轮从轴右端装入，齿轮左端用轴肩固定，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定，齿轮的周
向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮的两侧。
其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合。
⑵确定各段轴的直径
轴段①直径最小，d1=40mm考虑到要对安装在轴段①上的连轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时，为能顺利地在轴段②上安装轴承，②必须满足轴承的内
径标准，d2=45mm同样的方法确定d3=50mm,d=60mm,d5=65mm,d=50mm
⑶确定各段轴径
齿轮轮廓宽度为70mm为满足齿轮发、固定可靠，轴段③的长度应略短于齿轮轮廓宽度取为68mm为保证齿轮端面与箱体内壁应留有一定的间距，取该间距为15mm为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁为5mm所以④段取为20mm轴承支点距离L=120mm根据箱体结构及连轴器距轴承盖有一定距离，取L‘=85mm,
L〃=80mm
⑷选定轴向结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等尺寸
按设计结构画出轴的结构草图。
4.按弯扭合成强度校核轴径
1画出轴的受力图
2
作水平内的弯矩图，支点反力为：
Ft2=2Tnd2=2422600315N=2683.17NF
Fah=Fbh=Ft22=2683.17/2N=1341.59NF
Fr2=Ft2tg20°=2683.17X0.36N=976.59N
I-I截面处弯矩力为：
Mhi=1341.591202N-mm=80495.4NmmM
3作垂直面内的弯矩图，支点反力为：
FvA=Fr22-Fa2d/2L=-875.75N
FVB二F—Fva=976.59+875.75=1852.34N
I-I截面左侧弯矩力为：
MVi左=Fval2=-875.751202N•mm
=-52545N?
mm
I-I截面右侧弯矩力为：
Mi右=FVBXl2=1852.341202N•m
=111140.4N•mm
n-u截面处弯矩为：
MH=1341.59X34N-mm=45614.06Nmm
MV=FvbX34=1852.34X34N•mm
=62979.56N•mm
4合成弯矩图：
M=MH2Mr2
I-I截面
M左二MH2Mr2=80495.42525452
=96127.45N-mm
M右二MH2Mr2=137228.63N-mm
n-n截面
M=vMV2MH2=62979.56245614062
=77762.89N•mm
=77762.89N•mmM
5作转距图
T=9.551063.3為19N・m
5
X10N-m
5
=4.22X10N-mT==4.22
6求当量弯距
因减速器单向运转，故可认为转距为脉动循环变化，
故修正系数=0.6
I-I截面
Mi=\Mi右2T2
=J37228.6320.64.221052N•m
=287996.42N•mM
=264872.25N•m
7确定危险面及校核系数强度
由下图可看到，截面I-i，h-n所受转距相同，但弯距mlMe,轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面，但由于轴径d4>d3,故也应对截面n-n进行校核。
I-1截面
eI=13.33Mpa
e=21.19Mpa
GeI=M%=287996'420.1603Mpa=13.33MpaG
n-n截面
Ge=Me/W=264872%503Mpa=21.19MpaG
查表14.2得］b1=60Mpa满足e:
b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量
高速轴的设计与计算
1.高速轴的材料同低速轴的材料选45#钢
2.
根据表14.1得C=118-107,又由式（14.2）得
考虑到会有键槽存在，故将估算直径加大3%〜5%,得
23.93〜26.90mm
由设计手册取标准值d1=25m
3.设计轴结构并绘制结构草图
⑴确定各轴直径d1=25mm,d2=30mm,d3=35mm,d4=40m为齿轮和轴的统一体为55m,d5=40m,d6=35m.
⑵确定各轴段长度为:
L〃=65m丄/=70m.轴段③长
28m,轴段④长度为20m,轴段⑤长度为65m,轴段⑥长度为20m,轴段⑦长度为25m
4.选定轴的结构细节，为圆角、倒角、退刀槽等的尺寸，
按设计结构画出结构草图
5.按弯距合成强度校核轴.
⑴画出轴的受力图
⑵作水平内的弯距图.
f
t1=2794.3N
f
tH=1397.1N
M
hi=83828.6N•m
M
H=41913N-m
70/2
120
Ft1=2Tld=29780070N=2794.3N
Fha=Fhb=f“2=279432=1397.1N
I-I截面出处弯距为：
ML=1397.11202N-m=83828.6N・m
n-u截面处弯距为：
MH=1397.130N-m=41913Nm
⑶作垂直面内的弯距图，支点反力为：
Fva=Fr12-Fa1d/2L=（1017.0/2-2973.63
=-358.79N
Fvb=Fp1-Fva=1017.04-（-358.790）=1375.83N
I-I截面处左侧弯矩为：
MV左=FVA-L/2=（-358.79）120/2=-21527.4N•mm
I-I截面处右侧弯矩为：
MV右=FVB-L/2=1375.83120/2=82549.8N•mm
in
•:
:
:
y・
in
1
•
1
•:
r
IE,
70
工
coco
Qcn
u
qn
2!
MAH
FBH
MBH
FBr
MV=Fvb30=1375.8330N•m
=41274.9N
v=41274.9N-mm
⑷合成弯距图
I-I截面
M左=21527.4283828.62=86548.62N-
M右二82549.8283828.62=117650.77N-
mm
I右=86548.62N-mm
mm
H-H截面
M=iMv2
Mh2=41274.92419132
=58824.46Nmm
=58824.46N-mm
⑸作转距图
T=9.55106貉乐103N-mm
I-I截面
M.I=.MI右2T2
22
117650.770.697727.41
=131453.17N-mm
eI=131453.17N-mm
T2
Me=83057.51Nmm
=\588244620.697727.412N-m=83057.51N-mm
⑺确定危险截面及校核强度
由图可看出，截面I-I,H-H所受转距相同，但弯距也相同，且轴上还有键槽，由于轴径d4>d3,故也应对截面HH进行校核。
1-1截面
Mel/3
Gel=w=131453.17/0.1d5=7.90Mpa
n-u截面
==19.37Mpa
Ge=M\4=83057.5>0.1d33=19.37MpaG
查表14.2得】b]=60Mpa,满足e:
b]的条件,故设计的轴有足够强度，并有一定余度.
6.修改轴的结构.
图所设计的轴的强度欲度不大，此轴不必再作修改
七、滚动轴承的设计与计算
输出轴轴承相关参数
（1）求当量动载荷P
根据式（15.1）的P=fp（XFr+YFa）
由教材15.12取得fp=1.1,教材表15.15取得[Lh]=50000
式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据Fa/Cor
=0.056则e=0.26
Fa/Fr=1039.27/976.58=1.064>0.26,查表15.13得
X=0.56Y=1.71
P=1.1X（0.56X976.58+1.71X1039.27）=2556.44
（2）计算所需的径向额定动载荷值
由式（15.6）可得
C=P/ft（60n[Lh]/106）1/£
=2556.44/1（60X76.19X5000/106）1/3
=15619.85
（3）选择轴承型号
查有关轴承的手册，根据d=50选得6010轴承，其
Cr=22000N>15619.85N,G=16200N.6010轴承的Fa/C°r=1039.27/16200=0.064,与初定值相近，所以选用深沟
球轴承6010合适。
由教材15.12取得fp=1.1,教材表15.15取得
[Lh]=50000
式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据
Fa/Cor=0.11
则e=0.30
Fa/Fr=2973.63/1017.04=2.92>0.30,查表15.13得
X=0.56
Y=1.45,P=1.1X（0.56X1017.04+1.45X2973.63）=5369.44
（2）计算所需的径向额定动载荷值由式（15.6）可得
61
C=P/ft（60n[Lh]/106）/£
=5369.44/1（60X343X5000/106）"3
=54208.5
（3）选择轴承型号查有关轴承的手册，
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