F0?500(2.5?K?)K?ZV2.50.896?qv2得 ?500?( ?1)?0.275/(3?6)?0.06?6?15.83N23.1.8 计算带传动的压轴力FP 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力FP，根据公式
Fr?2ZF0sin?12?2?3?15.83?sin143.452?90.19N (17)
算得Fr?90.19N 3.1.9 带轮的结构设计
V带带轮选用HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构由于大皮带轮的D1?d1?172?26?146?100,所以采用孔板式。使用经过动平衡实验处理。轮槽工作表面要精细加工基准宽度bd?8.5mm; [12][13]
，具体设计参数如下所示：
基准线上槽深hamin?2.0mm; 基准线下槽深hfmin?7.0mm; 槽间距e?12mm;
第一槽对称面至端面的距离f?8mm; 最小轮缘后?min?5.5mm;
带轮宽B?(z?1)e?2f?40mm; (18) 外径da1?dd?2ha?54?2?2?58mm; (19)
da2?dd?2h2?204?2?2?208mm; (20)
轮槽角?1?34?;?2?38?
d1?(1.8~2)d?26mm; (21)
L?(1.5~2)d?2?13?26mm; (22) 其尺寸在带轮上可以参见下图5：
11
图5 皮带轮结构图
Fig5 The assemble programe of the belt pulley
3.1.10 带的张紧装置
各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力F0降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置。
[14]
3.2 直齿圆锥齿轮的设计计算
3.2.1 选择齿轮的材料
考虑到齿轮传动载荷一般，参考类似减速器的结构，采用二级减速机，大小齿轮都选用45号钢。小齿轮调质处理，HB1=220-240大齿轮正火处理，HB2=190-210查实用机械设计手册图9-4及图9-5得：
?Hlim?540MPa ?Flim1?210MPa ?Flim2?180MPa。
3.2.2 简化计算初步选定主要参数
直齿圆锥齿轮传动时以大端参数为标准值的，在强度计算时，则以齿宽中点
处的当量齿轮作为计算的依据。
（1）选取小齿轮齿数Z1?20,大齿轮齿数Z2?2.81?20?56.2,取Z2?57 则齿数比:
u?Z2Z1?5720?2.85（与设计要求误差不大于?5%） (23)
（2）按齿面接触疲劳强度计算
T1?9550P1n1?9550?0.24168?13.64N?m (24)
12
直齿锥齿轮的载荷系数为K?KAK?,其中使用系数查表10-2得KA?1.0, 齿向载荷分布系数K??1.2,
锥齿轮传动的齿宽系数通常取?R?0.25~0.35，这里我们取?R?0.3。 小齿轮的直径Dfe1?11403 ?11403T1KAK?u?R(?Hlim)(1?0.5?R)2 (25)
?51.55mm13.64?1?1.22.81?0.3?540?0.8522
大端模数m?Dfe1Z1?51.5520?2.575, (26)
大齿轮的直径Dfe2?Z2m?57?2.575?146.775mm, (27)
?fe1?arctg?Z1Z2
?arctg?2057??19.33,? (28)
?fe2?90?19.33?70.67,锥距R?Dfe12sin?fe1?51.552sin19.33??77.868mm, (29)
齿宽b??RR?0.3?77.686?23.36mm,取b?23mm， 平均分度圆直径
Dm1?(1?0.5?R)Dfe1?(1?0.5?0.3)?51.55?43.818mm, (30)
大齿轮分度圆线速度??3.2.3 校核计算
?Dm1n160?1000???43.818?16860?1000 (31) ?0.385m/s。 （1）按面接触疲劳强度计算
分度圆锥面的圆周力
Ftm?2000T1Dm1?2000?13.6443.818?622.575N, (32)
1查表10-6得弹性影响系数ZE?189.8MPa2,
根据图10-8取动载系数KV?1.1（按7级精度等级） 对于压力角为??20?的直齿锥齿轮，取ZH?2.5, 由公式10-25?H?5ZEKT1?R(1?0.5?R)D23ufe1?438.03MPa, (33)
13
查得zv?1（按无限寿命设计查图9-12） zw?1（大、小齿轮都使软齿面）
由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作
的后果，故取疲劳强度安全系数:
S?SHmin?1。
由公式10-12?H?Hlim??HlimZvZwminSH?540MPa, (34)
SH?lim?H?1.233?SHlim安全 (35)
（2）按齿根弯曲疲劳强度校核 Zdn1?Z1cos?f1?20cos19.3357cos70.67???21.125 (36)
Zdn2?Z2cos?f2??172.201 (37)
查参考文献[12]表10-5得齿形系数YFa及应力校正系数YSa
YFa1?2.8,YFa2?2.292 Ysa1?2.8,Ysa2?1.721
按无限寿命计算查图9-16得YN1?1 齿根危险截面的弯曲应力公式为?F0?FtmKAKVK?bm(1?0.5?R)YF2YF1?KPtYFabm (38)
?F1?YF1?622.575?1?1.1?1.223.36?2.275(1?0.5?0.3)?2.8?45.004MPa(40) ?F2??F1?2.2982.8?45.004?36.935MPa (41)
?F,lim1?Flim1NYYXYsa1?Flim2?135.484MPa (42)
?F,lim2?YNYXYsa2,lim1?104.59MPa (43)
SF1??F?F1?135.48445.004?3.01?SFmin?1（查表9-31）安全 (44)
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SF2??F,lim2?F2?104.5936.935?2.832?SFmin?1（查表9-31）安全 (45)
3.3 轴的设计计算
3.3.1 高速轴的设计计算
（1）初步确定轴的最小直径
按参考文献[12]公式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料问45钢，调制处理。根据表15-3，取A0?103,由P1?0.24kw n1?168r/min 故dmin?A03p1n1?10330.24168?11.6mm (46)
通常实际最小轴径d?dmin，圆整后取d?13mm。
（2）轴的结构设计
1、拟定轴上个各零件的装配方案如下图6所示：
图6 高速轴的装配方案
Fig6 The assemble programe of high speed shaft
2、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
A、为满足小锥齿轮的轴向定位要求，锥齿轮左边采用轴肩定位，右边采用垫圈定位，尺寸为D?22mm、L?25mm。
B、左端滚动轴承采用轴肩定位，h=3mm。由于框架的总长不能太长，这里取轴长为236mm，初定尺寸如图6。
C、初选轴承，因轴承同时受到轴向力和径向力，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴承段的直径d=20mm，由手册查得该轴承的定位轴肩高度为3mm，考虑到经济性及轴的强度要求，左轴承轴肩高度取标准值3mm，因此可算得1-2段的直径D12?26mm,根据设计要求可得出D23?22mm，
15