Lo≈2a+0.5π（dd1+dd2）+0.25（dd2-dd1）2/a
=2×600+0.5π×（125+400）+0.25×（400-125）2/600
=2056mm≈2000mm
6）.验算小带轮的包角α
由包角公式α≈1800-（dd2-dd1）57.50/a
=1800-（400-125）×57.50/600=1540>1200
7）.计算带的根数z
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KW
i≠1时单根V带的额定功率增量. △P0＝Kbn1（1-1/Ki）=0.036KW
查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得KL＝1.06
Z＝PC/[（P0+△P0）KαKL]
＝5.24/[（1.16+0.036）×0.957×1.06]
＝4.31
取Z＝5根
8）计算轴上压力
由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：
F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
＝500x5.24/5x5.63（2.5/0.957-1）+0.11x5.632
＝153.55kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ＝2ZF0sin（α1/2）
＝2×5×153.55sin（159.23°/2）
＝1519.7N
9）计算带轮的宽度B
B＝（Z-1）e+2f
＝（5-1）×15+2×10
＝80mm
10）大带轮结构设计
可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。
与大带轮相配的轴直径
大带轮可以采用轮辐式结构，带速>30m/s用铸铁HT150
轮槽宽度14×5=70
㈡.齿轮设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度
（2）按齿面接触疲劳强度设计
该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
设计公式为：
d1≥76.43[KT1（U+1）/φdu[σH]2）]1/3
①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K＝1.2
②转矩TI TI＝138210N·mm
③解除疲劳许用应力
[σH]＝σHlimZNT/SH
按齿面硬度中间值查[1]图13-32
σHlim1＝600Mpa
σHlim2＝550Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njLh计算
N1＝60×290.9×8×300×16
＝6.7x108
N2＝N1/i齿＝6.7x109/4.4
＝1.52×108
查[1]课本图13-34中曲线1，得ZNT1＝1.04 ZNT2＝1.12
按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0
[σH]1＝σHlim1ZNT1/SH
＝600x1.04/1
＝624Mpa
[σH]2＝σHlim2ZNT2/SH
＝550x1.12/1
＝616Mpa
故得：
[σH]＝605Mpa
④计算小齿轮分度圆直径d1
由[1]课本表13-9按齿轮相对轴承对称布置,
取 φd＝1.0 U＝4.4
由[1]课本表13-10得ZE＝189.8（N／mm2）1／2
将上述参数代入下式
d1≥76.43[KT1（U+1）/φdu[σH]2）]1/3
＝62.44mm
取d1＝65mm
⑤计算圆周速度
V＝nIπd1／（60×1000）
＝290.9×3.14×65／（60×1000）
＝0.99m／s
V＜6m／s 故取8级精度合适
（3）确定主要参数
①齿数 取Z1＝25
Z2＝Z1×i齿＝25×4.4＝110
②模数 m＝d1／Z1＝65／25＝2.6
查模数标准表格，取m=3mm
③分度圆直径
d1＝mZ2＝25×3＝75mm
d2＝mZ2＝110×3＝330mm
④中心距
a＝（d1+d2）／2
＝（75+330）／2
＝202.5mm
⑤齿宽
b＝φd*d1＝1.0×65＝65mm
取b2＝65mm b1＝b2+5mm＝70mm
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
①齿形系数YF
查［1］课本表10.13
YF1＝2.65 YF2＝2.176
②应力修正系数YS
查［1］课本表10.14
YS1＝1.59 YS2＝1.808
③许用弯曲应力[σF]
[σF]＝σFlimYNT/SF
由课本[1]图10.25 按齿面硬度中间值得
σFlim1＝240Mpa σFlim2＝220Mpa
由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YNT：
YNT1＝YNT2＝1
按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]＝σFlim1YNT1/SF＝240×1/1＝240Mpa
[σF2]＝σFlim2YNT2/SF＝220×1/1＝220Mpa
校核计算
σF1＝2kT1YF1YS1/（bm2Z1）
＝2×1.2×138210×2.65×1.59/（65×32×25）＝95.56Mpa<[σF1]
σF2＝2kT1YF2YS2/（bm2Z1）
＝95.56×1.808×2.716/（1.59×2.65）
＝113.37Mpa<[σF2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（5）齿轮的几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da1＝d1+2ha＝75+6＝81mm
da2＝d2+2ha＝330+6＝336mm
齿全高h
h＝（2ha*+c*）m＝（2+0.25）×3＝6.75mm
齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×3＝3.75mm
齿顶高ha＝ ha*m＝1×3＝3mm
齿根圆直径df
df1＝d1-2hf＝75-7.5＝67.5mm
df2＝d2-2hf＝330-7.5＝322.5mm
（6）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。
大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径d＝60mm
轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm
轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm
轮缘厚度δ0＝（3-4）m＝9-12mm
取δ0＝10mm
轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝336-2×6.75－20
＝302.5mm
取D2＝300mm
腹板厚度C＝（0.2-0.3）b＝13-19.5mm
取C＝18mm
腹板中心孔直径D0＝0.5（D1+D2）＝0.5（96+300）
＝198mm
腹板孔直径d0＝15-25mm 取d0＝20mm
齿轮倒角取C2
六、轴的设计计算
Ⅰ、输入轴的设计计算
1、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）单级减速器中可将齿轮安
排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面
用套筒或者弹性挡圈轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴
承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定。
②确定轴各段直径和长度
2、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
d1≥Ao（P1/n1）1/3=（103~126）（9.42/1460）1/3=（19.1~23.4）mm
d2≥Ao（P2/n2）1/3=（103~126）（8.48/521.42）1/3=（26.1~31.9mm
d3≥Ao（P3/n3）1/3=（103~126）（8.14/127.14）1/3=（41.2~50.4）mm
③选取联轴器类型
联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩
Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6N·mm.
按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T5014-2003
选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000N·mm,半联轴器
孔径d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取LⅠ-Ⅱ=110mm
右段需要制一个轴肩,高约未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm
根据《课程设计》，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。
用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。
如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。
考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,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
因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为15mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，所以
输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为：
50mm，58mm，62mm，66mm，76mm62mm
根据《课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得
δ取10mm,δ1取8mm,
齿轮顶圆至箱体内壁的距离：
△1=10mm
齿轮端面至箱体内壁的距离：
△2=10mm
因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>1.5~2.0m/s
故轴采用油滴润滑△3=3mm
轴承宽：
33mm
选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mme=12mm
所以可以设计出各段轴的长度，分别为
110mm46mm41mm59mm8mm32mm
④轴上零件的周向固定
齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1查得平键
b×h=18×11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合
有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用
平键b×h=14×9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6
⑤确定轴上圆角与倒角尺寸
查表15-2,轴左端倒角为2×45o,右端倒角为2×45o.
轴肩处圆角半径见图纸标注.
轴的校核计算
对于输入轴校核：
TIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17
=611.28N·m
Ft=2TIII/d1=611.28/321=3080.8N
Fr=Fttanα=1386N·
绘制轴受力简图（a）
绘制垂直面弯矩图（b）
FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm
绘制水平面弯矩图（c）
FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4NMC2=FAZL/2=87.232Nm
绘制合弯矩图（d）
MC=（MC12+MC22）1/2=96.046Nm
绘制扭矩图（e）
T=9.55（P1/n1）=61.16Nm
绘制当量弯矩图（f）
Mec=[Mc2+（αT）2]1/2=102.362Nm
校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d3=49.8MPa<[σ-1]b
∴该轴强度足够。
七、滚动轴承的选择及校核计算
（1）根据根据条件，轴承预计寿命
Lh＝10×300×16＝48000h
从动轴上的轴承
由初选的轴承的型号为:
6211,
查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝43.2KN
查[1]表19-6 Kp＝1.2
两轴承径向反力：
FAR＝FBR＝（FHA2+FVA2）1／2＝（604.82+1661.52）1／2＝1768.2N
P＝Kp×FR1＝1.2×1768.2＝2121.8N
Cr＝P（LhnⅡ／16667）1／3＝2121.8×（24000×95.52／16667）1／3＝10952.6N＜Cr
故所选用轴承合适
（2）主动轴上的轴承:
由初选的轴承的型号为:
6208
查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝31.5KN
查[1]表19-6 Kp＝1.2
左端轴承径向反力：
FBR＝（FHB2+FVB2）1／2
＝（2175.72+1661.52）1／2
＝2737.6N
P＝Kp×FBR＝1.2×2737.6＝3285.12N
Cr＝P（LhnⅠ／16667）1／3＝3285.12×（24000×384／16667）1／3＝26963.7N＜Cr
故所选用轴承合适
八、键的选择校核计算
（1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x70（GB/T1096-2003）
b=10mm h=8mm L=70mm
选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPa
σp=4TI/dhL
=4x104.45x1000/[34x8x（70-10）]
=25.6MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
（2）从动轴外伸端d=45mm，考虑到键在轴中部安装，故选键14x100（GB/T1096-2003）
b=14mm h=9mm L=100mm
选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPa
σp=4TI/dhL
=4x402.92x1000/[45x9x（100-14）]
=46.3MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
（3）与齿轮联接处d=60mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。
选键16x63（GB/T1096-2003）
b=16mm h=11mm L=63mm
选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPa
σp=4TI/dhL
=4x402.92x1000/[60x11x（63-16）]
=52MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
九、联轴器的选择
型号
公称转矩T（N·m）
许用转速n（r/min）
轴孔直径d（mm）
轴孔长度L（mm）
材料
轴孔类型
YLD10
630
3600
45
112
HT200
Y
十、润滑与密封
l）润滑方式
1.齿轮ν=0.99m/s<<12m/s应用喷油润滑,但考虑成本及需要。
选用浸油润滑。
2.轴承采用润滑脂润滑。
2）润滑油牌号及用量
1.齿轮润滑选用100号机械油，最低—最高油面矩（大齿轮）10—20mm，需油量为1.5L左右。
2.轴承润滑选用ZL-3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3—1/2为宜。
3）密封形式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2.观察孔和油孔等处结合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封
3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖间的间隙，由于ν=3m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。
十一、设计结果
大带轮：
基准直径400mm
轮槽数：
5
安装轴；直径26mm，材料45钢
普通V带：
型号A型,基准长度2000mm,根数5根
小齿轮:
1）结构：
实心结构的齿轮
2）材料：
45钢（调质）
3）尺寸：
模数m=3.0mm，齿数z1=25，分度圆
直径d1=75mm，齿轮宽度B1=70mm
大齿轮:
1）结构：
模锻腹板式结构设计
2）材料：
45号钢（正火）
3）尺寸：
模数m=3.0mm，齿数z2=110，分度圆
直径d1=330mm，齿轮宽度B2=65mm
4）键的类型：
键18×11GB/T1096-1979
5）安装要求：
中心距a=202.5mm
电动机:
1）类型:
Y132M2-6
2）主要性能：
额定功率：
5.5kW，满载转速960r/min
联轴器：
1）类型:
TL9型弹性柱销联轴器
2）主要性能：
其公称转矩为1000N·mm,孔径50mm
轴承：
6212深沟球轴承，d×D×B=50×110×22mm
十二、参考文献
1、陈立德主编机械设计基础高等教育出版社
2、王昆何小柏汪信远主编机械设计课程设计高等教育出版社
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