一级减速器课程设计开式齿轮
A. 一级减速器课程设计
一级直齿轮减速器说明书和装配
技术数据
滚筒圆周力:F=1200N
带速:V=2.1M/S
滚筒直径：D=400mm
全题目:一级圆柱直齿轮减速器
参考书目:《机械设计基础》任成高
《简明机械零件设计实用手册》 胡家秀
其他也可发给我参考啊
万分感谢!!!也把它发到我的邮箱里面看看吧。。[email protected]
不过你也可以到我的博客里面看看哦。 http://edzyxwb.blogcn.com/ 机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数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） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数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） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
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。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
II轴：
6、 轴承30307的校核
1） 径向力
2） 派生力
，
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
III轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号 直径
（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N•m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ，
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
B. 急求：一级圆柱齿轮减速器课程设计详细过程
课程设计说明书
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中央，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中央，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
C. 跪求机械课程设计 锥齿轮减速器——开式齿轮 轴的设计，急求啊！！！
我是学机械的，去年刚搞过，手工画过A0/A3/A4图纸，手工写说明书，你要的话（说明书和CAD图纸)，我发给你，对了你是一级还是二级减速，我做的是圆柱齿轮二级，说明书是标准规范版，很具有参考意义，甚至你只要改一下齿轮的设计，以圆柱齿轮计算为参考计算，这要就搞完了。
我的邮箱是940935810，要的话发一个邮件
D. 课程设计锥齿轮减速器——开式齿轮装配图和零件图
需要帮忙做么
E. 机械课程设计一级齿轮减速器答辩问答
设计思路是：按照开式与闭式传动的设计规则进行结构设计，包括电机选择、传动比计算、强度计算、结构尺寸的确定、画出装配图零件图。
答辩题目一般从以下几个方面出题：传动比的分配；轴的强度计算的方法；轴上零件的定位方法；齿轮几何尺寸的计算；齿轮结构的选择依据；零件材料的选择依据与热处理；润滑方法；密封方法。
还有其它一些细节问题。
如果是经过自己设计、思考的应该没有问题。
；
F. 求一级圆柱齿轮减速器课程设计
计算过程及计算说明
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中央，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中央，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]