（dd5 -dd6 ）2? Ld0=2a0+ dd6）+
24a03.143200 2 =1226mm
=23456+
查机械设计书表8-2，选择基准长度Ld=1250mm。 7、单根V带的初张紧力F0
＝5003( ＝87N
式中：k?——包角修正系数；查机械设计书表8-5得k?=0.91。 q——V带单位长度质量，kg/m。查表8-3得q=0.06 kg/m。 8、计算压轴力Fr
Fr=2Z 873sin90°
=174N Frmax= 9、带轮结构设计
参照机械设计手册12-7～10可得，两个带轮均采用腹板式结构。结构如图4-5所示：
3 Fr=261N 22.50.047-1)3+0.0630.422 0.911?0.42
图4-5 Ⅲ—Ⅳ轴大带轮结构示意图
第5章 主轴及键的设计计算
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5.1 主轴的结构设计与计算
1、由于结构及工作的需要，将主轴的材料选择45钢，热处理为调质处理，
取材料系数A0=115，则初步计算其
于是有：
dmin?(1?6%)dmin?1.06?13.7?14.522mm
所以初步取d最小直径为20mm。 2、采用下图所示装配方案如图5-1：
'
图5-1主轴装配示意图
3、确定轴的各段直径和长度
（1）为了满足轴向定位要求， I-II 轴段右端须制造出一轴肩，故取 II-III 轴段的直径为27 mm，长度为25 mm。I-II 轴段的左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为28 mm。使带轮绕轴动，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，采用的 I-II 轴段的直径为20 mm，长度为20 mm；
（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用轴承参照工作要求并根据III-Ⅳ轴段的直径为30 mm，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承 32006型其尺寸为d3D3T=30 mm355 mm313 mm,故选用III-IV 轴段的直径为30 mm，长度为22 mm。右端轴承采用采用套筒进行轴向定位。由手册查得厚度为h=4 mm,取IV-V 轴段的直径为30 mm。套筒右端用定位。
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（3）安装齿轮处的的轴段V-VI 的直径为30 mm齿轮左端用挡圈定位。右端用一套筒定位，同时套筒右端定位带轮。已知带轮的轮毂宽度为25 mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度故采用VI-Ⅶ轴段的长度为22 mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩径为35 mm，长度为193 mm。右端的零部件结构的定位及轴径长度与左端的大体相同。
（4）带轮及齿轮与轴的轴向定位采用平键连接。按照齿轮与轴的直径由手册查表得平键截面尺寸分别为b3h3l=6 mm×6 mm×14 mm、b3h3l=8 mm×7 mm×16 mm、b3h3l=10 mm×8 mm×16 mm(GB/T1095-1979)。键槽用键槽铣加工，同时为了保证齿轮和轴的配有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为H7/n6。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为h6。
5.2 轴的校核
5.2.1 对主轴进行校核
根据设计的轴的尺寸和各处所传递的功率，计算轴上的力及力矩。如下表5-1：
表 5-1 轴的力及力矩
载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH1=85N, FNH2=125N MH=35.37N2m M1=46.62 N2m T=20.8 N2m 垂直面V FNV1=217N, FNV2=217N MV=30.38N2m
其轴的受力分析如下图5-2图5-3所示：
FP2 FNH2
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FNH1 Ft1 Fp1 Ft2
35.37N·m 25.36N·m 11.25N·m M H FNV2
FNV1
Fr1 Fr2
30.38N·m 30.38N·m MV 图5-2 主轴的受力示意图 46.62N·m 39.57N·m 11.25N·m M 25
20.8N·m 16.2N·m 4.6N·m T 图5-3 主轴的受力示意图
5.2.2 校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）。 轴的抗弯截面系数：
由机械设计书式（15-5），轴的弯扭合成强度为：
σca﹤〔σ
所以该轴安全。
?1〕
5.3 键的校核
键的失效形式主要是工作面被压溃，一般只对挤压应力进行强度校核，由公式得：
2T?103σp=
kld式中：
T—传递
〔σp〕—键、轴、连轴器轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，
需用挤压应力[σ p ]=70～80MPa，取其平均值75MPa,得：
2?20.8?103σp==49.52 Mpa﹤[σp]
3?8?35所以，键是安全的。
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