根据n0=960r/min，i=2.2和A型带，查表8-4b得?P0?0.112KW。 查
表
8-5
得
K??0.958，表8-2得
KL?0.99，于是
Pr?(P0??P0)?K??KL?(1.160?0.112)?0.958?0.99?1.21KW
2)计算V带的根数Z
Z?Pca4??3.3，圆整取4根。 Pr1.213）单根V带的初拉力的最小值（F0）min （F0）min=500(2.5?K?)Pca(2.5?0.958)?4.4?qV2?500?0.1?5.632?160N
K?ZV0.958?4?5.63F0>（F0）min
计算压轴力（Fp）min
164o?1267.5N （Fp）min=2Z(F0)minsin?2?4?160?sin22?3.2齿轮的设计计算
1.材料选择，热处理方式
1）由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面平均硬度 280HBS，大齿轮45号钢，调质处理，齿面平均硬度240HBS，二者材料硬度差为40HRS。
2）选小齿轮齿数Z1?17，大齿轮齿数Z2?5.82?17?98.94，取Z2?100。 3）选取螺旋角，初选螺旋角??14 2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行计算，即d1t??32KT1?d??u?1ZHZE2() u?H（1） 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt?1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩。
9.55?106P19.55?106?3.1T1??N?m?6.78?104N?m
n1436.363）由表10-7选取齿宽系数?d?1。
?189.8MPa124）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE
。
6
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlin1?600MPa；大齿轮的
接触疲劳强度极限?Hlin2?550MPa。
6）由式10-13计算应力循环次数。
N×436.36×1×（2×8×300×5）=6.28×1081=60n1jLh =60
6.28?108N.84?1.08?1082=
5 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1?0.95；KHN2?0.98。
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[??KHN1?lim1H]1S?0.95?600MPa?570MPa[?K
HN2?lim2H]2?S?0.98?550MPa?539MPa[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(539?570)/2?554.5MPa9）由图10-30选取区域系数ZH=2.43。
10）由式?1??[1.88?3.2(Z?1Z)]?cos??1.67 12（2） 计算
1）计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
d2?1.6?6.78?1046.82.44?189.821t?31?1.64?5.8?(554.5)mm?53.98mm
2）计算圆周速度?
???d1tn13.14?53.98?436.3660?1000 ?60?1000?1.23m/s 1）
计算齿宽b和模数mnt b=?d?d1t?1?53.98mm=53.98mm
d?m1tcos?53.98?cos14nt=
Z?mm?2.18mm 124h=2.25 mnt=2.25×2.18mm=4.91mm
7
b53.98h =4.91 =10.99
4) 计算纵向重合度
??=0.318?d?1tan??0.318?1?17?tan14?=1.35
5) 计算载荷系数
根据?=1.23m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.14； 由表10-2查得使用系数KA=1； 由表10-4用插值法查得
KH?=1.31；
由表10-13查得KF?=1.2； 由表10-3查得KH?=KF?=1.1； 故载荷系数K=KA
KvKH?KH??1?1.14?1.1?1.31=1.64。
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
33dK1=d1tK=53.98×
1.64
t1.6mm=54.42mm7) 计算模数
mn
mn=d1cos?54.42?cos14?Z??3.11mm 117(3) 齿根弯曲疲劳强度设计 3由弯曲强度的设计公式m2KT21Y?cos?YF?Yn≥?2(S?dZ1?a[?) F]1) 计算载荷系数
K=KAKvKF?KF??1?1.14?1.1?1.2=1.5
2）根据纵向重合度??=1.35，从图10-28查得螺旋角影响系数Y?=0.88。3）计算当量齿数 zz1v1?cos3??17cos314??18.68
zz2v2?cos3??100cos314??109.89 4）取齿形系数 由表10-5YF?1?2.9508；YF?2?2.19
5）查取应力校正系数
8
由表10-5查得YS?1?1.534；YS?1?1.791
6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲强度极限
?FE2?380MPa；
7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.92，KFN2?0.88；
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
KFN1?FE10.92?500?MPa?321.43MPa S1.4K?0.97?380MPa?257.86MPa [?F]2=FN2FE2?S1.4[?F]1=
9）计算大、小齿轮的并加以比较
YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2大齿轮的数值大。
10）设计计算
3?2.546?2.178?0.01408
328.572.178?1.792?0.01521
263.29?mn?2?1.50?6.78?104?0.88?cos214??0.01521mm?1.76mm 21?17?1.64对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn?2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲
d1?54.42mm来计算应有的齿数。于是有
劳强度强度算得的分度圆直径
54.42?cos14?z1==26.4 取z1=26，则z2?iz1?5.84?26?152。
2（4）几何尺寸计算 1）计算中心距
(z1?z2)mn(26?152)?2mm=183.45mm a==
2cos?2?cos14?将中心距圆整为184mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
?=arccos
(?1??2)mn(26?152)?2?arccos?14?36?
2?2?184因?值改变不多，故参数??,k?,Zh等不必修正。
9
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=d2=
z1mn26?2?mm=53.735mm ?cos?cos1436?z2mn152?2?mm=314.143mm ?cos?cos1436?4）计算齿轮宽度
b=?dd1圆整后取B2?1?53.735mm?53.735mm
?60mm；B1?65mm。
5、轴的计算
1、输入轴的设计计算 （1）求输入轴上的功率
，转速n1，转矩T1 P1=3.1KW n1=436.36r/min T1=67.65N·m P1（2） 求作用在齿轮上的力
Ft=
2T1?2?67.65?3N?2517.91N d153.735?10tan?ntan20o?2517.91?N?947.02N Fr= Ftcos?cos14?36? Fa= Fttan?=947.02×tan14（3）初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取
?36?=246.68N
Ao?112
dmin?Ao3P13.04?112?3mm?41.16mm，圆整取dmin=42mm n166.3（3） 确定轴各段直径和长度
1）从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取
D1??42mm，又带轮的宽度 B?(1.5~2)?d?1.3?48mm?72mm，则第一段长度
L1=74mm。
2）右起第二段直径取D2?44mm，根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求
和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度
L2?60mm。
3）右起第三段，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承30209AC，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为D3??45mm，长度为L3?20mm。
4）右起第四段，为轴承的定位轴肩,其直径应小于轴承的内圈外径，取D4??50mm，长
10
机械设计说明书
