一级二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书
目录1........................................................................................................................................ 电动机的选择计算.. (2)
2.传动装置的运动和动力参数计算 (3)
3.传动零件的设计计算 (4)
4.齿轮的设计计算 (7)
5.轴的设计计算 (10)
6.减速器高速轴的校核 (13)
7.减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 (15)
8.高速键联接的选择和验算 (16)
9.减速箱箱体的设计 (17)
10.润滑与密封 (19)
一、电动机的选择计算
匕“2—2 4827x 223x1.82
哗二% 匕成如二 2.9x1.58 =42. 76MPa〈"胡二240Mpa,安全
5.齿轮主要参数及几何尺寸计算
z i=21 Z2=114m«=6.5mm u=5.428 dl=136.5mm d2=741mm a =438.75mm ha ha* hf c*
ha = ha* xm = 1x65. = 6.5mm
hf = (ha*+c*)m= 1.25x 6.5 = 8.125mm
d aX = 4 + 2h a = 149.5mm
dq = d2 + 2h(l = 754〃〃〃
d八=J] -2hf = 120.25mm
d f2 = cl-, -2hf = 724.75〃〃〃
齿宽b? = 1 = 54.25,4 二如 +(5 〜10)= 59.24 ~ 64.24m 取60mm
五、轴的设计计算
1 .减速器高速轴的设计计算
高速轴传递的功率P.=5. 78KW,转速nu485r/min,分度圆直径d^GOmm,
齿宽b=60,转矩T,=113.81N-m,轴的材料为45号钢，调质处理。

0120, d I^C3J-=27.41mm 因键槽要扩大3%〜5% d,=27.41X (1.03"1.05) =28. 23^28. 78mm,取d,=28. 5mm；
带轮轮毂宽度(1.5~2.0) a, =42. 75"57mm,取50mm；
L x略小于毂孔L =48mm
轴肩高h=(0.07~0.1) d,=l. 995^2. 85mm
轴颈S二d|+2h=32. 49、34. 2mm,取必二35mm
用球轴承6008
内径d=40mm,外径D=68mm,宽度B=15mm, V,=46mm, D a =62mm
则4 =40mnio
挡油环B| =2mm, A =14mm
则L y =B+ △ + B|=31mm
d7 = d3 =40mm, L7 = L3 =31 mm
6 ^0. 025Xf Z|+3=7. 16mm,取8 =8mm
上箱壁厚^^0. 98 6 =7. 2mm,取=8mm
%二166. 25mm<300mm
轴承旁螺栓直径M12, C（ =20mm, C2=16mm
箱体凸缘连接螺栓直径MIO,地脚螺栓主直径M16,轴承盖连接螺栓直径M8
取M8X25,端盖厚e=l. 2X d成螺二1. 2X8=9. 6mm,取e二10mm。

轴承座宽度为L=8+G+G+（5涉）=49〜52mm,取LWOinm。

调整垫片的厚度At=2mm； K=28mm
则£ = L+e+K+ At-A -B=61mm
d4— d6—50nnn, △[= lOmrn, L^ — L b——8mni
右胡二65nun； "2劣+4 =85mm； a=B/2二7. 5mm
4二50/2+么+a=93. 5mm, /3 = /, = + L5 /2-a=64mm
键选8X7X28
L= A + A + W 4 + 4 =221mm
2.低速轴的设计计算
P2=5. 55KW, H2=130. 03r/min, 7；=407. 62N • m, J2=225mm, /?2=60mmo 轴的
材料为45号钢，调质处理。

取0110
d^C\E=38.44mm
V n
增大3%〜5%, d=38. 44 (1. 03~1. 05)二39. 59~40. 36mm
取d、=40mni
匕=1.5, T=K』=611.43N・E,轴段略小于毂孔的长度L. =82mm
轴肩h= (0. 07~0. 1) d=2. 8~4mm
』2 =《+2h=45. 6〜48mm,取d2 =45mm
选取深沟球轴承6010 d=50inm D=80inm B二16mm d a =56mm D f=74mm 则^3=J6=50mm
t/4=55mm /?2=60mm L4=58mm, K=13mm
L2 = L+e+K+ A t-A-B=45mm
h= (0. 07'0. 1) t/4=3.85"5. 5mm
取h=5mm,则么=65mm
△? = △] + 々二]2. 5mm
3 1 2
△4二2. 5mm； L5 = A3-A4=10mm
4 =B+ △ + A4—32. 5nun
L6=32mm L3=/?2-L4 + A3 +A+B=44. 5mm
L3 =44inm
L= Lj + L2 + + L4 + L5 + L6 =271mm
(4)设计轴的结构
六、减速器高速轴的校核
1.对轴进行分析，作当量弯矩图。

(1).计算作用于齿轮轴上的作用力
T = 9.55 x 1()6 旦=27()994 N• mm
转矩勺
27 2X270994=3596/
V
137
径向力F「= F,=35%N
轴向力E<l = F, tan° = 3596x tan 0 = 0
(2).求支座反力.
a.铅直面内的支座反力
—R AY(L} + L2) + F t L2 = 0
Q _ F,L2 _ 3596x65 函
据、M B = 0,得Ray==_5O765_乃IN 据Z Y = 0,得R BY=F f - R AY = 3596 -1731 = 1865 N
b.水平面内的支座反力
据执/0,得
-R AZ(L +L2)-F a^ + F r L2 =0
f ] a r
F r L. -F a- 3596x65-0x —
R.7 = --------------- = ----------------------- =173 IN
" L t +L270 + 65
据£Z =。

，得R BZ =F「-R AZ= 3596-1731 =
1865N
(3).作弯矩图
a.铅直面内弯矩皿图
M E = R" =1731 x70 = 121170 N • nun
b.水平面内弯矩Mz图
在C 点左边Mcz =阮匕=1773 x 70 = 121170 N・mm
M J =/?眩乙2 =1865x65 = 121225Ne〃
在C点右边
C.作合成弯矩图
在C点左边
Me = J 峭 + MM = J(121170)2+(121170沪=171334/V- mm
在C点右边
= J(121170尸+(121225尸=J 7206 W • mm
(4).作转矩图
T=270994N-mm
(5).作当量弯矩图
该轴单向工作转矩按脉动循环考虑取a=0.6
当量弯矩二』M 2+0/
=的]+0丁)2 = J(171334)2 +(0.6x270994)2 =231537N - mm 在C点左边M vc
在c点右边
M；，c =伽；+07)2 = J(172061尸 + (0.6 x 0)2 = 17206 IN • mm
在D点
M VD =aT = 0.6 X 270994 = 162596 N・ nvn
(6).按当量弯矩计算轴的直径
由崎图看出C点的当量弯矩、最大。

D点轴的断面尺寸较小。

所以该轴的危险断面是C点和D点。

由45钢(调制处理)查表13-1 (指导书218 页)得％=650MPa；在查表13-2查表得［^L^GOMPao
按式(13-4)计算C点轴的直径
I__X/
d c > 3 ------ - -- = 33.78/77w
考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%
d c =33.78x(1 + 0.05) = 35.47
该值小于原设计该点处轴的直径，安全。

D点轴的直径
考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%
= 30.04 x (1 + 0.05) = 31.54/72/7?
该值小于原设计该点处轴的直径，安全。

七、减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算
己知：6210轴承(50X90X20)。

基本额定动载荷O27KN,基本额
定静载荷C0=19. 8KN, e=0. 21, Y=2. 3.
由前面计算得知：
该对轴承的水平支反力分别为：R AZ =1731,R 眩=1865
垂直支反力分别为：R AY =1731 N, R RY = 1865N
合成支反力：
R A = J R 二 + R ：z = V17132 +17132 = 2422N
R H 二+ 临=Jl 865?+18652 = 2637N
预期寿命满足要求
八、高速轴键联接的选择和验算S 二 R A = 2422
"2Y 2x2.3 = 527N
S B R B = 2637 ~2Y~ 2x2.3
=573/V
S B + F A =573 + 0 = 573N>S A =527 N
A. =573N,A" =527N
= 0.24 >e = 0.21
所以取X'=0.9,匕=0.9
轴承承受轻度载荷冲击，支反力A 处有弯矩。

所以取九二1.2
P A = f d f m ( X ,/川 + 匕人八)二 1.2x1.5x(0.9x2422+ 0.9x527) = 4777.3N
,•九二 1.5 & _ 527 瓦 _ 2637 = 0.20 <。

=
0.21
所以取Xb=l,Yb=0
P B 二 fd f m R B =1.2X 1.5 X 2637 = 4746.6/V
P\〉P B 计算轴承A 的寿命PA=60从P) 106 , 1x27000 善
--------- ( ------------ )
60x388 4777.3 I58930K
大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。

由前面设
计计算得知：V带带轮材料为钢，轴的材料为45钢，V带与轴的配
合直径为35mm, V带轮毂长为70mm，传递转矩T二114. llNm
1 .选择键的材料、类型和尺寸。

a・键的材料选用45钢，
b.选择最常用的A型普通平键，因为它具有结构简单，对中性好，
装拆方便等优点。

c.键的截面尺寸由键所在轴段的直径d=35mm由标准中选定，
键的长度由轮毂长确定，查表得bXh=8*7,L=65mm.
2.键联接的强度计算
普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。

由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表9-7 （指导书135页）查得
"pLlOOMPa。

键的计算长度l=L-b=65-8=57mm
攵= 4x114.1项。

.⑵存依次“
』出U35x7x57 [^]=100Mpa 安全
九、减速器箱体的结构设计
参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版）鄂中凯，王金等主编东北工学院出版社1992年第19页表 1. 5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8. 1箱体的结构尺寸
减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。

十、润滑与密封
1减速器齿轮传动润滑方式和润滑油的选择
a.减速器齿轮传动润滑方式:油润滑；
b.润滑油的选择：工业闭式齿轮油(GB/T5903—1995)代号为100。

2减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择
a.油润滑;
b.润滑剂：150号机械油
3.减速器密封装置的选择、通气器类型的选择
密封装置的选择：高速轴：毡圈45 FZ/T92010——1991
低速轴：毡圈53 FZ/T92010——1991
双级圆柱齿轮减速器
如图2-1所示的带式运输机的传动系统中传送带卷筒转速130r/min,
减速器输出轴功率5. 5KWo该传动设备两班制连续工作，单向回转，有轻微振动，卷筒转速允许误差为±5%,使用期限10年。

试选择电动机。

图2-1
1.选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压为380V, Y 系列。

2.选择电动机功率
传动装置的总效率:
V带传动的效率n 带二0.96
闭式齿轮的传动效率n齿轮二0.97
一对滚动轴承的效率n轴承=0.99
传动总效率
n=0. 96X0.97X0. 99=0.9127；
所需电动机功率
P1•号=湍=6.6。

26冏
传动方案选择
二、电动机选择 (3)
三、总传动计算比及各级的传动比分配 (4)
四、传动装置的运动和动力参数 (5)
五、链传动设计 (6)
六、斜齿圆柱传动设计及校核 (8)
七、轴的机构设计及校核 (17)
八、滚动轴承的选择及校核 (29)
九、联轴器的选择及校核 (35)
十、键的选择及校核 (36)
十一、润滑与密封 (37)
十二、箱体的结构设计 (38)
十三、设计小结 (40)
十四、参考文献 (41)
设计计算及说明结果
一、传动方案选择
机械设计课程设计题目：设计带式运输机装置中的双级圆柱齿 轮减速器
设计数据：带的最大拉力F=5200牛；
带的工作速度V=0.45米/秒； 滚筒直径D=450毫米； 传动比允许误差小i=±4%； 生产规模：中小批量生产；
工作环境：多尘； 载荷特性：轻振；
工作期限：8年，2班制。

为了确定传动方案，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为
n u . =60x1 OOOv / SD ） = [60 xlOOO x 0.45 / （刀 x 450）]
若选用转速为1500r/min 或lOOOr/min 的电动机，可估算出传动
装置的总传动比为78.53或52.36。

根据此传动比及工作机处于多尘 工作环境，拟定以下传动方案，如下图所示。

减速器加链传动的
传动方案
带的最大拉力
F=5200 牛；
带的工作速度
V=0.45 米/秒；
传动比允许误差
△ i=±4%；
二、选择电动机
1、电动机类型选择
根据电源及工作机工作条件，选用Y型三相交流异步电动机。

2、电动机功率的选择
1）、工作机所需功率
p =Fv/1000= 5200x0.45加=2Mkw
1000
2）、电动机输出功率为P d
2 2 5
传动装置的总效率77 = 〃1
式中〃1、仇、％、们、〃5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开始滚子链传动、滚筒的效率。

查《机械设计课程设计》表2-2 得：71=0. 99, % =0. 97, 99, % =0. 92。

“5=0.96,则传动总效率为
=0.992 x 0.972 x 0.995 x 0.92 x 0.96 = 0.7745
2 34
——如，=3.02 启
0.7745
根据电动机输出功率p. =3.021#W ,查表选择电动机的额定功率
Ped = 4 知'
3）、电动机转速的选择
选择常用的同步转速为150017min或1000r/min两种。

根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为
YH21M-4和Y132M1-6。

两种电动机的数据和总传动比下表所示。

Pw = 2.3W
p〃=3.021AW Ped = 4 加
由上.表可知，方案1中虽然电动机转速高、价格低，但总传动
比大。

为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方
案2,即电动机型号Y132M1-6。

查表知，该电动机的中心高
H= 132mm,轴外伸轴径为38mm,轴外伸长度为80mm。

三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、传动装置总传动比
，=迪=52.36
«...
2、分配各级传动比
取链传动的传动比为矽=3,则两级减速器的总传动比为
i一纸一1745
'齿轮一3 m
.
设两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为 4 ,低速级齿轮传动比为】2,贝U：
"=扁-=J1.3x17.45 =4.763
i2=Hi, =3.664电动机型号为Y132Ml-6o
H=132m
m
D二
38mm
z =52.36
'齿轮=17.45
z； =4.763 z2 =3.664
4 = 3
四、传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速
轴为3轴，则各轴转速分别为：
/?] =960/7 min % = n m = 960r / min
>7 ——>• / min —2() 1 S S /•/ min n2 =201.55/7 min /, 4.763
% =55.01/7 min % 201.55 <<八1 / •
n, = — = --------- r i min = 55.01〃/min
i2 3.664
% = 55.0 lr/min n4 = n3 =55.01/ / min
2、各轴输入功率
Pi =2.991 AW Pi = p孙=(3.02 lx 0.99)蜘=2.991&W
p2 = Pi"?% = (2.991 x 0.97 x 0.99)如，=2.872AW p2 = 2.872好V
p3 = puh = (2.872 x 0.97x0.99)蜘=2.758AW
p4= “血功=(2.758 X 0.99x0.99)如v=2.703RW p? = 2.758W
p4 = 2.703RW
3、各轴转矩
p9 991
7； =29.754N・〃？
T. = 9550 x-L = 9550 x N • m =29.754/V • m
17i, 960
E = 136.083N/w 7； =9550X-2_ = 9550x 上衍一 N m = \36.083/V • m
n2201.55
p9 75R
4=478.802N"〃7； = 9550 x 卫=9550 x _ ~ N 河=478.8027V • m
性55.01
p9 703
7；= 469.254/V-/n T. = 9550 x — = 9550 x —__- N tn =469.254/V • m
n455.01
设计计算及说明结果
4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示:
五、链传动设计
己知：主动轮的输入功率为P=2. 703kW,主动轮转速为Ji】=55.01/*/min ,传动比i=3,从动轮转速为n2= 18.34r/min ,载荷有轻微震动，链传动中心距不小于500mm,中心距可调。

(1)选择链轮齿数
传动比i=3
由《机械设计》表5T4取小链轮齿数瓦=25
大链轮齿数Z2=3Z,=75<120,合适
(2)确定计算功率
取匕=1.3,则R = K.P = 1.3x2.703蜘= 3.514蜘(3)初定中心距取定链节数］
a0= (30、50) p,取a o=40p
故P 2 〔2勿J %
2x30 P 25 + 75 75-25x2P
= --------- + ---------- + ( --------- y x ------
P 2 2勿30P
= 112.11 小链轮齿数4=25大链轮齿数z? =75
取'=114节
链节数为114
确定链节距P
查表知，
K z =1.34; K, =1.04;
选双排链，妇,=\.7
= 1.48S
由图5-15选滚子链型号为16A,链节距p=25. 4mm.
(2) 确定链长和中心距
链长 L= L ，x p /1000 = 114 x 25.4 /1000m = 2.90/«
中心距
中心距a>550mm,符合设计要求。

中心距的调整量一般应大于2p,即
& 2 2p = 2 x 25.4〃m = 50.8〃倾
则实际中心距
a =〃-△〃 = (786.54 - 50.8)〃〃” = 736.04伽〃
(3) 静强度校核
/MP =55.01*25*25.4 60000 -
60000
因链速为v<0. 6ni/s 的低速链传动，其失效形式主要是链 条受静力拉断，故应进行静强度校核。

(1) 则所而传递的狈情功华P 。

= KzK/p
3.514
1.34x1.04x1.7
kw
滚子链型号为
16A,
链节距25.4mm
链长 2.9nini
-8x
75-25
中心距786.84mm
实际中心距
736.04mm
/M /S = 0.582〃?/s
=786.84〃〃〃
工作拉力「=些=迎*尻4644秋
0.582
查表知，单排链的极限拉伸载荷Q=55600N
静强度安全系数
E牛*4-8
故静强度符合要求。

（4）选择润滑方式
根据链速v=0. 582m/s,链节距p=25. 4mm。

查图知，该链传动
应该选择滴油润滑。

设计结果:滚子链型号16A-2X114GB124. 3-83,链轮齿数
Zi=25,
Z2=75,中心距。

=736. 04mm
六、斜齿圆柱齿轮传动设计
（一）高速级齿轮设计
1.使用条件分析
传递功率P, =2.991 W
主动轮转速％ =960〃 min
齿数比u=4.4.763
工作条件单向运转，轻震，每天工作16小时
转矩
P 2 991
7＞您*"丁9.55*1。

言畚M〃m = 29754.2N.〃〃〃
属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动
2,选择齿轮材料及热处理方式
（1）选用软齿面齿轮传动
（2）小齿轮：钢40Cr,调质处理，硬度为241〜286/7BS；
大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230〜255HBS；
3.计算许用应力
(1)确定极限应力b*m和flim
齿面硬度：小齿轮按260IIBS,大齿轮按230HBSo
根据《机械设计》图3-16和3-17查得fg=615MPa,
叫瞄=580MF& ； cr/?liml = 254MP« , cy nim2 = 220MPa。

(2)计算应力循环次数N,确定寿命系数Z"*,
N、= 60an A r = 60 x 1 x 960 x (8 x 300 x 16) = 22.12 x 10s
22.12*10. 64、"
u 4.763
查得Z N、=Z N〔=1,Y N、= L = 1
(3)计算许用应力
由表3-4 取S Hmin = 1, S Fmin =1.4
则有[%』=警查=牛岫=615岫
' H niin
H牛包二半峭=58。

峭
^Wmin
.]^Fliml^Sr^V] 254*2*1 QAO QAA/fD
膈]= ------- ---- L = —―― MP“= 362.86峭
»-min "
[勺〃]=% 职上庇=220*2*1 MP = 314.29A/P
S/min 14
4,初定齿轮的基本参数
选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度；
初选参数为尸= 12。

弓=30
z2 =z,w = 30* 4.763 = 142.9,圆整为143
边位系数也=七=0
=615MPf/ %皿=580材用
外顽=254MP。

%.血2 = 220MP。

接触强度计算寿
命系数：
Z* = Zg = 1
弯曲强度计算寿
命系数：
4=L=1
[%]=615MPa
[o~HP2 ] = 580MPa [cr rri]=362.9MPa [cr fP2]=314.3MPa
z, =30
z2 = 143
齿宽系数物=0.9
5.初算齿轮的主要尺寸
由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。

确定系数：
因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取K A= 1；
齿轮转速不高，取虬=1.05；
因非对称布置，轴的刚度较小，取匕=1.13, K.=1.2；
HK=K A ^.^^=1*1.05*1.13*1.2 = 1.780；
Z〃 = 2.45;
Z E =189.8 伽屁
取Z e = 0.8；
Z 广Jcos/? = Vcosl2° =0.989
齿轮的分度圆直径
K 0IP ) (Pd "
=37. 076mm
d, cos B 37.076xcos 12 f
in = --- -------- = ----------------------- mm = 1.2Wmm 模数 4 30
取标准模数〃匕=2mm
中心距
I）j 2 /
a =—」（再 + z,）=—二—（30+143）mm = 176.86mm
2cos 夕' 12cosl2"' 7
圆整后，取“=180〃〃〃齿宽系数物=0.9
模数
m n = 2nun
中心距
180mm
可选用Y系列三相异步电动机Y160M-6型，额定功率P o=7. 5kw,满足P°> P ro 3.选取电动机的转速
卷筒转速
nu，=130r/min
根据滚筒所需的功率和转速，可选择功率为7.5KW,同步转速为1000r/min
型号的电动机。

电动机数据及传动比
二、传动装置的运动及动力参数计算
1、分配传动比
电动机的满载转数n o=97Or/min
总传动比
i 总=n0/n w = 970/130=7. 46
取i带二2,则减速器的传动比i齿轮二i总/i带二7. 46/2=3. 73
2、各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：即电机轴
Pr二7. 5kw
nw=970r/min
Tr =9550XPr/Ilw二9550x7. 5/970=59. 27N • Hl
修改螺旋角
_ m
B = arccos—
2a
fs*恤成
/77 7
, , j, d,=——=————mm = 62.428〃倾
则分度圆直径cos/? cos 16.0313
d2 =2a-d{ = (2*180-62A2S)mm = 297.572m//?
2*30
齿宽b = (p(l d} = 0.9 * 62.428m/?t = 56.19 mm
取=58〃mz
则。

］=知 + (5 〜10) = (58 + 6)mm = 64mm
6.验算轮齿弯曲强度条件
30
cos3/? "cos316.0313" 355
基=念=孑嬴=17。

.3
2.5;
又查表得端=2：；
丫喝1= 1
65;
^2 = 197
取匕=0.7,% =0.9
则弯曲应力
2*1 78*29754 2
---- ------------ - *2.5*1.65 * ().7 *
0.9MP。

64*62.428*2
=83.86MPaVbg 螺旋角
”=16.0313"
分度圆直径d、
=62.428mm d2
=297.572mm
齿宽
b2 =58〃〃〃/?, = 64/77/77
=88.1 \MPa <(y FP2
故弯曲强度满足要求
设计结果：
中心距a=180mm,模数m=2mm,螺旋角0=16.0313
（二）低速级齿轮设计
1. 使用条件分析
传递功率 P|=2.872AW 主动轮转速 A?, = 201.55r/min 齿数比 u=3.664
工作条件
单向运转，轻微震动，每天工作16小时
= 83.86*
2.2*1.97
2.5*1.65
MPa
转矩：
p
2 X72
7； = 9.55 * 1。

6 * — = 9.55 * 1 ()6 * —— N.mm = 136083.4N.，m?
n 201.55
属于中速、轻载，重要性和可靠性要求一般的齿轮传动
2. 选择齿轮材料及热处理方式
(1) 选用软齿面齿轮传动
(2) 小齿轮：钢40Cr,调质处理，硬度为241〜286HBS ； 大齿轮：45号钢，调质处理，硬度为230〜255H8S ； 3. 计算许用应力 (1)
确定极限应力叫岫和％岫
齿面硬度：小齿轮按260HBS,大齿轮按230HBSo 根据《机械设计》图3-16和3-17查得
b 〃iim2 = 580A/R] ； f limi = 254MPa , cr Flim2 =
220MPa 。

(2)
计算应力循环次数N,确定寿命系数乙”匕
N 、= 60g J = 60x1x201.55 x (8x300x16) = 4.64 xl 08
查得 Z Ni =Z Ni =\9Y Ni =Y Ni =\
(3) 计算许用应力
由表 3-4 取 S Hwiin = 1, S rmin =1.4 则有。

"］=警查二四岫二615岫，
［财】二斜冬=罕岫=58。

岫
..bmml 匕7•上 254*2*1 膈］= -------------- L = ——— MP.= 362.86峭
‘尸 min
1 4
N 、 4.64*] ()8
V - 3.664
=4.64 x10s
ta FP2 ] = “"nW，= 22。

*2*1峨=314>29MP
S['min 14
4.初定齿轮的基本参数
选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度；
初选参数为” = 12°z,=26
Z2 =砂=26*3.664 = 95.264,圆整为96
边位系数叫=超=。

齿宽系数物=0.9
5.初算齿轮的主要尺寸
由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。

确定系数：
因电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，故取K A = 1：
齿轮转速不高，取虬=1.()5；
因非对称布置，轴的刚度较小，取@ = 1.13, K. =1.2；
故K 二K,i 虬,K =1 * 1.05 * 1.13 * 1.2 = 1.780；
Z〃 = 2.45;
= 189.8 四祈；
取Z/=0.&
Z 广Jcos/? = Vcosl2° =0.989
齿轮的分度圆直径
=62.592m/?t
d.cos B 62.592xcos 12 - _ __
m n = --- ------- = ----------------------- mm = 2.355mm 模数z i 26
取标准模数以=3Z] = 26 z2 =96 物=0.9
Z H Z E Z^Z月、2 2KT.以+ 1
x ------- x ---------
”=3
=
cos 项=cos 315.601 = 11087
Y Fai = 2.55;
口木士明 匕初=2.2;
又查表得
J (, ” 匕=1.63; 42 = L8
中心距
“=乌 2 + 瓦）=^；（26 + 96）心=187.088s
圆整后，取。

=190〃〃〃 修改螺旋角
妇苹〃山+可*海业箜=15例
la 2*190
ni 7 3 * 26
i 八、• r~i 士八 4= —— = —:_ --------- m m = 80.984/wn 则分度圆直径 cos 少cos 15.601
d 2 = 2。

一 4 = (2 * 18() 一 62.428)〃〃〃 = 299.016mm 齿宽
b =(Pdd\ = 0.9 * 80.984mm = 72.89mm
取奶=T4mm
则白=知 + (5 〜10) = (74 + 6)mm = 80mm
6.验算轮齿弯曲强度条件
当量齿数z, -一多 cos 3
P cos 315.601 = 3003
中心距
190mm
0= 15.601"
分度圆直径：
4 = 80.984m
"2 =
299.016mm
96
则弯曲应力
2*] 78*1360834
68*80.984*3*2闵・63*。

.7*。

9吹"MPa"
2 2*18
= 92.1* MPa
2.55*1.63
=87.6MPci <(r FP2
故弯曲强度满足要求
设计结果：
中心距a=190mm,模数m=3mm,螺旋角0=15.601。

七、轴的结构设计及校核
（一）高速轴的设计及校核
1）选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表
得：=650MP& b, = 360A/R，, b, = 300MF〃,
J = 155初初查表得=60MPa
2）初步计算轴径
选C=H0,媪=[j=110x 聘詈=16.1"〃〃
3）轴的结构设计
按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚
动轴承。

轴的材料为45 号钢
考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加4%~5%,故取轴的直径应大于20mm. 轴的直径应大于2Omni
由于齿轮满足x<2.5/n,,故可以做成齿轮轴; 选用弹性柱销联轴器
轴端联轴器选用弹性柱销联轴器成3舞畿>河4-85；
根据轴的受力选用7209C角接触球轴承，其尺寸
dxDxB 为45x85x19。

根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。

该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右端装入，挡油盘及左端滚动轴承从轴的左端装入。

7209C角接触球轴承，其尺寸dxDx 耿 45* 85*19
19A41H419sn_
4）按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小
齿轮为左旋，大齿轮为右旋。

2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。

（1）画受力简图
如图所示
Mh
29754
N.mm
41523N.
Mca
（2）轴上受力分析
轴传递的转矩:
= 9.55xlO 6 x
=2.9754 x 104 TV • mm =29.7547V m
齿轮上的圆周力:
齿轮上的径向力:
齿轮上的轴向力：
尤=E tan 月=954 * tan 16.313N = 280N
（3）计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：
R HR = F, -^―
，，B
X+L
垂直面内支反力:
&疽出(氏粘-号吊⑵
= ------- ! ------ (362 * 145.5 - 280 * 62.428 / 2) N 56.5 + 145.5 = 261N
=(9.55 xlO 6
x 2.991
960
)N • m Z L =2* 29754
62.428
N = 954N
R HA =H
击衣54*洁备5^
N=267N
七,=出（已％-"同/2）
= -------- ! ----- （362 * 56. — 280 * 62.428 / 2）N
56.5 + 145.5
= 58N
（5）计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按进行弯矩合成，并画转矩图。

（6）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取。

= 0.6,贝IJ
aT = 0.6* 29754N.〃m = 17853N. 〃皿
按M—MFaTV计算，并画当量弯矩图。

（7）校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。

由图可知，该处的当量弯矩为
W ca =48753N.m
抗弯截面系数：
W = 0.1/ = 0.1 *57.51= 19cm3
所以，
M48.753 .c ―一,、
<y = —— = -------- MPa = 2.51 MPa
ca W 19
小于［bJh=60MPa,故安全。

（4）按安全系数校核
（1）判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。

（2）疲劳强度校核
a.危险截面上的应力：
弯曲应力幅：
M「23.4832 + 38.8 1 62 a, = — = -- ---------------------- MPa = 2AMPa
a W 19
扭转应力幅：
—=29,754 MPa = 1.7 MPa
2W T 2*9.5
I轴：即减速器高速轴采用带联接传动比i带二2,带传动效率n带二0. 96, Pi二Po • n oF Po- n 带二7. 5X0. 96=5. 78kw
Di= n0/i 0F970/2=485r/min
T户9550XP/n户9550X5. 78/485=113. 81 N・m
II轴：即减速器的低速轴，一对滚动轴承的传动比效率为n轴政=0.99闭式齿轮传动的效率为n齿轮=0.97则n 12=o. 99x0. 97=0. 96
P2=P1• H 12=5. 78X0. 96=5. 55kw
n^Dj/i^ =485/3. 73=130. 03r/min
T2=9550XP2/n2=9550X5.55/130. 03=407. 62N・m
各轴运动及动力参数
三、传动零件的设计计算
1、V带传动的设计算
(1)确定设计功率Pc,载荷有轻度冲击，2班制，匕=1.2
PoKxP=7.22kw
弯曲平均应力：1=0
扭转平均应力：r in = r a=\.7MPa
b.材料的疲劳极限：根据々=650的机？= 360MPa ,
查表得（p a = 0.2,（p T = 0.1
c.应力集中系数：查表得
幻=2，.=2
d.表面状态系数及尺寸系数：查表得
P = 0.94,8a = 0.81, £t— 0.76
e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：
S/ ——= 48.5
矛s
S『=—=63
8T P°5
i ", =38.4<[s] = 1.4
故安全。

（二）高速轴的设计及校核
1）选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表
得：=650MPaq、= 360/WPr/, CT., = 300A/儿,
r_)= 155MPa;查表得［仁］］,=60MPa
2）初步计算轴径
选C=110,媪
2 X72
= 110x3/———=35.6mm
201.55＜：n = 35.6mm
轴的材料为45
号钢，经调质处
理
3)轴的结构设计
按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮及滚动轴承。

由于低速级小齿轮满足工《2.5叫，故可以做成齿轮轴；
根据轴的受力选用7210C角接触球轴承，其尺寸
JxZ)xB>g50x90x20o
根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。

该结构形式，低速级大齿轮、套筒及左端轴承分别从轴的坐端装入，右端滚动轴承从轴的右端装入。

4)按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小
齿轮为左旋，大齿轮为右旋。

2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。

(1)画受力简图
如图所示选用7210C角接触球轴承，其尺寸
d x Dx B为 50*
90*20
高速级小齿轮
为右旋，大齿轮为左旋；低速级小齿轮为左旋，大齿轮为右旋
（2）轴上受力分析
a.高速轴大齿轮处轴上受力分析
轴传递的转矩：
T = 136.O83N 皿=136O83N.〃e
一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等 值、反向。

所以有，
齿轮上的圆周力：
F t] =954N
齿轮上的径向力：
% = 362N
齿轮上的轴向力：
F/280N
b.低速轴小齿轮处轴上受力分析
T = 136O837V - mm
=136.O837V-m
齿轮上的圆周力：
Mca
1360835
188
130238N
10U65N mm
"2%
=2*端1"
齿轮上的径向力：
乌=月些」3361*上类一妇271人
~ cos p cos 15.601
齿轮上的轴向力：
F a2 = /; tan/? = 3361*tan 15.60 W = 939N
(3)计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：
= ------- ! ----- [(81 + 65)*954+65 * 3361]N
57 + 81 + 65
=1763N
皓|+(4+4)肋
4 + ‘2 + ‘3
= ------- 5 ----- [57*954+(57 + 81) * 3361 ]N
57 + 81 + 65
=2553N
垂直面内支反力：
R” =77777^' *(4+D+% *4 /2土 % + "g)
2 3
= ------- ! ------ (362 *(81 + 65) + 280 * 297.572 / 2 -1271 * 65 +
57 + 81 + 65
939*80.984/2)N
= 246N
R\ B= (d - % * 4 / 2 * (/, + Q f 2 * d2 / 2)
= ------- ! ------ (362*57 —280*297.572/2-1271*(57 + 81) 一
57 + 81 + 65
939*80.984/2)/7
=—1152N
(8)计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按M=』M：+M*进行弯矩合成，并画转矩图。

（9）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取。

=0.6,则
aT = 0.6*136O837V刀m = 81650Njnm
按Mm=W+（ar）2计算，并画当量弯矩图。

（10）校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。

由图可知，该处的当量弯矩为
W ca = 19962 IN 皿〃2
抗弯截面系数：
W = 0Ad i = 0.1 *67.484板阳3 = 30.7cm' 所以，
M ea 199.621 AQ心AQ
a n = —— = ---------- M Pa = 6.6MPu
W 30.7
小于［b_Jb=60MPa,故安全。

（5）按安全系数校核
（3）判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。

（4）疲劳强度校核
a.危险截面上的应力：
弯曲应力幅：
M J75.126?+ 165.945?
<y… =—= ---------------------------
“ W30.7
扭转应力幅:
T 2W T'= 136.083"〃二 ] 2"/ 2*61.4
弯曲平均应力：q=0
扭转平均应力：v m =r a = \ 2MPa
b.材料的疲劳极限：根据％=65°必，％=360必
查表得钏=°2，0=°1
c.应力集中系数：查表得
MPa = 6MPa
ka=Lk 「=2
d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得
0 = 0.94,勺=0.81,勺=0.76
e. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：
SL ——= 18.2
S. = —--- - ------- = 86
k r
V q
^=^== = 17.8<M = 1.4
故安全。

（三）低速轴的设计及校核
1）选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质处理，其机械性能查表 得 ： 叫=650MPaq 、= 360MF”, bq = 300MPa, j =155MR/;查表得［b_Jb=60MPa
2）初步计算轴径
根据轴的受力选用7210C 角接触球轴承，其尺寸90*20
轴的材料为45 号钢，经调质处 理
选cWc 『“0x 舄
=40.6〃〃〃
考虑到轴端装联轴器需要开键槽，将其轴径增加
4%〜5%,故取轴的直径应大于45mm.
3）轴的结构设计
按工作要求，轴上所支撑的零件主要有齿轮、联轴器及滚
动轴承。

轴端联轴器选用弹性柱销联轴器
HL3 E440X112 2440x84
G85014-85；
"min =45〃m
弹性柱销联轴 器
gW0xll2
ri L J > ----------
〃40x84 7210C 角接触
球轴承，其尺寸
dxDxB 为 50*
[x 0x8为50x90x20。

根据轴上零件的定位、加工要求及不同零件的装配方案, 参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。

该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右端装入，套筒、左端滚动轴承及端盖从轴的左端装入。

4）按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力相互抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小
齿轮为左旋，大齿轮为右旋。

2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。

（1）画受力简图
如图所示
（2）轴上受力分析
轴传递的转矩：
Tj = 4787O27V.m/7t
一对相啮合的齿轮，主动轮与从动轮上的各力均对应等值、反向。

所以有，
齿轮上的圆周力：
F t =336"
齿轮上的径向力：
F,. = \27\N
齿轮上的轴向力：
=939N
（3）计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：
1 QQ
=3361 * —-— N=2285N
138 + 65
垂直面内支反力:
65
65 + 138
N=1076N
R*=3361*
=—!—(1271*138-939*299.016/2)^
65 + 138
= 171N
氏，「出(X +兀*4/2)
=—!—(1271*65 + 939*299.016/2)^
65 + 138
= 1101/V
(4)计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按+ 进行弯矩合成，并画转矩图。

(5)计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取。

=0.6,则
aT = 0.6 *478802N.〃〃〃 = 287282N.mm
按M M=』M2+0T)2计算，并画当量弯矩图。

(6)校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。

由图可知，该处的当量弯矩为
W ca= 357329N.mm
抗弯截面系数：
W = \S.3cm3
所以，
小于［b.Jb =60MPa,故安全。

(7)按安全系数校核
(1)判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。

(2)疲劳强度校核
a.危险截面上的应力：
弯曲应力幅：
M J151.9654148.525?………
(T, = — = - -------------------------- MPa = WJMPa
a W 18.3
扭转应力幅:
弯曲平均应力：= 0
扭转平均应力：r…, =T a = \\.52MPa
b. 材料的疲劳极限：根据凤=650MP 心=360MPa
查表得=°2(P T =0.1
c. 应力集中系数：查表得
k a = 2f k r =2
d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得
少=0.94,勺=0.81,乌=0.76
c. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：
S°= ~ ------------------ = 10.7
S,= ------- -- ------ = 6
嘉"唤
q q
故安全。

八、滚动轴承的选择及校核
(1)高速轴轴承的选用与校核
高速轴轴承所受载荷有轻微震动，转速n=960r/min,受力 情况如下图所示。

轴颈直径d=45nun,要求使用寿命8年，两班
T 287.282
赤厂2*12.5
MPa = 11.52MPa
（1）计算派生轴向力S|, S 2
由高速轴的受力分析知，
虬=7R VA 2 + R HA 2 = ^2612 + 6872 N=735N
孩=JR VB ? + R HB ? = J58? + 267? N=273N
F=280N u
查表得7209C 型轴承的派生轴向力为：S 二0.5Fr,则可
求得轴承的派生轴向力分别为
S, =0.5此=0.5 * 735N=367.5N S 2=0.5F^ =O.5*273N= 136.5N
（2）计算轴承所受的轴向载荷
因为 S.+F, =367 + 280 = 647 >S 2 （3）计算当量动载荷
轴承I ：
查表，用线性插值法可求得：白=0.38。

久二 367
C 。

28500
= 0.013
所以,
Fq=S\ + F“=WN %=§=367N
C r =38500N C f/z =28500N C/28500N fp\.2
fp*。