一級減速器課程設計開式齒輪
A. 一級減速器課程設計
一級直齒輪減速器說明書和裝配
技術數據
滾筒圓周力:F=1200N
帶速:V=2.1M/S
滾筒直徑：D=400mm
全題目:一級圓柱直齒輪減速器
參考書目:《機械設計基礎》任成高
《簡明機械零件設計實用手冊》 胡家秀
其他也可發給我參考啊
萬分感謝!!!也把它發到我的郵箱裡面看看吧。。[email protected]
不過你也可以到我的博客裡面看看哦。 http://edzyxwb.blogcn.com/ 機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N•m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』•i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
，
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N•m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。
B. 急求：一級圓柱齒輪減速器課程設計詳細過程
課程設計說明書
設計題目：帶式運輸及傳動裝置
機械設計製造及其自動化**（*）班
姓名：
學號：************
完成日期：****.**.**
指導教師（簽字）：
目 錄
1.設計任務書………………………………………………………………………………………………….3
2.傳動方案的分析與擬定………………………………………………………………………………….4
3.電動的選擇………………………………………………………………………………………………….5
4.傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算……………………………………………………….5
5.傳動零件的設計計算…………………………………………………………………………………….6
6.軸的設計計算……………………………………………………………………………………………..9
7.鍵連接的選擇及計算……………………………………………………………………………….….12
8.滾動軸承的選擇及計算………………………………………………………………………….…...14
9.聯軸器的選擇……………………………………………………………………………….…………….14
10.潤滑和密封方式的選擇………………………………………………………………..…………….14
11.箱體及附件的結構設計和選擇……………………………………………………….…………….15
12.參考文獻…………………………………………………………………………………..….………….15
一．設計任務書
設計題目：皮帶運輸機用
單級 斜齒 圓柱 齒輪減速器設計
目的：前修課程的實際應用
鞏固專業理論和知識
培養設計計算能力
培養工程設計的綜合能力
培養解決實際問題的能力
提高計算機繪圖能力
齒輪減速器：圓柱 圓錐 蝸輪蝸桿
單級 雙級 多級（見圖）
設計任務：
方案的構思與設計計算
裝配圖一 1號 草圖和機繪圖各一份
零件圖1張 3號
設計說明書一份 20頁以上
答辯 20分鍾
內容與進度
1．方案設計
2．總體設計計算
3．主要零件設計計算
開式齒輪、帶、鏈 閉式齒輪 軸、滾動軸承、 鍵…….…2天
4．裝配草圖設計、繪制……………………………………………………………6天
5．正式裝配圖、零件圖繪制…………………………………………………….6天
6．設計說明書撰寫………………………………………………………………….1天
7．答辯……………………………………………………………………….…………1天
題目與數據：
開式齒輪傳動＋單級斜齒圓柱齒輪減速器
已知數據： F（N）=2600 V（m/s）=1.8 D(mm)= 500
五年兩班 中等沖擊
二．傳動方案的分析與擬定
1．傳動簡圖設計
布局
帶在高速級
鏈傳動在低速級
開式齒輪傳動在低速級
一根軸必須兩個軸承支撐
合理性
齒輪潤滑效果
帶、鏈的松緊邊
結構的緊湊性
三. 電動的選擇
工作機所需功率: Pw=FV/1000=2600×1.8/1000=4.68kw
傳動效率: 由表2-2得
η=η1×η2×η3……=0.99²×0.97×0.994×0.95×0.96=0.8329
電機所需功率: Pm』=Pw/η=4.68/0.8329=5.619kw
電機額定功率: 由表16-1得
Pm≥Pm』=7.5kw
初選電機: Y132M-4 額定功率7.5kw 滿載轉速970r/min
堵轉轉矩/額定轉矩2.0 最大轉矩/額定轉矩2.0
四. 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算
1．傳動比計算與分配
工作機轉速: v=πDn/60000
n=60000v/πD=68.75
總傳動比計算: i=N/n=1440/68.75=14.11
開式齒輪傳動: i2=4-5
閉式齒輪傳動比: i1=3-4.5
傳動比分配: i1=105/31=3.387 i2=71/17=4.176
i=i1×i2=3.387×4.176=14.14
3．各軸的功率、轉速、轉矩計算（ 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
軸號 轉速n 功率p 轉矩T 傳動比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．傳動零件的設計計算
1. 閉式齒輪設計計算
1)使用條件分析
傳遞功率： P1=7.425kw 主動輪轉速： n1=970r/min
傳動比： i1=3.387 轉矩： T1=73.10N*m
2)選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪：45號鋼，調質處理，硬度為230-255HBS；
大齒輪：45號鋼，正火處理，硬度為190-217HBS.
3)確定許用應力
a.確定極限應力σHlim和σFlim
齒面硬度：小齒輪按230HBS,大齒輪按190HBS.
查圖3-16,得σHlim1=580MPa, σHlim2=550 MPa
查圖3-17,得σFlim1=220MPa, σFlim2=210 MPa
b.計算應力循環次數N，缺點壽命系數ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719×108
查圖3-18，得ZN1=ZN2=1；查圖3-19，得YN1=YN2=1
c.計算許用應力
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)初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸
a.選擇齒輪類型
擬選用斜齒圓柱齒輪，由表3-5初步選用8級精度
b.初選參數
β=15°，z1=31 , z2=z1×i1=105 , x1=x2=0 , ψd=0.9
c.初步計算齒輪的主要尺寸
因電機驅動，工作載荷中等沖擊，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因對稱布置，軸的剛性較大，取Kβ=1,Kα=1.2,
則 K=1.5×1.05×1×1.2=1.89
由圖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
可初步計算出齒輪的分度圓直徑d1，mn等主要參數和幾何尺寸：
d1=³√｛(ZHZEZεZβ/σHP)²*(2KT1/ψd)*〔( i1+1)/ i1)〕｝
=55.87
mn=d1cosβ/z1=1.741
按表3-17，取標准模數mn=2mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=140.8mm
圓整後取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.驗算齒輪的彎曲強度條件
計算當量齒數：
zv1= z1/ cos³β=33.8
zv2= z2/ cos³β=114.5
查圖3-14，得YFa1=2.5 , YFa2=2.2;
查圖3-15，得YSa1=1.69 , YSa2=1.81
取Yε=0.7 , Yβ=0.9
計算彎曲應力：
σF1=2K T1/b d1 mn =66.25 MPa＜σFP1
σF2=σF1 YFa2 YSa2/ YFa1 YSa1=62.44 MPa＜σFP2
5)確定方案
設計內容 參數
小，大齒輪材料 鋼45 ，鋼45
小，大齒輪熱處理方式 調質 ，正火
小，大齒輪齒面硬度HBS 230 ，190
接觸許用應力: σHP1/ MPa ,σHP2/ MPa 580 ，550
彎曲許用應力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 314.3 ，300
模數：mn /mm 2
螺旋角β/(°′〃)： 13°43′48〃
齒數：z1 ，z2 31 ，105
變位系數：x1 , x2 0.0 ，0.0
齒寬：b1/mm , b2/mm 66 , 58
分度圓直徑：d1/mm , d2/mm 63.8 , 216.2
齒頂圓直徑：d a 1/mm , d a 2/mm 67.92 ,220.3
中心距：a/mm 140
彎曲應力: σF1/ MPa ,σF2/ MPa 66.25 , 62.44
2.開式齒輪設計計算
1)使用條件分析
傳遞功率： P3=6.988kw 主動輪轉速： n1=286.4r/min
傳動比： i2=4.176 轉矩： T3=233.0N*m
2)選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪：45號鋼，表面淬火，硬度為40-50HRC ,
大齒輪：球墨鑄鐵，正火，硬度為190-270HBS
3)確定許用應力
a.確定極限應力σFlim
齒面硬度：小齒輪按46HRC , 大齒輪按 250HBS .
查圖3-17,得σFlim1= 360 Mpa ，σFlim2=230 Mpa
b.計算應力循環次數N，缺點壽命系數ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719*108
查圖3-18，得ZN1=ZN2=1；查圖3-19，得YN1=YN2=1
c.計算許用應力
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)初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸
a.選擇齒輪類型
擬選用斜齒圓柱齒輪，由表3-5初步選用8級精度
b.初選參數
β=12°，z1=17 , z2=z1×i1=71 , x1=x2=0 , ψd=0.3
c.初步計算齒輪的主要尺寸
因電機驅動，工作載荷中等沖擊，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因不對稱布置，軸的剛性較小，取Kβ=1.35 , Kα=1.4,
則 K=1.5×1.05×1.35×1.4=2.98
計算當量齒數：
zv1= z1/ cos³β=18.12
zv2= z2/ cos³β=75.87
查圖3-14，查得YFa1=2.92 , YFa2=2.25 ;
查圖3-15，查得YSa1=1.52 , YSa2=1.81 ;
取Yε=0.8 , Yβ=0.92 ;
則：YFa1 YSa1/σFP1=8.63×10^-3 ；
YFa2 YSa2/σFP2=12.4×10^-3
取較大值 12.39*10^-3 計算
可初步計算出齒輪的模數mn ：
mn≥(1+15%)³√〔(2K T3 cos²βYεYβ/ψd z1²)×（YFa1 YSa1/σFP1)〕
=5.97
又 a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)≥ D/2
則 mn≥ D cosβ/ (z1+ z2)=5.56
按表3-17，取標准模數mn=6mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=269.9mm
圓整後取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)確定方案
設計內容 參數
小，大齒輪材料 鋼45 ，球墨鑄鐵
小，大齒輪熱處理方式 表面淬火，正火
小，大齒輪齒面硬度HRC ，HBS 46 ，250
彎曲許用應力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 514.3 ，328.6
模數：mn /mm 6
螺旋角β/(°′〃)： 12°6′
齒數：z1 ，z2 17 ，71
變位系數：x1 , x2 0.0 ，0.0
齒寬：b1/mm , b2/mm 32 , 40
分度圓直徑：d1/mm , d2/mm 104.3 , 435.7
齒頂圓直徑：d a 1/mm , d a 2/mm 116.6 ,448.0
中心距：a/mm 270
六.軸的設計計算
1輸入軸的設計計算
1）按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本P235（10-2）式，並查表10-2，取c=110
D≥C (P/n)1/3=110* (7.425/970)1/3mm
=21.68mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=24.93
又根據聯軸器參數選：d1=30mm
2）軸的結構設計
a.軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
b.確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：D1=30mm 長度取L1=82mm
∵h=2 c=2mm
Ⅱ段:D2=D1+2h=30+2×2=34mm
∴D2=34mm
初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm,寬度為18mm.
取Ⅱ段長：L2=70mm
Ⅲ段直徑D3=40mm ， L3=18+2=20mm
Ⅳ段直徑D4=44mm ， L4=13mm
Ⅴ段有小齒輪決定
Ⅵ段同Ⅳ段
Ⅶ段D7= D3+C=22mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=110mm
c.按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知D1=62mm
②求轉矩：已知T1=73100N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T1/d1=2358N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=858.2N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm
(1) 繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=429.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=1179N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=429.1×55=23.6N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1179×55=64.8N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(23.62+64.82)1/2=69.0N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T1=73.10N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪力按脈動循環變化，取α=0.6，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT1)2]1/2
=[69.02+(0.6×73.1)2]1/2=81.76N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=81.76/(0.1×403)
=12.78MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
2.輸出軸的設計計算
1)按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
D≥C(P2/n2)1/3=110(7.130/286.4)1/3=32.12mm
考慮有兩鍵槽，將直徑增大10%，則
d=32.12×(1+10%)mm=35.33
又根據聯軸器參數選：D=38mm
2)軸的結構設計
a.軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
b.確定軸的各段直徑和長度
初選7210AC型角接球軸承，其內徑為50mm，寬度為20mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為13mm，則該段長68mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
c.按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=210mm
②求轉矩：已知T2=237.7N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×237.7×103/210=2264N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=824.0N
⑤∵兩軸承對稱
∴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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAXL/2=412.0×56=23.07N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1132×56=63.39N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（23.072+63.392）1/2
=67.46N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.6
Mec=[MC2+(αT2)2]1/2=[67.462+(0.6×237.7)2]1/2
=157.8N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d2）=157.8/(0.1×563)
=8.986Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七.滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命：16×300×5=24000小時
1.計算輸入軸承
1）已知n1=970r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1179N
初先兩軸承為角接觸球軸承7208AC型
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=742.8N
2) Fa= Ft×tanβ=576.1
FS1+Fa＞FS2
1端壓緊 2端放鬆
兩軸承軸向載荷：FA1=FS1=742.8N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系數x、y
FA1/FR1=742.8N/1179N=0.63
FA2/FR2=1319/1179N=1.12
根據課本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) 計算當量載荷P1、P2
根據課本P263表（11-9）取f P=1.5
根據課本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)= 1179N
P2=fp(x2FR2+y2FA2)= 2446N
5) 軸承壽命計算
∵P1＜P2 故取P=2446N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7208AC型的Cr=35200N
由課本P264（11-10c）式得
LH=106/60n(ftCr/P)ε
=55620h>24000h
∴預期壽命足夠
2. 計算輸出軸承
1) 已知n2=286.4r/min
Fa= Ft×tanβ=553.2 FR=FAZ=1132N
試選7210AC型角接觸球軸承
根據課本P265表（11-12）得FS=0.63FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×1132=713.2N
2) 計算軸向載荷FA1、FA2
FS1+Fa>FS2
1壓緊 2放鬆
兩軸承軸向載荷：FA1= FS1=713.2N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系數x、y
FA1/FR1=713.2/1132=0.63
FA2/FR2=1319/1132=0.63
根據課本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) 計算當量動載荷P1、P2
根據表（11-9）取fP=1.5
根據式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1698N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=2417N
5) 計算軸承壽命LH
∵P1>P2 故P=2417 ε=3
根據手冊P119 7207AC型軸承Cr=40800N
根據課本P264 得：ft=1
根據課本P264 式得
Lh=106/60n(ftCr/P)ε
=280000h>24000h
∴預期壽命足夠
八.鍵聯接的選擇及校核計算
1.輸入軸與聯軸器聯接採用平鍵聯接
軸徑D1=30mm,L=70mm
查手冊得，選用A型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L-b=70-8=62mm
T1=73.10N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T1/ D1hl=4×73100/30×7×62
=22.46Mpa<[σR]=110Mpa
2.輸出軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑D5=56mm L=68mm T2=237.7N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵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.輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接
軸徑D1=38mm L=82mm T2=237.7Nm
查手冊選用A型平鍵
鍵8×7 GB1096-79
l=L1-b=70-8=62mm h=7mm
據課本P243式（10-5）得
σp=4T2/ D1hl=4×237700/38×7×62
=57.65<[σp] =110Mpa
九.聯軸器的選擇
查表16-2，得：電動機伸出軸直徑為 48mm
輸入軸端聯軸器選用彈性柱銷聯軸器HL4(JC38×82/JA48×112)
十. 潤滑和密封方式的選擇
1.因為大齒輪線速度v2=3.15m/s>2m/s ，故採用稀油潤滑
2.採取氈圈油封（氈圈的選擇見裝配圖）
十一. 箱體及附件的結構設計和選擇
1.箱體結構尺寸結果：
壁厚 δ=8mm
箱蓋,箱座, 箱底座凸緣的厚度：b=12mm b1=12mm b2=20mm
連接凸緣寬：δ+c1+c2=40mm
箱座下凸緣寬：c1+c2=48mm
軸承座寬：δ+c1+c2+(5~8)=40
地腳螺栓：直徑：M15
沉孔直徑： D=45
扳手空間： c1,c2
軸承旁螺栓：直徑：螺栓GB/T 5782 M12×120
沉孔直徑： D=13.5
扳手空間： c1=20 , c2=16
箱體連接螺栓：直徑：螺栓GB /T 5782 M10x40
沉孔直徑： D=11
扳手空間： c1=18 , c2=14
軸承蓋連接螺栓：直徑：螺栓GB/GQ 0126-1980 M8x30
沉孔直徑： D=9
扳手空間： c1=15 , c2=12
2.減速器附件設計的選擇（見裝配圖）
十二. 參考文獻
[1] 鍾毅芳，吳昌林，唐增寶主編.機械設計，第二版. 武漢：華中科技大學
出版社2003
[2] 唐增寶，常建娥主編.機械設計課程設計，第三版. 武漢：華中科技大學
出版社2006
我幾年前寫的，沒仔細改過，有什麼問題給我留言
C. 跪求機械課程設計 錐齒輪減速器——開式齒輪 軸的設計，急求啊！！！
我是學機械的，去年剛搞過，手工畫過A0/A3/A4圖紙，手工寫說明書，你要的話（說明書和CAD圖紙)，我發給你，對了你是一級還是二級減速，我做的是圓柱齒輪二級，說明書是標准規范版，很具有參考意義，甚至你只要改一下齒輪的設計，以圓柱齒輪計算為參考計算，這要就搞完了。
我的郵箱是940935810，要的話發一個郵件
D. 課程設計錐齒輪減速器——開式齒輪裝配圖和零件圖
需要幫忙做么
E. 機械課程設計一級齒輪減速器答辯問答
設計思路是：按照開式與閉式傳動的設計規則進行結構設計，包括電機選擇、傳動比計算、強度計算、結構尺寸的確定、畫出裝配圖零件圖。
答辯題目一般從以下幾個方面出題：傳動比的分配；軸的強度計算的方法；軸上零件的定位方法；齒輪幾何尺寸的計算；齒輪結構的選擇依據；零件材料的選擇依據與熱處理；潤滑方法；密封方法。
還有其它一些細節問題。
如果是經過自己設計、思考的應該沒有問題。
；
F. 求一級圓柱齒輪減速器課程設計
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；
滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』d=I』a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 計算各軸扭矩（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、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4，取dd2=200mm
實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本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
由課本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
根據課本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本P78表（5-5）P1=0.95KW
根據課本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根據課本P81表（5-7）Kα=0.96
根據課本P81表（5-8）KL=0.96
由課本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)計算軸上壓力
由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
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
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式（6-15）
確定有關參數如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=6
由課本P138表6-10取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N•mm
(4)載荷系數k
由課本P128表6-7取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環次數NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數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
模數：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根據課本P107表6-1取標准模數：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本圖6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[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
將求得的各參數代入式（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
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本P235（10-2）式，並查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉矩：已知T2=50021.8N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（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、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×8=48720小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P263表（11-9）取f P=1.5
根據課本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)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7206AC型的Cr=23000N
由課本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據課本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)計算當量動載荷P1、P2
根據表（11-9）取fP=1.5
根據式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)計算軸承壽命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根據手冊P71 7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本P264 表（11-10）得：ft=1
根據課本P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>48720h
∴此軸承合格
八、鍵聯接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵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、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]