急求:一级圆柱齿轮减速器课程设计详细过程
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发布时间：2022-05-05 11:28
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时间：2022-06-27 11:10
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；
滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。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=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N•mm
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由课本P82图5-10得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm
由课本P74表5-4，取dd2=200mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允许)
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由课本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW
根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.96
根据课本P81表（5-8）KL=0.96
由课本P83式（5-12）得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(6)计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式（6-15）
确定有关参数如下：传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N•mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
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*，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
工段：d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.
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20mm，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，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=50mm
②求转矩：已知T2=50021.8N•mm
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体*，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N•m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264 表（11-10）得：ft=1
根据课本P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>48720h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册P51 选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
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时间：2022-06-27 11:10
ljpds88@163.com
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时间：2022-06-27 11:11
设计题目：带式运输及传动装置
机械设计制造及其自动化**（*）班
姓名：
学号：************
完成日期：****.**.**
指导教师（签字）：
目 录
1.设计任务书………………………………………………………………………………………………….3
2.传动方案的分析与拟定………………………………………………………………………………….4
3.电动的选择………………………………………………………………………………………………….5
4.传动装置的运动及动力参数的选择和计算……………………………………………………….5
5.传动零件的设计计算…………………………………………………………………………………….6
6.轴的设计计算……………………………………………………………………………………………..9
7.键连接的选择及计算……………………………………………………………………………….….12
8.滚动轴承的选择及计算………………………………………………………………………….…...14
9.联轴器的选择……………………………………………………………………………….…………….14
10.润滑和密封方式的选择………………………………………………………………..…………….14
11.箱体及附件的结构设计和选择……………………………………………………….…………….15
12.参考文献…………………………………………………………………………………..….………….15
一．设计任务书
设计题目：皮带运输机用
单级 斜齿 圆柱 齿轮减速器设计
目的：前修课程的实际应用
巩固专业理论和知识
培养设计计算能力
培养工程设计的综合能力
培养解决实际问题的能力
提高计算机绘图能力
齿轮减速器：圆柱 圆锥 蜗轮蜗杆
单级 双级 多级（见图）
设计任务：
方案的构思与设计计算
装配图一 1号 草图和机绘图各一份
零件图1张 3号
设计说明书一份 20页以上
答辩 20分钟
内容与进度
1．方案设计
2．总体设计计算
3．主要零件设计计算
开式齿轮、带、链 闭式齿轮 轴、滚动轴承、 键…….…2天
4．装配草图设计、绘制……………………………………………………………6天
5．正式装配图、零件图绘制…………………………………………………….6天
6．设计说明书撰写………………………………………………………………….1天
7．答辩……………………………………………………………………….…………1天
题目与数据：
开式齿轮传动＋单级斜齿圆柱齿轮减速器
已知数据： F（N）=2600 V（m/s）=1.8 D(mm)= 500
五年两班 中等冲击
二．传动方案的分析与拟定
1．传动简图设计
布局
带在高速级
链传动在低速级
开式齿轮传动在低速级
一根轴必须两个轴承支撑
合理性
齿轮润滑效果
带、链的松紧边
结构的紧凑性
三. 电动的选择
工作机所需功率: Pw=FV/1000=2600×1.8/1000=4.68kw
传动效率: 由表2-2得
η=η1×η2×η3……=0.99²×0.97×0.994×0.95×0.96=0.8329
电机所需功率: Pm’=Pw/η=4.68/0.8329=5.619kw
电机额定功率: 由表16-1得
Pm≥Pm’=7.5kw
初选电机: Y132M-4 额定功率7.5kw 满载转速970r/min
堵转转矩/额定转矩2.0 最大转矩/额定转矩2.0
四. 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1．传动比计算与分配
工作机转速: v=πDn/60000
n=60000v/πD=68.75
总传动比计算: i=N/n=1440/68.75=14.11
开式齿轮传动: i2=4-5
闭式齿轮传动比: i1=3-4.5
传动比分配: i1=105/31=3.387 i2=71/17=4.176
i=i1×i2=3.387×4.176=14.14
3．各轴的功率、转速、转矩计算（ Pn 、nn 、Tn ）
n1=nm=970r/min P1=Pm×η1=7.425kw
T1=9550P1/n1=73.10Nm
n2=n1/i1=286.4r/min P2=P1×η2×η3=7.130kw
T2=9550P2/n2=237.7Nm
n3=n2/i2=286.4r/min P3=P2×η3×η1=6.988kw
T3=9550P3/n3=233.0Nm
轴号 转速n 功率p 转矩T 传动比i
Ⅰ 970r/min 7.425kw 73.10N*m
3.387
Ⅱ 286.4r/min 7.130kw 237.7N*m
1
Ⅲ 286.4r/min 6.988kw 233.0N*m
五．传动零件的设计计算
1. 闭式齿轮设计计算
1)使用条件分析
传递功率： P1=7.425kw 主动轮转速： n1=970r/min
传动比： i1=3.387 转矩： T1=73.10N*m
2)选择齿轮材料及热处理方式
小齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230-255HBS；
大齿轮：45号钢，正火处理，硬度为190-217HBS.
3)确定许用应力
a.确定极限应力σHlim和σFlim
齿面硬度：小齿轮按230HBS,大齿轮按190HBS.
查图3-16,得σHlim1=580MPa, σHlim2=550 MPa
查图3-17,得σFlim1=220MPa, σFlim2=210 MPa
b.计算应力循环次数N，缺点寿命系数ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719×108
查图3-18，得ZN1=ZN2=1；查图3-19，得YN1=YN2=1
c.计算许用应力
由表3-4取SHlim=1, SFlim=1.4
σHP1=σHP1 ZN1/ SHlim=580 MPa
σHP2=σHP2 ZN2/ SHlim=550 MPa
σFP1=σFlim1 YST YN1/ SFlim =314.28 MPa
σFP2=σFlim2 YST YN2/ SFlim =300 MPa
4)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
a.选择齿轮类型
拟选用斜齿圆柱齿轮，由表3-5初步选用8级精度
b.初选参数
β=15°，z1=31 , z2=z1×i1=105 , x1=x2=0 , ψd=0.9
c.初步计算齿轮的主要尺寸
因电机驱动，工作载荷中等冲击，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因对称布置，轴的刚性较大，取Kβ=1,Kα=1.2,
则 K=1.5×1.05×1×1.2=1.89
由图3-11，查得ZH=2.44;
查表3-2，得ZE=189.8 MPa½;
取Zε=0.8 ; Zβ=(cosβ)½=0.983
可初步计算出齿轮的分度圆直径d1，mn等主要参数和几何尺寸：
d1=³√｛(ZHZEZεZβ/σHP)²*(2KT1/ψd)*〔( i1+1)/ i1)〕｝
=55.87
mn=d1cosβ/z1=1.741
按表3-17，取标准模数mn=2mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=140.8mm
圆整后取a=140mm
修改螺旋角：
β=arccos〔mn (z1+ z2)/2a〕=13.73°=13°43′48〃
d1= mn z1/ cosβ=63.8mm
d2= mn z2/ cosβ=216.2mm
b=ψd d1 =57.42mm,取b2=58mm, b1= b2+(5～10)=66mm
d.验算齿轮的弯曲强度条件
计算当量齿数：
zv1= z1/ cos³β=33.8
zv2= z2/ cos³β=114.5
查图3-14，得YFa1=2.5 , YFa2=2.2;
查图3-15，得YSa1=1.69 , YSa2=1.81
取Yε=0.7 , Yβ=0.9
计算弯曲应力：
σF1=2K T1/b d1 mn =66.25 MPa＜σFP1
σF2=σF1 YFa2 YSa2/ YFa1 YSa1=62.44 MPa＜σFP2
5)确定方案
设计内容 参数
小，大齿轮材料 钢45 ，钢45
小，大齿轮热处理方式 调质 ，正火
小，大齿轮齿面硬度HBS 230 ，190
接触许用应力: σHP1/ MPa ,σHP2/ MPa 580 ，550
弯曲许用应力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 314.3 ，300
模数：mn /mm 2
螺旋角β/(°′〃)： 13°43′48〃
齿数：z1 ，z2 31 ，105
变位系数：x1 , x2 0.0 ，0.0
齿宽：b1/mm , b2/mm 66 , 58
分度圆直径：d1/mm , d2/mm 63.8 , 216.2
齿顶圆直径：d a 1/mm , d a 2/mm 67.92 ,220.3
中心距：a/mm 140
弯曲应力: σF1/ MPa ,σF2/ MPa 66.25 , 62.44
2.开式齿轮设计计算
1)使用条件分析
传递功率： P3=6.988kw 主动轮转速： n1=286.4r/min
传动比： i2=4.176 转矩： T3=233.0N*m
2)选择齿轮材料及热处理方式
小齿轮：45号钢，表面淬火，硬度为40-50HRC ,
大齿轮：球墨铸铁，正火，硬度为190-270HBS
3)确定许用应力
a.确定极限应力σFlim
齿面硬度：小齿轮按46HRC , 大齿轮按 250HBS .
查图3-17,得σFlim1= 360 Mpa ，σFlim2=230 Mpa
b.计算应力循环次数N，缺点寿命系数ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719*108
查图3-18，得ZN1=ZN2=1；查图3-19，得YN1=YN2=1
c.计算许用应力
由表3-4取SFlim=1.4
σFP1=σFlim1 YST YN1/ SFlim =514.3 Mpa
σFP2=σFlim2 YST YN2/ SFlim =328.6 MPa
4)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
a.选择齿轮类型
拟选用斜齿圆柱齿轮，由表3-5初步选用8级精度
b.初选参数
β=12°，z1=17 , z2=z1×i1=71 , x1=x2=0 , ψd=0.3
c.初步计算齿轮的主要尺寸
因电机驱动，工作载荷中等冲击，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因不对称布置，轴的刚性较小，取Kβ=1.35 , Kα=1.4,
则 K=1.5×1.05×1.35×1.4=2.98
计算当量齿数：
zv1= z1/ cos³β=18.12
zv2= z2/ cos³β=75.87
查图3-14，查得YFa1=2.92 , YFa2=2.25 ;
查图3-15，查得YSa1=1.52 , YSa2=1.81 ;
取Yε=0.8 , Yβ=0.92 ;
则：YFa1 YSa1/σFP1=8.63×10^-3 ；
YFa2 YSa2/σFP2=12.4×10^-3
取较大值 12.39*10^-3 计算
可初步计算出齿轮的模数mn ：
mn≥(1+15%)³√〔(2K T3 cos²βYεYβ/ψd z1²)×（YFa1 YSa1/σFP1)〕
=5.97
又 a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)≥ D/2
则 mn≥ D cosβ/ (z1+ z2)=5.56
按表3-17，取标准模数mn=6mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=269.9mm
圆整后取a=270mm
修改螺旋角：β=arccos〔mn (z1+ z2)/2a〕=12.1°=1°6′
d1= mn z1/ cosβ=104.3mm
d2= mn z2/ cosβ=435.7mm
b=ψd d1 =31.29mm,
取b2=32mm, b1= b2+(5～10)=40mm
5)确定方案
设计内容 参数
小，大齿轮材料 钢45 ，球墨铸铁
小，大齿轮热处理方式 表面淬火，正火
小，大齿轮齿面硬度HRC ，HBS 46 ，250
弯曲许用应力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 514.3 ，328.6
模数：mn /mm 6
螺旋角β/(°′〃)： 12°6′
齿数：z1 ，z2 17 ，71
变位系数：x1 , x2 0.0 ，0.0
齿宽：b1/mm , b2/mm 32 , 40
分度圆直径：d1/mm , d2/mm 104.3 , 435.7
齿顶圆直径：d a 1/mm , d a 2/mm 116.6 ,448.0
中心距：a/mm 270
六.轴的设计计算
1输入轴的设计计算
1）按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110
D≥C (P/n)1/3=110* (7.425/970)1/3mm
=21.68mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=24.93
又根据联轴器参数选：d1=30mm
2）轴的结构设计
a.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*，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
b.确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：D1=30mm 长度取L1=82mm
∵h=2 c=2mm
Ⅱ段:D2=D1+2h=30+2×2=34mm
∴D2=34mm
初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽度为18mm.
取Ⅱ段长：L2=70mm
Ⅲ段直径D3=40mm ， L3=18+2=20mm
Ⅳ段直径D4=44mm ， L4=13mm
Ⅴ段有小齿轮决定
Ⅵ段同Ⅳ段
Ⅶ段D7= D3+C=22mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=110mm
c.按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知D1=62mm
②求转矩：已知T1=73100N•mm
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T1/d1=2358N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=858.2N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm
(1) 绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=429.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=1179N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=429.1×55=23.6N•m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1179×55=64.8N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(23.62+64.82)1/2=69.0N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T1=73.10N•m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT1)2]1/2
=[69.02+(0.6×73.1)2]1/2=81.76N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=81.76/(0.1×403)
=12.78MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
2.输出轴的设计计算
1)按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
D≥C(P2/n2)1/3=110(7.130/286.4)1/3=32.12mm
考虑有两键槽，将直径增大10%，则
d=32.12×(1+10%)mm=35.33
又根据联轴器参数选：D=38mm
2)轴的结构设计
a.轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体*，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
b.确定轴的各段直径和长度
初选7210AC型角接球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为13mm，则该段长68mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
c.按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=210mm
②求转矩：已知T2=237.7N•m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×237.7×103/210=2264N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=824.0N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=56mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=824.0/2=412.0N
FAZ=FBZ=Ft/2=2264/2=1132N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAXL/2=412.0×56=23.07N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1132×56=63.39N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（23.072+63.392）1/2
=67.46N•m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.6
Mec=[MC2+(αT2)2]1/2=[67.462+(0.6×237.7)2]1/2
=157.8N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d2）=157.8/(0.1×563)
=8.986Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七.滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：16×300×5=24000小时
1.计算输入轴承
1）已知n1=970r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=1179N
初先两轴承为角接触球轴承7208AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=742.8N
2) Fa= Ft×tanβ=576.1
FS1+Fa＞FS2
1端压紧 2端放松
两轴承轴向载荷：FA1=FS1=742.8N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系数x、y
FA1/FR1=742.8N/1179N=0.63
FA2/FR2=1319/1179N=1.12
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1＜e x1=1 y1=0
FA2/FR2＞e x2=0.41 y2=0.87
4) 计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)= 1179N
P2=fp(x2FR2+y2FA2)= 2446N
5) 轴承寿命计算
∵P1＜P2 故取P=2446N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7208AC型的Cr=35200N
由课本P264（11-10c）式得
LH=106/60n(ftCr/P)ε
=55620h>24000h
∴预期寿命足够
2. 计算输出轴承
1) 已知n2=286.4r/min
Fa= Ft×tanβ=553.2 FR=FAZ=1132N
试选7210AC型角接触球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.63FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×1132=713.2N
2) 计算轴向载荷FA1、FA2
FS1+Fa>FS2
1压紧 2放松
两轴承轴向载荷：FA1= FS1=713.2N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系数x、y
FA1/FR1=713.2/1132=0.63
FA2/FR2=1319/1132=0.63
根据课本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0
∵FA2/FR2>e ∴x2=0.41 y2=0.87
4) 计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1698N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=2417N
5) 计算轴承寿命LH
∵P1>P2 故P=2417 ε=3
根据手册P119 7207AC型轴承Cr=40800N
根据课本P264 得：ft=1
根据课本P264 式得
Lh=106/60n(ftCr/P)ε
=280000h>24000h
∴预期寿命足够
八.键联接的选择及校核计算
1.输入轴与联轴器联接采用平键联接
轴径D1=30mm,L=70mm
查手册得，选用A型平键，得：
键A 8×7 GB1096-79 l=L-b=70-8=62mm
T1=73.10N•m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T1/ D1hl=4×73100/30×7×62
=22.46Mpa<[σR]=110Mpa
2.输出轴与齿轮联接采用平键联接
轴径D5=56mm L=68mm T2=237.7N•m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L5-b=56-10=46mm h=8mm
σp=4T2/ D5hl=4×237700/56×8×46
=46.14Mpa<[σp]=110Mpa
3.输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径D1=38mm L=82mm T2=237.7Nm
查手册选用A型平键
键8×7 GB1096-79
l=L1-b=70-8=62mm h=7mm
据课本P243式（10-5）得
σp=4T2/ D1hl=4×237700/38×7×62
=57.65<[σp] =110Mpa
九.联轴器的选择
查表16-2，得：电动机伸出轴直径为 48mm
输入轴端联轴器选用弹性柱销联轴器HL4(JC38×82/JA48×112)
十. 润滑和密封方式的选择
1.因为大齿轮线速度v2=3.15m/s>2m/s ，故采用稀油润滑
2.采取毡圈油封（毡圈的选择见装配图）
十一. 箱体及附件的结构设计和选择
1.箱体结构尺寸结果：
壁厚 δ=8mm
箱盖,箱座, 箱底座凸缘的厚度：b=12mm b1=12mm b2=20mm
连接凸缘宽：δ+c1+c2=40mm
箱座下凸缘宽：c1+c2=48mm
轴承座宽：δ+c1+c2+(5~8)=40
地脚螺栓：直径：M15
沉孔直径： D=45
扳手空间： c1,c2
轴承旁螺栓：直径：螺栓GB/T 5782 M12×120
沉孔直径： D=13.5
扳手空间： c1=20 , c2=16
箱体连接螺栓：直径：螺栓GB /T 5782 M10x40
沉孔直径： D=11
扳手空间： c1=18 , c2=14
轴承盖连接螺栓：直径：螺栓GB/GQ 0126-1980 M8x30
沉孔直径： D=9
扳手空间： c1=15 , c2=12
2.减速器附件设计的选择（见装配图）
十二. 参考文献
[1] 钟毅芳，吴昌林，唐增宝主编.机械设计，第二版. 武汉：华中科技大学
出版社2003
[2] 唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计，第三版. 武汉：华中科技大学
出版社2006
我几年前写的，没仔细改过，有什么问题给我留言
