带式输送机-设计计算说明书模板

带式输送机-设计计算说明书模板
机械设计课程设计
设计计算说明书
设计题⽬：带式输送机传动装置设计设计者：BBB
学号： CCC
专业班级：机械X X X X 班
指导教师：余庆玲
完成⽇期： 2016年⽉⽇
北京交通⼤学海滨学院
⽬录
（注意：⽬录插⼊，最终⾃动⽣成如下⽬录，字体，五号宋体，⾏距1.5倍）⼀课程设计的任务……………………………………………………？
⼆电动机的选择………………………………………………………？
三传动装置的总传动⽐和分配各级传动⽐…………………………？
四传动装置的运动和动⼒参数的计算………………………………
五传动零件的设计计算………………………………………………
六轴的设计计算……………………………………………………
七滚动轴承的选择和计算……………………………………………
⼋键连接的选择和计算………………………………………………
九联轴器的选择………………………………………………………
⼗减速器箱体的结构设计……………………………………………
⼗⼀润滑和密封的选择…………………………………………………
⼗⼆设计总结…………………………………………………………
⼗三参考资料…………………………………………………………
⼀、课程设计的任务
1．设计⽬的
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学⽣机械设计能⼒的技术基础课。

课程设计的主要⽬的是：
(1)通过课程设计使学⽣综合运⽤机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计⽅⾯知识的作⽤，树⽴正确的设计思想。

(2)通过课程设计的实践，培养学⽣分析和解决⼯程实际问题的能⼒，使学⽣掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的⼀般设计⽅法和步骤。

(3)提⾼学⽣的有关设计能⼒，如计算能⼒、绘图能⼒以及计算机辅助设计(CAD)能⼒等，使学⽣熟悉设计资料(⼿册、图册等)的使⽤，掌握经验估算等机械设计的基本技能。

2．设计题⽬：带式输送机传动装置的设计
已知条件：每⽇两班制⼯作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%。

带式输送机已知条件如下：
3.设计任务
1．选择（由教师指定）⼀种⽅案，进⾏传动系统设计；
2．确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动⽐，并进⾏运动及动⼒参数计算；
3．进⾏传动零部件的强度计算，确定其主要参数；
4．对齿轮减速器进⾏结构设计，并绘制减速器装配图（零号图1张），减速器装配图俯视图⼿绘草图（2号图1张）；5．校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
6．绘制中间轴及中间轴⼤齿轮零件⼯作图，2号图2张。

（注：当中间轴
为齿轮轴时，可仅绘⼀张中间轴零件⼯作图即可）； 7．编写课程设计说明书1份。

4．传动装置部分简图
1—电动机；2—带传动；3—圆柱直齿轮减速器；
4—联轴器；5—滚筒；6—输送带
⼆、电动机的选择
1．电动机类型的选择
按已知⼯作要求和条件选⽤Y 系列⼀般⽤途的全封闭⾃扇冷式笼型三相异步电动。

2．确定电动机输出功率P d
电动机所需的输出功率P d =P w /η
其中：Pw ----⼯作机的输⼊功率
η---由电动机⾄⼯作机的传动总效率
⼯作机的输⼊功率：
)(1000
Kw FV P W
总效率η总=η带×η4轴承×η2齿轮×η联轴器×η滚筒
查表9.1可得[4]：
η带 =0.96，η轴承=0.98，
η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.95
η= 0.78
电动机所需的功率：
P d= P w/η= 2.24 KW
3．确定电动机转速
计算滚筒⼯作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.5/3.14×400
=24r/min
按⼿册P7表1推荐的传动⽐合理范围，取圆柱齿轮传动⼆级级减速器传动⽐范围I’a=8~40。

取V带传动⽐I’1=2~4，则总传动⽐理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为
n’d=I’a×n筒=（16~160）×24=384~3840r/min
符合这⼀范围的同步转速有？、1000、1500、？r/min。

根据容量和转速，由有关⼿册查出有三种适⽤的电动机型号：因此有三种传⽀⽐⽅案：如指导书P15页第⼀表。

综合考虑电动机和传动装置尺⼨、重量、价格和带传动、减速器的传动⽐，由有关⼿册查出适⽤的电动机型号。

（建议：在考虑保证减速器传动⽐i
减
>14时，来确定电机同步转速）。

最终则选n=？r/min 。

4.确定电动机型号
根据所需效率、转速，由《机械设计⼿册》或指导书
选定电动机：？型号（Y系列）
数据如下: 额定功率P：3kw (额定功率应⼤于计算功率)
满载转速：n m = 960r/min （n m—电动机满载转速）
同步转速： 1000r/min
电动机轴径: ？ mm
三、传动装置的总传动⽐和分配各级传动⽐
1．传动装置的总传动⽐
i
总
= n m/ n w =960 / 24 = 40
n w——⼯作机分配轴转速
2．分配各级传动⽐
（1）V带传动⽐i
带=2~4，取V带传动⽐i
带
=2
（2）∵i
×i
带
∴i
减=i
总
/i
带
=40/2=20
（3）减速器传动⽐分配原则：各级传动尺⼨协调，承载能⼒接近，两个⼤齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。

i
减=i
⾼
*i
低
i
⾼
——⾼速级传动⽐
i
低
——低速级传动⽐
建议取： i
⾼=（1.3～1.5)i
低
则： i
减= （1.3～1.5) i2
低
i
⾼=5.29i
低
=3.78
四、传动装置的运动和动⼒参数的计算
（注意：这部分计算希望⼤家根据实际修改公式及表格）
1．计算各轴的转速
Ⅰ轴（⾼速级⼩齿轮轴）：n
=n m/i带= 480 r/min
Ⅱ轴（中间轴）：n
Ⅱ= n
Ⅰ
/ i
⾼
= 90.74 r/min
Ⅲ轴（低速级⼤齿轮轴）：n
Ⅲ=n
Ⅱ
/i
低
= 24 r/min
Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: n W= nⅢ= 24 r/min 2．计算各轴的输⼊功率和输出功率Ⅰ轴： P
Ⅰ⼊
=P d·η带=2.24×0.96 = 2.15 kw
P Ⅰ出= P
Ⅰ⼊
·η
轴承
= 2.15×0.99 = ？ kw
Ⅱ轴： P
Ⅱ⼊= P
Ⅰ出
·η
齿轮
= ？×0.98 = 2.1 kw
P Ⅱ出= P
Ⅱ⼊
·η
轴承
= 2.08×0.99 = ？ kw
Ⅲ轴： P
Ⅲ⼊= P
Ⅱ出
·η
齿轮
= ？×0.98 = ？ kw
P Ⅲ出= P
Ⅲ⼊
·η
轴承
= ？×0.99 = ？ kw
Ⅳ轴:
P Ⅳ⼊= P
Ⅲ出
·η
联轴器
= ？×0.99 = ？ kw
P W=PⅣ出= ？×0.99 = ？ kw 3.计算各轴的输⼊转矩和输出转矩公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)
Ⅰ轴： T
Ⅰ⼊=9.55×106×P
Ⅰ⼊
/ n
Ⅰ
= ？ (N·mm)
T Ⅰ出=9.55×106×P
Ⅰ出
/ n
Ⅰ
= ？ (N·mm)
Ⅱ轴： T
Ⅱ⼊=9.55×106×P
Ⅱ⼊
/ n
Ⅱ
= ？ (N·mm)
T Ⅱ出=9.55×106×P
Ⅱ出
/ n
Ⅱ
= ？ (N·mm)
Ⅲ轴： T
Ⅲ⼊=9.55×106×P
Ⅲ⼊
/ n
Ⅲ
= ？ (N·mm)
T Ⅲ出=9.55×106×P
Ⅲ出
/ n
Ⅲ
= ？ (N·mm)
Ⅳ轴： T
Ⅳ⼊=9.55×106×P
Ⅳ⼊
/ n
Ⅲ
= ？ (N·mm)
T W=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ= ？ (N·mm) 将运动和动⼒参数计算结果进⾏整理并列于下表：
五、传动零件的设计计算
1.⽪带轮传动的设计计算
4.1 带轮设计要求
kW 24.2d =P ，⼩带轮的转速r/min 960m =n ，传动⽐21=i ，双班制。

4.2 带轮设计计算
1.确定输⼊功率ca P
查机械设计[2]表8-7得⼯作情况系数1.1A =K ，故
2.46kW kW 24.21.1A ca =?==K P
2.选择V 带带型
根据ca P 、m n 由机械设计[2]
图8-11选⽤A 型
3.确定带轮的基准直径d1d 并验算带速v
（1）初选⼩带轮的基准直径d1d 。

由机械设计[2]表8-6和8-8，取⼩带轮的基准直径
mm 125d1=d 。

（2）验算带速v 。

按机械设计[2]式（8-13）验算带的速度
6.28m/s m/s 1000
60960
1251000
601
d1=??=
=
ππn d v
因为m/s 30m/s 5<
（3）计算⼤带轮的基准直径。

根据机械设计[2]式（8-15a ），计算⼤带轮的基准直径d2d mm 250mm 1252d1d2=?==id d
根据机械设计[2]表8-9圆整为250mm 。

4.确定V 带的中⼼距a 和基准长度d L
（1）根据机械设计[2]式（8-20），初定中⼼距mm 5000=a ;
（2）由机械设计[2]式（8-22）计算带所需的基准长度
2
d1d2d2d10d04)()(22a d d d d a L -+
++≈π
mm 7.1596mm ]500
4)125250()125250(25002[2
=?-++?+?=π
由机械设计[2]表8-2选带的基准长度mm 1550d =L 。

（3）按机械设计[2]式（8-23）计算实际中⼼距a 。

mm 7.434mm )2
7
.159********(2
d0
d 0≈-+
=-+
≈L L a a
中⼼距的变化范围435-546 5.验算⼩带轮上的包⾓1α
οοο
ο
ο
ο
1204.163500
3.57)125250(1803.57)
(180d1d21≥≈--=--≈a
d d α
6.计算带的根数z
（1）计算单根V 带的额定功率r P 。

由mm 125d1=d 和r/min 9601=n ，查机械设计[2]表8-4的kW 37.10=P 。

根据
r/min 9601=n ，21=i 和A 型带，查机械设计[2]表8-5得kW 11.00=?P 。

查机械设计[2]表
8-6的96.0α=K ，表8-2的03.1=L K ，于是
kW 39.198.096.0)11.037.1()(L α0r r =??+=+=K K P P P
（2）计算V 带的根数z
77.139
.146
.2r ca ===
P P z 取2根。

7.计算单根V 带的初拉⼒的最⼩值min 0)(F
由机械设计[2]表8-3的A 型带的单位长度质量kg/m 1.0=q 所以
161.14N
N ]28.6105.028
.6296.046
.2)96.05.2(500[)5.2(500
)(22αca
αmin 0=?+-?
=+-=qv zv
K P K F
8.计算压轴⼒
N 80.637N 2
4
.163sin
14.161222
sin
)(2)(1
min 0min p =??==αF z F
4.3带轮设计参数汇总
表4-1带轮数据汇总
带轮分度圆直径/
mm
带型带数中⼼距/mm
基准长度/mm ⼩带轮 125 A
2
500
1550
⼤带轮
250
2.⾼速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
功率2.15kw ⼩齿轮转速n 1=480 i=5.29 ⼯作寿命52560h
1.材料选择由表10-1选择⼩齿轮材料为40Gr （调质）齿⾯硬度280HBS ⼤齿轮材料为45钢（调质），齿⾯硬度240HBS
2.选⼩齿轮齿数Z 1=24 ⼤齿轮Z 2=iZ 1=127 初选螺旋⾓β=14°，压⼒⾓α=20°。

Фd=1 ⼆.按齿⾯接触疲劳强度设计
⑴由式（10-24）试算⼩齿轮分度圆直径。

即
d 1t ≥√
2KHtT1?d
u+1u
（
ZHZEZεZβ
[eH]
）2
3
1确定公式中各参数值①试选载荷系数K Ht =1.3
②由图10-20查取区域系数Z H =2.5
③由式（10-21）计算解除疲劳强度⽤重合度系数Z ε
αt =arctan （tan αn /cos β）=20.562°
αat1=arcos[Z 1cos αt /（Z 1+2ha *ncos β）]=29.974° αat2=arcos[Z 2cos αt /（Z 2+2ha *ncos β）]=22.75°εα=[Z 1(tan αat1-tan αt ′)+Z 2(tan αat2-tan αt ′)]/2π=1.931 εβ=ΦdZ 1tan β/π=1.905
Zε=√4?εα
3?(1?εβ)+εβ/εα
2=0.553
由式（10 -23）可得螺旋⾓系数Z
β
Zβ=√cosβ=0.985
u=Z1/Z2=5.29 K Ht=1.3 Z H=2.5 Z E=189.8MP a
计算接触疲劳许⽤应⼒[eH]
由图10-25d查得⼩齿轮和⼤齿轮接触疲劳极限分别为eHlim1=600MP a eHlim2=550MP a
N1=60n1JL h=60x480x1x52560h=1.514x109
N2=N1/u=1.822x109/5.29=2.861x108
由图10-23查取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90 K HN2=0.95
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-14）得
[eH]1=K HN1eHlim1/S=540MP a
[eH]2=K HN2eHlim2/S=523MP a
取[eH]1和[eH]2中较⼩者作为该齿轮副接触疲劳许⽤应⼒，即
[eH]=[eH]2=523MP an
⑴试计算⼩齿轮分度圆直径
d1t≥√2KHtT1
d u+1
u
（ZHZEZεZβ
[e]
）
2
3
=31.846mm
调整⼩齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=πd1t n1/60x1000=0.8m/s
②齿宽b
b= b=?d d1t=31.846
计算实际载荷系数K H
①由表10-2查得使⽤系数K
A
=1.25
②根据v=1.49m/s，7级精度。

由图10-8查得动载系数K
V
=1.04
③齿轮的圆周⼒
F
t1=2T
1
/d
1t
=2.69x103N
K
A F
t1
/b=105.58N/mm＜100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.2
④由表10-4⽤插值法查得7级精度。

⼩齿轮相对志诚⾮对称布
置时，得齿间载荷分布系数K H β=1.417 由此，得到实际载荷系数
K H =K A K V K H αK H β=2.211
1. 由式（10-12）可得按实际载荷系数算得分度圆直径
d 1= d 1t √KH/KHt 3=39.191mm 及相应齿轮模数 m=d 1/z 1=1.633mm 2. 按齿根弯曲疲劳强度设计
⑴按式（10-7）计算模数，即z 12
M nt ≥√
2kftt1YεYβcos2β
dz 1
2（
YFaYSa
[eF ]
）3
确定公式中的各参考值①试选K Ft =1.3
②由式（10-18）计算弯曲疲劳强度⽤重合度系数Y εβb =arctan （tan βcos αt ）=13.140° εαv =εα/cos 2βb =2.036 Y ε=0.25+0.75/εαv =0.618
由式（10-19）可得Y β=1-εββ
120°=0.778 ③计算（
YFaYSa
[eF ]
）由图10-17查得齿形系数Y Fa1=2.64 Y Fa2=2.18 由图10-18查得应⼒修正系数Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.78
由图10-24c 查得⼩齿轮和⼤齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为eFlim1=500MP a eFlim2=380MP a
由图10-22查得疲劳寿命系数K FN1=0.85 K FN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 由式（10-14）得
[eF ]1=KF N1eFlim1/s=334.62MP a
[eF ]2=KF N2eFlim2/s=263.08MP a
Y Fa1Y Sa1/[eF ]1=0.0125 Y Fa2Y Sa2/[eF ]2=0.0174 因为⼤齿轮的Y Fa Y Sa /[eF ]⼤于⼩齿轮，所以
Y Fa Y Sa/[eF]=0.0174
⑵计算模数
M nt≥√2kftt1YεYβcos2β
dz12（YFaYSa
[eF]
）
3=1.15mm 调整齿轮模数
计算实际载荷系数前数据准备
①圆周速度v
d1=Z1m t/cosβ=28.445mm
v=πd1t n1/60x1000=0. 455
②齿宽b b=Φdd1=28.445mm
③宽⾼⽐b/h h=（2ha*+c*）m t=2.588mm
b/h=10.99
计算实际载荷系数K F
由v=0.455m/s 7级精度由图10-8查得动载荷系数k v=1.03
由F
t1=2T
1
/d
1
=3.007x103N
K
A F
t1
/b=105.74N/mm＞100N/mm
由表10-3查得齿间载荷分配系数K Fa=1.2
由表10-4⽤插值法查得K H
β=1.417 于是K F
β
=1.34
则载荷系数为K F=K A K V K F
αK F
β
=1.672
由式（10-13）可按实际载荷算得模数为m=m t√3=1.25mm
对此计算结果，由齿⾯接触疲劳强度计算的法⾯模数m n⼤于按弯曲疲劳强度计算的模数，从满⾜弯矩疲劳强度出发，从标准中应就近选择m=2 为同时满⾜接触疲劳强度，需按接触疲劳算得d1=39.191mm来计算⼩齿轮齿数。

即z1=d1cosβ/m n=19.5，取z1=20，则⼤齿轮Z2=uZ1=105.8使两齿轮互质。

取Z2=105
3.⼏何尺⼨计算
计算中⼼距a=（z1+z2）mn
2cosβ
=129.86
分度圆直径d1=Z1m/cosβ=41.27mm
d2=Z2m/cosβ=216.71mm
计算分锥⾓β=arctan（（z1+z2）mn
2a
）=14.305°
计算齿轮宽度b=?d d1 =42mm
取b1=47mm b2=42mm
所以Z1=20，Z2=105，m=2mm，压⼒⾓α=20°分锥⾓β=14.305°齿宽b1=47mm ，b2=42mm，⼩齿轮选40Gr（调质），⼤齿轮选45钢（调质）7级精度
3.低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
功率2.08kw ⼩齿轮转速n1=90.74 i=3.78 ⼯作寿命52560h
1.材料选择由表10-1选择⼩齿轮材料为40Gr（调质）齿⾯硬度280HBS⼤齿轮材料为45钢（调质），齿⾯硬度240HBS
2.选⼩齿轮齿数Z1=26 ⼤齿轮Z2=iZ1=99
初选螺旋⾓β=14°，压⼒⾓α=20°。

Фd=1
⼆.按齿⾯接触疲劳强度设计
⑴由式（10-24）试算⼩齿轮分度圆直径。

即
d1t≥√2KHtT1
d u+1
u
（ZHZEZεZβ
[eH]
）
2
3
1确定公式中各参数值
④试选载荷系数K Ht=1.3
⑤由图10-20查取区域系数Z H=2.5
⑥由式（10-21）计算解除疲劳强度⽤重合度系数Zε
αt=arctan（tanαn/cosβ）=20.562°
αat1=arcos[Z1cosαt/（Z1+2ha*ncosβ）]=29.023°
αat2=arcos[Z2cosαt/（Z2+2ha*ncosβ）]=23.322°
ε
α
=[Z1(tanαat1-tanαt′)+Z2(tanαat2-tanαt′)]/2π=1.626
ε
β
=ΦdZ1tanβ/π=2.063
Zε=√4?εα
3?(1?εβ)+εβ/εα
2=0.654
由式（10 -23）可得螺旋⾓系数Z
β
Zβ=√
u=Z1/Z2=3.78 K Ht=1.3 Z H=2.5 Z E=189.8MP a
计算接触疲劳许⽤应⼒[eH]
由图10-25d查得⼩齿轮和⼤齿轮接触疲劳极限分别为eHlim1=600MP a eHlim2=550MP a N1=60n1JL h=60x480x1x52560h=2.822x107
N2=N1/u=1.822x109/5.29=7.446x106
由图10-23查取接触疲劳寿命系数K HN1=1.14 K HN2=1.5
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-14）得
[eH]1=K HN1eHlim1/S=684MP a
[eH]2=K HN2eHlim2/S=825MP a
取[eH]1和[eH]2中较⼩者作为该齿轮副接触疲劳许⽤应⼒，即[eH]=[eH]2=684MP an ⑵试计算⼩齿轮分度圆直径
d1t≥√2KHtT1
d u+1
u
（ZHZEZεZβ
[e]
）
2
3
=50.018mm
调整⼩齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
③圆周速度v
v=πd1t n1/60x1000=0.25m/s
④齿宽b
b= b=?d d1t=50.018
计算实际载荷系数K H
⑤由表10-2查得使⽤系数K
A
=1.25
⑥根据v=1.49m/s，7级精度。

由图10-8查得动载系数K
V
=1.02
⑦齿轮的圆周⼒
F
t1=2T
1
/d
1t
=8.255x103N
K
A F
t1
/b=198036N/mm＜100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数K H
α
=1.2
⑧由表10-4⽤插值法查得7级精度。

⼩齿轮相对志诚⾮对称布
置时，得齿间载荷分布系数K H
β
=1.420
由此，得到实际载荷系数
K H=K A K V K HαK Hβ=2.173
4.由式（10-12）可得按实际载荷系数算得分度圆直径
d1= d1t√KH/KHt
3=61.734mm
及相应齿轮模数m=d1/z1=2.303mm
5.按齿根弯曲疲劳强度设计
⑶按式（10-7）计算模数，即z 12
M nt ≥√
2kftt1YεYβcos2β
dz 1
2（
YFaYSa
[eF ]
）3
确定公式中的各参考值④试选K Ft =1.3
⑤由式（10-18）计算弯曲疲劳强度⽤重合度系数Y εβb =arctan （tan βcos αt ）=13.140° εαv =εα/cos 2βb =1.715 Y ε=0.25+0.75/εαv =0.687
由式（10-19）可得Y β=1-εββ
120°=0.76 ⑥计算（
YFaYSa
[eF ]
）由图10-17查得齿形系数Y Fa1=2.63 Y Fa2=2.19 由图10-18查得应⼒修正系数Y Sa1=1.60 Y Sa2=1.80
由图10-24c 查得⼩齿轮和⼤齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为eFlim1=500MP a eFlim2=380MP a
由图10-22查得疲劳寿命系数K FN1=0.87 K FN2=0.89 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 由式（10-14）得
[eF ]1=KF N1eFlim1/s=310.71MP a
[eF ]2=KF N2eFlim2/s=241.57MP a
Y Fa1Y Sa1/[eF ]1=0.0135 Y Fa2Y Sa2/[eF ]2=0.0163 因为⼤齿轮的Y Fa Y Sa /[eF ]⼤于⼩齿轮，所以 Y Fa Y Sa /[eF ]=0.0163
⑷计算模数
M nt ≥√
2kftt1YεYβcos2β
dz 1
2（
YFaYSa
[eF ]
）3
=1.876mm 调整齿轮模数
计算实际载荷系数前数据准备
①圆周速度v
d 1=Z 1m t /cos β=50.26mm v=πd 1t n 1/60x1000=0.237 ②齿宽b b=Φdd 1=50.26mm
③宽⾼⽐b/h h=（2ha*+c*）m t=4.221mm
b/h=11.90
计算实际载荷系数K F
由v=0.237m/s 7级精度由图10-8查得动载荷系数k v=1.02
由F
t1=2T
1
/d
1
=8.543x103N
K
A F
t1
/b=212.47N/mm＞100N/mm
由表10-3查得齿间载荷分配系数K Fa=1.2
由表10-4⽤插值法查得K H
β=1.419于是K F
β
=1.34
则载荷系数为K F=K A K V K F
αK F
β
=2.05
由式（10-13）可按实际载荷算得模数为m=m t√KF/KFt
3=2.184mm 对此计算结果，由齿⾯接触疲劳强度计算的法⾯模数m n⼤于按弯曲疲劳强度计算的模数，从满⾜弯矩疲劳强度出发，从标准中应就近选择m=2 为同时满⾜接触疲劳强度，需按接触疲劳算得d1=39.191mm来计算⼩齿轮齿数。

即
z1=d1cosβ/m n=29.95，取z1=30，则⼤齿轮Z2=uZ1=113.4使两齿轮互质。

取Z2=113
6.⼏何尺⼨计算
计算中⼼距a=（z1+z2）mn
2cosβ
=148
分度圆直径d1=Z1m/cosβ=62.09mm
d2=Z2m/cosβ=233.90mm
计算分锥⾓β=arctan（（z1+z2）mn
2a
）=14.935°
计算齿轮宽度b=?d d1 =63mm
取b1=67mm b2=62mm
所以Z1=30，Z2=113，m=2mm，压⼒⾓α=20°分锥⾓β=14.935°齿宽b1=67mm ，b2=62mm，⼩齿轮选40Gr（调质），⼤齿轮选45钢（调质）7级精度
六、轴的设计计算
轴⼆
T2=2.147X105 N/m n2=90.74r/min p2=2.08kw
1选取轴的材料为45钢（调质）根据表15-3取A0=112于是
d min=A0√P3/n3
3=31.82mm
2轴的结构设计
⑴拟定轴上零件装配⽅案
⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为初步选择滚动轴承。

选⽤⾓接触对轴承参照⼯作要求并根据d I-II=35mm。

由表12.2中初步选取7207AC,其尺⼨为dxDxT=35x72x17.故d I-II=d
Ⅴ-Ⅵ=35mm
轴承右端内圈采⽤套筒定位所以轴的II-III段Ⅳ-Ⅴ段为⾮定位轴肩
d II-III=d IV-V=39mm
⑶已知齿轮轮毂宽为42mm。

为使套筒端⾯可靠地压紧齿轮。

此轴段应略短
于轮毂宽。

取l II-III=40mm。

轮毂宽为67mm。

为使套筒端⾯可靠地压紧齿
轮。

此轴段应略短于轮毂宽。

取l
Ⅳ-Ⅴ
=65mm两齿轮间端采⽤轴肩定位。

轴间⾼度h=（2~3）R。

由轴径d=39mm查15-2，得R=1.6mm。

故取h=4mm，则轴环处直径d III-IV=47mm，轴环宽b≥1.4h 取l III-IV=12mm
⑷根据表4-1由直齿斜齿中⼼距a=148可算得机座壁厚为e=8mm
齿轮端⾯与内机壁距离为Δ2 =12mm。

即⼤齿轮与内机壁线距离Δ2=12mm 考虑箱体铸造误差。

在确定滚动轴承位置时。

应距箱体内壁有⼀段距离，取其值为?3=4.已知轴承宽度T=17mm。

则
L I-II=L V-VI=T+?3+Δ2+(62-60)=35mm
内极壁线之间的距离可以确定L
内=2Δ2+l II-III+ l
Ⅳ-Ⅴ
+b+4
轴上零件周向定位
齿轮，半联轴器均为采⽤平链连接，按d II-III由表6-1查得平链截⾯bxh=12x8键槽采⽤链槽铣⼑加⼯。

长为36 因为IV-V段与II-III 段轴等粗所以截⾯相同取IV-V段键长为63.同时为保证齿轮与配合有良好对中性。

选取齿轮轮毂与轴配合为H7/h6。

确定轴上圆⾓和倒⾓尺⼨
轴三
T3=7.715X105 N/m n2=24r/min p2=1.94kw
1选取轴的材料为45钢（调质）根据表15-3取A0=112于是
d min=A0√P3/n3
3=47.56mm
输出轴的最⼩值径处安装联轴器。

则应考虑与联轴器孔径配合。

并同时选出联轴器型号。

联轴器计算转矩T ca=K A T2 转矩变化⼩，取K A=1.5则
T ca=1158N*m
按照计算转矩T ca应⼩于联轴器公称转矩的条件。

查表13-2.选⽤LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩N*mm。

主动端半联轴的孔径d1=48取d=48mm
半联轴器长度L=112.半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm
2轴的结构设计
⑸拟定轴上零件装配⽅案
⑹根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为满⾜半联轴器轴向定位I-III轴段右应制出⼀段轴间，故取II-III段的直径d II-III=2(0.07~0.1)d+d=51.3~54左端⽤轴端挡固定位。

d II-III=52mm。

按轴端直径取挡圈直径D=55。

半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84为保证轴端挡圈只压在半联轴器上则l=82
初步选择滚动轴承。

选⽤⾓接触对轴承参照⼯作要求并根据d II-III=52mm。

由表12.2中初步选取7211AC,其尺⼨为dxDxT=55x100x21.故d
Ⅲ-Ⅳ=d
Ⅶ-Ⅷ
=55mm
轴承右端内圈采⽤轴间进⾏轴向定位。

查表12.2可得轴d
Ⅵ-Ⅶ
≈64mm
⑺取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ段直径d=57mm。

齿轮左端与左轴承之间采⽤套
筒定位。

已知齿轮轮毂宽为62mm。

为使套筒端⾯可靠地压紧齿轮。

此轴
段应略短于轮毂宽。

取l
Ⅳ-Ⅴ
=60mm。

齿轮右端采⽤轴肩定位。

轴间⾼度h=（2~3）R。

由轴径d=68mm查15-2，得R=2mm。

故取h=6mm，则轴环
处直径d
Ⅴ-Ⅵ=69mm，轴环宽b≥1.4h 取l
Ⅴ-Ⅵ
=12mm
⑻轴承端盖总宽度为20mm。

选取嵌⼊式轴承端盖。

根据轴承端盖及便于添
加润滑油的要求。

取端盖外端与联轴器右端⾯间距离l=30，故取l
Ⅱ-Ⅲ
=50。

根据表4-1由直齿斜齿中⼼距a=148可算得机座壁厚为e=8mm
齿轮端⾯与内机壁距离为Δ2=12mm。

即⼤齿轮与内机壁线距离Δ2=12mm 考虑箱体铸造误差。

在确定滚动轴承位置时。

应距箱体内壁有⼀段距离，取其值为?3=4.已知轴承宽度T=21mm。

则
LⅢ-Ⅳ=T+?3+Δ2+(62-60)=39mm
LⅥ-Ⅶ=L内-（Δ2+lⅣ-Ⅴ+b+2）+?3=63mm
轴上零件周向定位
齿轮，半联轴器均为采⽤平链连接，按d
Ⅳ-Ⅴ
由表6-1查得平链截⾯bxh=16x10键槽采⽤链槽铣⼑加⼯。

长为56.同时为保证齿轮与配合有良好对中性。

选取齿轮轮毂与轴配合为H7/h6。

同样，半联轴器采⽤平链14x9x80.半联轴器与轴配合为H7/k6.滚动轴承与轴周向定位由过度配合保证。

选轴直径尺⼨公差为m6.
确定轴上圆⾓和倒⾓尺⼨
轴⼀
T3=7.715X105 N/m n2=24r/min p2=1.94kw
1选取轴的材料为45钢（调质）根据表15-3取A0=112于是
d min=A0√P3/n3
3=47.56mm
2轴的结构设计
⑴拟定轴上零件装配⽅案
⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为满⾜半联轴器轴向定位I-III轴段右应制出⼀段轴间，故取II-III段的直径d II-III=2(0.07~0.1)d+d=2.34~24左端⽤轴端挡固定位。

d II-III=24mm。

初步选择滚动轴承。

选⽤⾓接触对轴承参照⼯作要求并根据d II-III=24mm。

由表12.2中初步选取7206AC,其尺⼨为dxDxT=30x62x16.故d
Ⅲ-Ⅳ=d
Ⅶ-Ⅷ
=16mm
轴承右端内圈采⽤轴间进⾏轴向定位。

查表12.2可得轴d
Ⅵ-Ⅶ
≈36mm
⑶取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ段直径d=32mm。

齿轮左端与左轴承之间采⽤套
筒定位。

已知齿轮轮毂宽为47mm。

为使套筒端⾯可靠地压紧齿轮。

此轴
段应略短于轮毂宽。

取l
Ⅳ-Ⅴ
=45mm。

齿轮右端采⽤轴肩定位。

轴间⾼度h=（2~3）R。

由轴径d=38mm查15-2，得R=1.6mm。

故取h=3mm，则轴
环处直径d
Ⅴ-Ⅵ=38mm，轴环宽b≥1.4h 取l
Ⅴ-Ⅵ
=12mm
⑷轴承端盖总宽度为20mm。

选取嵌⼊式轴承端盖。

根据轴承端盖及便于添
加润滑油的要求。

取端盖外端与联轴器右端⾯间距离l=30，故取l
Ⅱ-Ⅲ
=50。

根据表4-1由直齿斜齿中⼼距a=129可算得机座壁厚为e=8mm
齿轮端⾯与内机壁距离为Δ2 =12mm。

即⼤齿轮与内机壁线距离Δ2=12mm 考虑箱体铸造误差。

在确定滚动轴承位置时。

应距箱体内壁有⼀段距离，取其值为?3=4.已知轴承宽度T=16mm。

则。