机械专业液体包装机——二级减速器设计说明书

课程设计第1页
机
械
设
计
基
础
课
程
设
计
目录
第一章设计任务书 (5)
一、设计目的 (5)
二、设计内容 (5)
1、设计题目
5
2、主要内容
5
3、设计参数
6
4、具体工作
6
第二章机械运动方案的设计 (8)
一、拟定执行系统的功能原理 (8)
1、 .................................... 包装机功能原理
8
2、 ........................................ 各部分功能
8
3、 .......................................... 设计部分
8
二、执行机构的选型及构型 (9)
1、 .......................................... 热封部分
9
2、 .......................................... 装料部分
9
3、 ........................................ 减速器部分
9
三、各执行机构的协调设计 (9)
四、.................................. 执行机构运动尺寸设计
10
1、 .................... 曲柄摇杆机构（含齿轮齿条机构）
10
2、曲柄摇杆机构（含阀体）
11
3、摆动滚子推杆盘形凸轮机构
13
4、包装机机构运动简图 (17)
第三章机械传系统方案设计 (18)
一、传动系统类型选择 (18)
1、 .................................... 传动方案示意图18
2、 .......................................... 组成部分18
二、选择原动机确定总传动比分配各级传动比 (19)
1、 .................................. 电动机类型的选择19
2、电动机功率的选择 (19)
3、 .................................... 确定电动机型号19
4、 .......................... 传动装置总传动比及其分配20
三、计算各轴的转速、转矩及功率 (20)
1、 .................................... 计算各轴的转速20
2、 ...................................... 计算各轴功率21
3、 ...................................... 计算各轴转矩21第四章机械传动装置的设计.. (23)
一、主要传动零部件的设计计算 (23)
（一） ................................ 带传动设计计算23（二） .......................... 、高速级齿轮传动设计26（三） .......................... 、低速级齿轮传动设计33（四） ............ 、高速轴及轴上零件的设计计算及校核39（五） ............ 、中间轴及轴上零件的设计计算及校核45（六） ............ 、低速轴及轴上零件的设计计算及校核52（七）其它. (59)
二、传动装置一减速器的设计 (59)
（一） .................................. 、箱体的设计59
（二） ...................... 、减速器附件的选择及说明61
（三） ............................ 、润滑和密封的选择62第五章设计体会 (62)
一、体会 (62)
二、设计分析 (63)
三、改进意见 (63)
第六章参考文献 (63)
参考文献 (63)
第一章设计任务书
一、设计目的
综合运用机械设计及先修课程（机械制图、材料力学、机械原理、机械制造技术、工程材料等）的理论和实际知识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。

通过本课程设计，在掌握各种运动形式变换，运动参数确定及力和功率传递过程中，对机械运动学和动力学的分析与设计有一较完整的概念，学会从机器功能要求出发，合理选择机构的选型和组合，制定机械传动系统的方案（功能设计），正确计算零件的工作功能，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用维修、经济和安全等问题，培养机械设计能力（结构设计）。

学习运用标准，规范，手册，图表和查阅有关资料等，培养设计的基本技能。

二、设计内容
1、设计题目
液体包装机的设计
-- 二级圆柱齿轮减速器的设计
2、主要内容
（1）确定包装机设计方案（包括传动系统和执行机构等）
（2）选择电动机、计算传动装置的运动和动力参数等
(3) 进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键的强度等
(4) 绘制减速箱装配图及典型零件工作图
(5) 整理和编写设计计算说明书
(6) 答辩
3、设计参数
(1)数据组别皿
(2)已知条件
①输送带滚筒直径D=80mm
②装料压缩泵活塞直径为30mm
③装料启闭阀摆角约90°
④工作情况：两班制工作，每年工作300天，连续单向运转，工作时
有轻微振动，空载启动
⑤使用折旧期：使用年限为8年，3年大修一次
⑥制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产
⑦总体尺寸：650*750*1600 (mm*mm*mm )以内
4、具体工作
(1) 、包装机机构运动简图1张(A1)
(2) 、减速箱装配图1张(A0)
(3) 、零件工作图2张(A3)
(4) 、设计计算说明书一份(约6—8千字)
第二章机械运动方案的设计
一、拟定执行系统的功能原理
1、包装机功能原理
自动完成计量、充料、制袋、封合、切断、输送等全过程2、各部分功能
电控机构
调速机构
传动机构
拉袋机构
热封机构
供纸机构
装/进料机构
成品输出机构
3、设计部分
①热封部分
②装料部分
③减速器部分
二、执行机构的选型及构型
1、热封部分
①选用凸轮机构
②摆动滚子推杆盘形凸轮机构
2、装料部分
①选用平面四杆机构
②曲柄摇杆机构
3、减速器部分
①圆柱齿轮减速器
②二级圆柱齿轮减速器（展开式）
三、各执行机构的协调设计
根据工艺要求，各执行机构需要按照严格的顺序动作，热封后装袋，然后拉袋，结合执行机构的选型，对执行机构进行协调设计，绘制运动循环图，如图2 —1所示。

图2—1液体包装机的运动循环图
四、执行机构运动尺寸设计
1、曲柄摇杆机构（含齿轮齿条机构）
（1） 、已知条件：计量40ml/袋，包装量60袋/min ，装料压缩泵活塞 直径为30mm
（2） 、分析：由曲柄摇杆机构的摇杆驱动齿轮齿条机构（齿条加工在 活塞杆上），曲柄每转一周，活塞完成一次推拉动作。

活塞推程由计 量量和活塞直径确定，进而可推知摇杆的摆角，再给定设计条件，即 可完成要求动作。

（3） 、给定设计条件：齿轮（m=2mm ，z=55）,分度圆半径为r ，连 杆b=200mm ,摇杆c=52mm,要求该机构无急回运动。

（4） 、设计计算：
①活塞仃程H:
40
= 一 56.6mm n (30/2 )2
②摇杆摆角0 = H 「80 ° 56.6 180 °
… -? - 2X 55 X - 59 r n n ③曲柄长度a =
=c?sin 0 一 52 X sin 59 一 25.6mm
2 2
课程设计第11页
④机架长度
d= W+(c?cos「"2002 +(52 x cos59)2 = 205mm
⑤示意图，如图2—2
⑥传动角验算
b2 + c2 - (d - a)2
Y = arccos
2002 + 522 - (205 - 25.6)2 =59.6
b2 + c2 - (d + a)2
arccos
丫1< Y 2,且丫1>40°~50° 满足要求
2、曲柄摇杆机构(含阀体)
(1) 、已知条件：装料启闭阀摆角约90°
(2) 、分析：为保证活塞推杆中心与启闭阀回转中心在同一水平面,
2 X200 X52
图2—2曲柄摇杆机构(含齿轮齿条部分)
=180
2002 + 522 -(205 + 25.6)2= 59.8
2 X200 X52
2bc
Y = 180
2bc
机架位置和长度将受到限制 (3) 、给定设计条件:
机架长度d=108mm ,机架连线垂直水平面 摆角B =90° 摇杆长度c=40mm 要求该机构无急回运动 (4) 、设计计算:
② 连杆长度
b = %2 - (
c ?cos 2) = V 1082 - (40 x cos%
③ 示意图，如图2—3
图2—3曲柄摇杆机构(含阀体)
①曲柄长度a=c?si n # =40 x si n ¥= 2&3mm
C
=104.2mm
④传动角验算
b2+c2- (d - a)2 104.22 + 402 - (108 - 28.3)2 Y = arccos
=—
丫12bc 2 X 104.2 X40
=42.9 °
b2 + c2 - (d+ a)2
Y = 180 - arccos —
22bc
104.22 + 402 - (108 + 28.3)2
=180 °-
2 X 104.2 X40
=42.8 °
Y > Y，且Y>40〜50°满足要求
3、摆动滚子推杆盘形凸轮机构
(1)、分析：该机构用于驱动热风器进行热封操作，热封时间要充足，盘形凸轮安装在分配轴上，故凸轮的基圆半径减去滚子圆半径应大于轴颈，以便于安装
(2)、分配轴最小轴颈计算：
①已知条件：分配轴转速n1=60r/min=1r/s，袋尺寸长X宽=160 X (mm
X mm)物料输送力F=300N输送带滚筒直径D=80mm,设输送带滚
160 160
0.64r/s
筒转速n2, n2 >百=硏=
②分配轴输出功率计算
分配轴输出到输送带滚筒由一对锥齿轮传动，如图2—4所示
X i = o.67r/s > 0.64??/?满足 36
输送带线速度
v = n Dn = nX 80 X 0.67 = 167.55mm/s = 0.16755m/s
输送带功率 P 3 = Fv = 300 X 0.16755 = 50.26W
由表6—15[1】查得锥齿轮传动效率n 1 = 0.94 滚动轴承效率n 2 = 0.99 滚筒效率n 3 = 0.96
n 总二 n 1 n 2 n 3 = 0.94 X 0.99 X 0.96 = 0.8934
输送部分总功率P 3 =旦=50.265 = 56.3W
3
n 七 0.8934
总、
分配轴输出总功率 P=R + R+P 3= 100 + 200 + 56.3 = 356.3W P 1为热封和剪切所需功率 P 2为装料所需功率 ③ 计算轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15—3[2]取A o =112
其中 Kx7 -—X
Z i =24,Z 2=36
图2—4 锥杨轮传动
1「锥齿轮1 2-锥齿轮2 卜分配轴
贝叽二 -n 〔
Z 2
3
0.3563
112 X
^6^ = 20.5mm
④ 确定凸轮机构基本尺寸
选滚子圆半径r r = 10mm 基圆半径 r 0 > r r + = 20.25mm ，取r 0 = 25mm
机架距离d = 240mm 摆杆长度a = 238.7mm 初始摆角©o =6° 最大摆角© = 7° 推程 §1 = 120 ° 远休§ = 120 ° 回程§ = 120 ° 近休§ = 0° ⑤ 推杆运动规律
二次多项式运动规律（等加速等减速运动规律），适于中速轻载，有 柔性冲击
等加速段运动方程0=^^ §
0 <°8< 120 °
14400
等减速段运动方程©= 63 - 0.35
§ 240
360 °
3
尸 d
min = A 0
n
1
⑥凸轮示意图
课程设计第17页4、包装机机构运动简图
77Z
第三章机械传系统方案设计
一、传动系统类型选择
1、传动方案示意图
如图3—1所示，电机作为原动机，经带传动减速，再由减速箱减速 输出至锥齿轮传动，实现换向，锥齿轮上端与分配轴用一弹性联轴器 联接，实现动力的输出。

2、组成部分
V 带传动，二级圆柱齿轮减速器，锥齿轮传动
圏3—1液体包装机的传动方案示意图
、选择原动机确定总传动比分配各级传动比
1、电动机类型的选择
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率的选择
(1)、传动装置的总效率
4 2
n = n 4 n 2n 3n 4n 5 = 0.96 x o.994x o.992x 0.94 x o.995
I 2 3 4 5
=0.8453
由表6—15[1]查得
n1—V带传动效率
n 2—球轴承效率
n 3—圆柱齿轮传动效率
n 4—锥齿轮传动效率
n1—弹性联轴器效率
(2)、电机所需功率
P 356.3
F d ==
：0.8453 = 421.5W
n
3、确定电动机型号
根据以上数据，查表6—145[1]选取电动机型号为Y801-4
其主要技术数据：额定功率0.55kW，满载转速1390r/min
课程设计
第21页
4、传动装置总传动比及其分配
(1)、总传动比
n
m i = n w
n m = 1390r/mi n —电动机满载转速
n w = 60r/mi n —分配轴转速
(2)、分配各级传动比
设I .H .皿轴的转速 m. n-n 皿.且n 皿=n w = 60r/min 根据表2—5[1]V 带传动i 0 = 2~4，齿轮传动i 1、i 2 = 3~6 且展开式减速器要求i i = (1.1~1.5)i 2 故分配如下
i 2 = 3.2
三、计算各轴的转速、转矩及功率
1、计算各轴的转速
电动机的满载转速n m 二1390r/min
n ]= 皿=1390 = 695r/min
i 0 2
i i = i _ 23.17
菖=2 X 3.2
3.62
1
1
1
2
3.62
3.2
=1.13满足 1390
60
=23.17
课程设计
第22页
n
I 695 "iT = 362 =192r/min
n
m 192
5 = i 2 = 3.2 = 60r/min
2、计算各轴功率
P d = 421.5W
P I = P d n 1 = P d n = 421.5 X 0.96 = 404.7W
Pn = =P I ni2 =
=P I n n = :404.7 X 0.99 X 0.99 = :396.6W P m = =P n n 3 = =P n n n = :396.6 X 0.99 X 0.99 = :388.7W P w = =P m
n 34
=
=P m n n = :388.7 X 0.99 X 0.94 = :361.7W P= 356.3W
3、计算各轴转矩
电动机轴的输出转矩：
P d
0.4215
T d = 9550 = 9550 X ““ = 2.896N ?m = 2896N ?mm
d n m
1390
设
T 1, T 2, T 3, T 4分别为I ,n,m,w 轴的输入转矩
T [ = T d i 0 n )1 = 2896 X 2 X 0.96 = 5560N ?mm
T 2 = T 1i 1 n 2 =5560X 3.62 X 0.99 X 0.99 = 19727N ?mm
T 3 = T 2i 2 n 3 = 19727 X 3.2 X 0.99 X 0.99 = 61870N ?mm
课程设计第23页
第四章机械传动装置的设计
「、主要传动零部件的设计计算 （一）带传动设计计算
已知电动机额定功率F 0 = 0.55kW ，输出功率F d = 0.4215kW ，满载转 速n m = 1390r/min ，传动比i 二2,每天工作16小时，连续单向运转， 工作时有轻微振动，空载启动。

1、 确定计算功率
由表8— 8【2］
查得工作情况系数K A = 1.1
F C a = K A F d = 1.1 X 0.4215 = 0.4636kW
2、 选择V 带的带型
根据F Ca , n m 由图8—11选用Z 型 3、 确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v
1）、初选小带轮基准直径d d1，由表8— 7,8—9,取d d1 = 63mm 2）、验算带速v
鉴于工作机低速轻载，故带速小于 5m/s 也认为合适 3）、计算大带轮基准直径d d2
d d2 = id d1 = 2 X 63 = 126mm
由图8— 9取标准值为d d2 = 125mm 4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d
nd n
m
兀 X 63 X 1390
=4.59m/s
1) 、初定中心距 0.7(d d1 + d d2) < a 0 < 2(d d1 + d d2)
0.7 x (63 + 125) < a 0 < 2 x (63 + 125) 132 < a 0 < 376 取a 0 = 280mm
2）、计算带所需的基准长度
5、验算小带轮上的包角a
57.3 ° a 〜180 - (d d2 - d d1 ) §
57.3 =180 °- (125 - 63) X 、 311
〜169 ° > 120 °
6、计算带的根数z
1）、计算单根v 带的额定功率P r
L
d0
n
~ 2a ° + 2(d d1 + d d2) +
(d d2 - d dJ 2
4a °
=2 X 280 + x (63 + 125) + "必
2 4 x 280
=859mm
由表8— 2选带的基准长度L d = 920mm 3）、计算实际中心距a
L d - L d0 920 - 859
a 〜a 0 + — 20
= 280 + = 311mm
2 2
中心距的变化范围为
a
min a
max
a- 0.015L d = 311 - =a+ 0.03L d = 311 + 0.015 x 920 = 297mm 0.03 X 920 = 339mm
由
d
d1 = 63mm , n m =
1390r
，由表8 min 4 插值得 1=0 - 0.2128kW
由n m = 1390r
.
小 ,i = 2, min
Z 型带，查表8- 5 得？P ° - 0.03kW 由表8
6插值得K a =0.976，查表一 2 得 K L = 1.04
P = (P 0 + ?R ))K K = =(0.2128 + 0.03) X 0.976 X 1.04 = 0.2465kW 2）、计算V 带的根数z
7、计算单根V 带的初拉力F o
由表8— 3得Z 型带的单位长度质量为q 二0.060kg/m
(2.5 - 0.976) X 0.4636
x
0.976 X 2 X 4.59
=41N
&计算压轴力F p
a
F p = 2zF 0sin 2 = 2 X 2 X 41
9、 带轮结构设计
小带轮米用实心式，大带轮米用腹板式，大带轮轮毂宽度取L=28mm, B=26mm 。

结构从略。

10、 主要设计结论
选用Z 型普通V 带2根，带基准长度920mm ,带轮基准直径d d1 = 63mm , d d2 = 125mm ，中心距控制在 a=297〜339mm ，单根带初拉 力F 0=41N ，带轮安装角度为30°。

P C a 0.4636 F r = 0.2465
1.9
F o = 500
(2.5 - K a^a
K a zv
+ qv 2
=500 + 0.06 X 4.592
69 X Sin
2
=163N
(二)、高速级齿轮传动设计
已知采用斜齿轮传动，高速轴输入功率P= 0.4047KW,小齿轮转速
n1 = 695r/min ,传动比u二3.62，工作寿命8年，每年按300天算，
两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动。

1、确定齿轮类型精度等级材料及齿数
(1)、根据传动方案及减速箱高速级要求，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角a= 20°
(2)、参考表10—6[2]，通用减速器齿轮精度等级范围6〜8,主动齿轮偏上限选取，故选6级精度
(3)、由表10—1选择小齿轮材料为40C((调质)，齿面硬度280HBS, 大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS
(4)、选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 = 87
(5)、初选螺旋角B= 14°
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1)、试算小齿轮分度圆直径
> 3/K Ht T1 ?U + 1 Z H Z E Z?Z B)2
d1t
_ ①d •丁乙［和)
1)、确定式中各参数值
①试选载荷系数K Ht = 1.3
②小齿轮传递的转矩
高速轴的输出功率P'二P n 2 = 0.4047 X0.99 = 0.4007kW
3 P
3
0.4007 T 1 = 9550 X 103—二 9550 x 103 X “ = 5506N ?mm
1 n 1 695
③ 由图10—20查取区域系数Z H = 2.433 ④ 由表10—7选取齿宽系数①d = 1
⑤ 由表10—5查取材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa 1/2 ⑥ 计算接触疲劳强度用重合系数Z ?
tan a tan20
a = arctan( -------- -) = arctan( ------- ) = 20.562
COS p C0SI4
=29.974
=23.671
z 1 (tan a t1 - tan Q + z 2(tan 匪2 - tan Q
2n
24 x (tan29.974 - tan20.562 ) + 87 x (tan23.671 - ° tan20.562 = 2n =1.646
=0.669
⑦ 螺旋角系数Z p
Z p = vcos p = V cos14 = 0.985
Z 1 cos a
知=arccos (
呦 V
z 1 + 2h ? n cos
24 X cos20.562
=arccos ( ---------------------------- )
24+2 x 1 X cos14 ° Z 2 cos a
o at2 = arccos (
旳t2 'z 2 + 2h ? n cos
87 X cos20.562
=arccos ( ---------------------------- )
87+2 x 1 X cos14 °
『乂 (14)
=侦5
n
4 - £a 乙=—3-(1
1.646
3
(1 - 1.905) + 1.905 1.646
① d z 1
tan 冗
⑧ 计算接触疲劳许用应力[%]
由图10— 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
°Hiimi = 650MPa ， c )Hiim2 = 550MPa
计算应力循环次数
N 1 = 60n^L h = 60 X 695 X 1 x (2 X 8 x 300 X 8) = 1.601 X 109
由图10— 23查取接触疲劳寿命系数 心⑷=0.91 , K HN 2 = 0.94 取失效概率为1%,安全系数S=1
K
HN1 °Hlim1
0.91 x 650
［砧1二 ——S ——=——1——=591.5MPa
K
HN2 %Hlim2 °94 x 550
［＜H 】2 =
—S ——= 1 = 517MPa
取［H 】1和［剛2中较小者，即［%］=［创2 = 517MPa 2) 、试算小齿轮分度圆直径
Ht T 1 ?U +
1
Z H Z E Z ?Z 3)
24
=18.496mm
(2)调整小齿轮分度圆直径 1)、数据准备 ① 圆周速度
1.601 X 109
~~87/24
=4.417 X 108
X 1.3 X 5506
1
87 .
+ 1
24
87
x (
2.433 x 189.8 x 0.669 x 0.985
517
nX 18.496 X 695 ~~60 X 1000
② 齿宽b
b =① d d 1t = 1 X 18.496 = 18.496mm
2） 、计算实际载荷系数K H
① 由表10—2查得使用系数K A = 1.25
② 根据v= 0.673m/s ，6级精度，由图10— 8查得动载系数K V = 1.02 ③ 齿轮的圆周力 F t1 = 2T 1?d 1t = 2 X 5506?18.496 = 595.4N
K A F t1/b = 1.25 X 595.4/18.496 = 40.24N/mm < 100N/mm
由表10— 3查得齿间载荷分配系数K H a = 1.4
④ 由表10 — 4插值得6级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 齿向载荷分布系数K H B = 1.400
载荷系数 K H = K A K V K H a K H 3 = 1.25 X 1.02 X 1.4 X 1.400 = 2.499 3） 、用实际载荷系数计算分度圆直径
d 1 = d 1t = 18.496 X = 22.998mm
1 1t
K Ht
1.3
对应的齿轮模数 m n 二 d 1cos B /z= 22.998 X cos14 ° /2= 0.93mm 由表10—1[3]取标准模数m n 二1.5mm 4） 、确定齿轮各参数 ① 齿数
z 1 = 24
, z 2 = 87
② 中心距
nd n
60 X 1000 = =0.673m/s
考虑模数从0.93mm 增大圆整至1.5mm ,为此将中心距减小圆整为 85mm
③ 按圆整后的中心距修正螺旋角
(Z i + Z 2)m n (24 + 87) x i.5
B = arccos ---------------- = arccos ---------------------- = 11.646
2a 2 X 85
④ 计算小、大齿轮分度圆直径
」 Z 1m n d 1 = cos B
24 x 1.5 = =36.76mm
> cos11.646 」_ Z 2m n d 2 一
cos B 87 x 1.5
= =133.24mm cos11.646
⑤ 计算齿轮宽度
b =① d d 〔 = 1 x 36.76 = 36.767mm
取 b 2 = 38mm , b 1 = 45mm ⑥ 圆周速度
3、按齿根弯曲疲劳强度校核 根据公式
_2K F T,Fa Y sa “p COS 2 B
°F =
T
厂2
三［
年］
1)、确定式中各参数值
① 根据v= 1.34m/s , 6级精度，由图10— 8查得动载系数K V = 1.03
(Z i + Z 2)m n 二 2cos B
(24+ 87) x 1.5
2 x cos14 ° =85.799mm
nd 山
v =
60 X 1000
n x 36.76 x 695
60 X 1000
=1.34m/s
①d m ?
②齿轮的圆周力F t1 = 2T1?d1 = 2 x5506?36.76 = 299.6N
K A F t1/b = 1.25 X 299.6/36.76 = 10.19N/mm < 100N/mm 由表10— 3查得齿间载荷分配系数K F a = 1.4 由表10— 4用插值法得K H 3 = 1.403
结合 b ?h = b ?(2h ?n + c ；?)m n = 36.76?(2 X 1 + 0.25) X 1.5 = 10.89 查图10—13得心直=1.34
载荷系数 K F = K A K V K F a K F 3 = 1.25 X 1.03 X 1.4 X 1.34 = 2.415 ③ 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y s
tan a tan20 °
O F = arctan( )二 arctan( ) = 20.386 叫 'cos P 、cos11.646， 伍=arctan(tan p cos)a= arctan(tan 11.646 X cos20.386 ) °
=10.934
=29.930
=23.548
/ /
z 1 (tan O - tan a ) + z 2(tan O 2 - tan 0
2n
24 X (tan29.930 - tan20.386 ) °+ 87 X (tan23.548 - ° tan20.386 ° ) = 2n =1.668
e oV =取？cos 2 P = 1.668 ?cos 210.934 = 1.730
°^t1
=arccos(
Z 1 cos a z 1 + 2h a n cos 24 X cos20.386 r arccos( )
24+2 X 1 X cos11.646 丿
a at2 = arccos (
z ?cos 申 z 2 + 2h ?n cos
87 X cos20.386
=arccos(87+2 X 1 X cos11.646
£a
① d z 1 tan 1 X 24 X tan11.646
=1.575
Y e = 0.25 + 0.75? a = 0.25 + 0.75?1.730 = 0.684
④ 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 3
⑤选取Y Fa , Y sa
斜齿轮当量齿数为 z V1 = z 1 ?cos 3 p = 24?COS 311.646 丄 25.55
z V2 = z 2?cos 3 p = 87?COS 3 11.646 = 92.6 查图 10— 17 得齿
形系数 Y Fa1 = 2.65, Y Fa2 = 2.20 查图10—17得应力修正系数Y Sa1 = 1.59 , Y S a2 = 1.79 ⑥计算弯曲疲劳许用应力[o F ]
由图10— 24C 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
oFiim1 = 500MPa , opiim2 = 380MPa
由图10— 22查取接触疲劳寿命系数K FN1 = 0.89, K FN2 = 0.91 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
r i
K
FN1 °Flim1
°.
89 X 500
OOI \/ID
[刃1 二——S ——=
14 = 317.86MPa
K
FN2 °Flim2 °
91 X 380
[刃2 =——S ——=
14
= 247MPa
⑦ 校核弯曲强度
_ 2K F T 1Y F / 谯1 YY p COS 2 B 耳1
①d m 3 z 2
_ 2 X 2.415 X 5506 X 2.65 X 1.59 X 0.847 X 0.684 X COS 211.646 = 1 X 1.53
X 242
=32.036MPa < [(F ]1 满足 2K F T,Fa2Y sa2YY p COS 2 B
卑120°= 1 - 1.575 X 11.646
120 °
=0.847
_ 2 x 2.415 X5506 X2.20 x 1.79 x 0.847 x0.684 x cos211.646
= 1 x 1.53x242
=29.946MPa < ［吐满足
齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

4、主要设计结论
齿数z1 = 24，z2 = 87，模数m n = 1.5mm，压力角20°，螺旋角［3 = 11.646 = 11 ° 38 8 46变位系数x1 = x2 = 0,中心距a = 85mm，齿宽b1 = 45mm , b2 = 38mm，小齿轮用40G （调质），大齿轮用45 钢（调质），齿轮按6级精度设计。

（三）、低速级齿轮传动设计
已知采用直齿轮传动，低速轴输入功率P= 0.3966Kw ,小齿轮转速
n1 = 192r/min，传动比u二3.2，工作寿命8年，每年按300天算，
两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动。

1、确定齿轮类型精度等级材料及齿数
（1）、根据传动方案及减速箱高速级要求，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角a= 20°
（2）、参考表10—6［2］，通用减速器齿轮精度等级范围6〜8,故选7 级精度
（3）、由表10—1选择小齿轮材料为40C（（调质），齿面硬度
280HBS,
大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS （4）、选小齿轮齿数z i = 24，大齿轮齿数Z 2 = 77 2、按齿面接触疲劳强度设计 （1）、试算小齿轮分度圆直径
》乎K H " ?U + 1 ?(Z H Z E Z ?)2
u [ fl]
1）、确定式中各参数值 ① 试选载荷系数K Ht = 1.3
② 小齿轮传递的转矩 低速轴的输出功率 P 二 P n 2 = 0.3966 X 0.99 = 0.3926kW
3 P '
3 0.3926
T 1 = 9550 x 103 = 9550 X 103 x = 19528N ?mm
1
n 1 192
③ 由图10—20查取区域系数Z H = 2.5 ④ 由表10—7选取齿宽系数①d = 1
⑤ 由表10—5查取材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa 1/2 ⑥ 计算接触疲劳强度用重合系数Z ? 24 x COS 20 a a1 = arccos (
) = arccos ( ) = 29.841
也1
V
z 1 + 2h?7
v
24 + 2 X 1 7
Z 2 COS a 77 x COS 20
=arCCOS (zmhT )= arCCOS(77+f X 1)= 23.666
z 1 (tan a 1 - tan ' + z 2(tan a 2 - tan '
24 x (tan29.841 -° tan20 ) + 77 x (tan23.666 -° tan20 ° ) = 2n 1.711
d it Z 1 COS a 蚣
Z £ =吕3
£
3
⑦ 计算接触疲劳许用应力[%] 由图10— 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
oHiim1 = 650MPa %Hiim2 = 550MPa
计算应力循环次数
N 1 = 60n 1jL h = 60 x 192 X 1 x （2 X 8 x 300 x 8） = 4.4 X 108
由图10— 23查取接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.95, K HN2 = 0.97 取失效概率为1%,安全系数S=1
[%]2 = K H N2 %lim2 = 0.97 x 550 = 533.5MPa I S
取[%]1 和[%]2中较小者，即[%] = [ %]2 = 533.5MPa 2) 、试算小齿轮分度圆直径
d 1t J 管? 一鬻）2 1）、数据准备
① 圆周速度
nd n 60 x 1000 = nX 34.242 X 192
：
60 X 1000 =°.34m/s
② 齿宽b
b =① d d 1t = 1 x 34.242 = 34.242mm
2） 、计算实际载荷系数K H
N
1
4-
4 x 108
1.4 x 108
77/24
R
\ K HN 1 %Hlim1
[%]1 = ---------- S
0.95 X 650
= 617.5MPa
3
2 X 1.
3 x 19528 533.5
①由表10—2查得使用系数K A = 1.25
②根据v= 0.34m/s，7级精度，由图10—8查得动载系数K V = 1.02
③齿轮的圆周力F t1 = 2T1?d1t = 2 X19528?34.242 = 1140.6N
K A F t1 /b = 1.25 x 1140.6/34.242 = 41.6N/mm < 100N/mm
由表10—3查得齿间载荷分配系数K H
a= 1.2
④由表10 —4插值得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时
齿向载荷分布系数K H B = 1.416
载荷系数K H = KA K V K H a K H B = 1.25 X1.02 X1.2 X1.416 = 2.166
3）、用实际载荷系数计算分度圆直径
3 K H3 2.166
d1 = d1t V —= 34.242 x d = 40.59mm
K Ht 1.3
对应的齿轮模数m = d1/z1 = 40.59/24 = 1.69mm
由表10—1[3]取标准模数m二2mm
4）、确定齿轮各参数
①齿数
z1 = 24 , z2 = 87
②中心距
⑵ + z2)m (24 + 87) X2
a = -------------- = ------------------- = 101mm
2 2
③计算小、大齿轮分度圆直径
d1 = z1 m = 24 X2 = 48mm
d2 = z2m = 77 x 2 = 154mm
④计算齿轮宽度
b = O d d1 = 1 X48 = 48mm
取b2 = 48mm , b1 = 55mm
⑤圆周速度
nd^j n X48 X 192
v = --------------- = ------------------- = 0.48m/s
60 X1000 60 X1000
3、按齿根弯曲疲劳强度校核
根据公式
2K F T1Y F a Y S a丫£
①d m3z j
1）、确定式中各参数值
①根据v= 0.48m/s , 7级精度，由图10—8查得动载系数K V = 1.03
②齿轮的圆周力F t1 = 2T1?d1 = 2 X 19528 ?48 = 813.7N
K A F t1 /b = 1.25 x 813.7/48 = 21.2N/mm < 100N/mm
由表10—3查得齿间载荷分配系数K F
a= 1.2
由表10 —4用插值法得K H B = 1.419
结合b?h = b?(2h a + c?)m = 48?(2 x 1 + 0.25) x2 = 10.67 查图10-13 得K F3= 1.34
载荷系数 K F = K A K V K F a K F 3 = 1.25 X 1.03 X 1.2 X 1.34 = 2.07 ③ 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y s
Y & = 0.25 + 0.75? - = 0.25 + 0.75?1.711 = 0.688
④ 选取Y Fa , Y sa
查图 10—17 得齿形系数 Y Fa1 = 2.65, Y Fa2 = 2.24 查图10—17得应力修正系数Y Sa1 = 1.59 , Y S a2 = 1.76 ⑤ 计算弯曲疲劳许用应力[OF ]
由图10— 24c 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
cpiim1 = 500MPa
O Fiim2 = 380MPa
由图10— 22查取接触疲劳寿命系数K FN1 = 0.91 , K F N2 = 0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
⑥ 校核弯曲强度
_ 2K F T 1Y F a1 Y .a1Y^ 2 X 2.07 x 19528 X 2.65 X 1.59 x 0.688 = ①d m 3z f = 1 x 23 X 242 =50.86MPa < [(F ]1 满足
_ 2K F T 1Y F a2 Y .a2 Y s _ 2 X 2.07 x 19528 X 2.24 X 1.76 x 0.688 = ①d m 3z 2 = 1 x 23 x 242 =47.59MPa < [ O ]2满足
齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于 大齿轮
[O ]1 =
K
FN1 °Flim1
S 0.91 x 500
1.4 =325MPa
[0
]
2 =
K F N2 O lim2
S
0.92 X 380
=249.7MPa
4、主要设计结论
齿数z1 = 24, z2 = 77，模数m二2mm，压力角20 °，变位系数
x1 = x2 = 0，中心距a = 101mm，齿宽b1 = 55mm，b2 = 48mm，小齿轮用40C r（调质），大齿轮用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。

（四）、高速轴及轴上零件的设计计算及校核
1、轴的设计
（1）、已知高速轴的输入功率P] = 0.4047kW,转速n1 = 695r/min
/
输出功率P]二P i n 二0.4047 X0.99 = 0.4007kW
高速轴传递的转矩T；= 5560N ?mm
高速轴输出的转矩t = 5506N ?mm
（2）、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为40C r，调质处理，根据表15—3,取A0 = 105
3 P i 3 0.4047
d min 二A o “= 105 x V = 8.77mm
n1695
最小轴颈处安装带轮，需开键槽，故将轴颈增加5% - 7%，取最小轴
颈为d = 12mm
（3）、轴的结构设计
1）、轴上零件的定位，固定和装配
普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小，常采用两端单向固定支承，轴
承内圈由轴肩或套筒定位，外圈由轴承端盖作轴向固定。

周向固定由相应
的配合实现，轴呈阶梯状，轴上零件从两端顺序装入。

用4-1高連船小恿用
2) 、确定轴各段直径和长度
1 段：d1 = 12mm，长度取L1 = 27mm
2 段：d2 = 15mm，长度取L2 = 54mm
3段：初选用6004型深沟球轴承，其参数为
d x D x B = 20 X42 X 12(mm X mm x mm)挡油盘长度取14mm d3 =
20mm，长度取L3 = 26mm
4 段：d4 = 26mm，长度取L4 = 67mm
5段: d5 = 39.76mm，长度取L5 = 45mm
6 段：d6 = 26mm，长度取L6 = 8mm
7 段：d7 = 20mm，长度取L7二27mm
由上述各轴段长度可算得轴支承跨距L = 160mm
(4)、按弯扭复合强度计算
1)、小齿轮受力分析：
已知分度圆直径d = 36.76mm , T1 = 5506N ?mm
圆周力F t1 = :211 = 2X5506 = 299.56N
d 36.76
径向力F M =
tan a n tan20 °
=F t1驰二299.56 X' = 111.32N t! B
轴向力F a1 = =F t1 tan 3= 299.56 x tan11.646 = 61.74N
2） 、带轮压轴力的分解
带轮安装角度为30°（大小带轮中心连线与水平面成
30°角）压轴
力F p = 163N ，F PH = F P cos30 ° 141.16N, F PV = F P sin30 ° 81.5N 3） 、计算轴的弯矩和扭矩
Ft
1
「 1
髙速恤的弯矩国和扭矩图
v
*
v
M
T
M = F 2d = 61.74 X 36.76 = 1134.78N ?mm a 2
F p H (73+ 160) - 50.5F r - M a
160
141.16 X (73 + 160)- 50.5 X 111.32 - 1134.78
160
163.34N
F NH2 = F NH1 + F r - F PH = 163.34 + 111.32 - 141.16 = 133.5N
160
81.5 X (73 + 160) - 50.5 X 299.56
160
=24.14N
F NV2 = F NV1 + F t - F PV = 24.14 + 299.56 - 81.5 = 242.2N
M H1 = 73 X F PH = 73 X 141.16 = 10304.68N ?mm
M H2 = M H1 X M a = 6741.75 + 1134.78 = 7876.53N ?mm
M V1 = 73 X F PV = 73 X 81.5 = 5949.5N ?mm M V 2 = 50.5 X F NV 2 = 50.5 X 242.2 = 12231.1N ?mm M 1 = vM H 1 + M V 1 = V 10304.682 + 5949.52 = 11899N ?mm M 2 = V MH 2 + M V 2 = V 7876.532 + 12231.1 2 = 14547.84N ?mm
T | = 5560N ?mm
根据以上数据可知危险截面为 B 截面（综合考虑弯扭复合强度和轴颈 大小），考虑轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 a 二0.6
F PV (73 + 160) - 50.5F t
F
NV1
查表15—1材料为40C r，调质处理，［C-1］ = 70MPa
因见a < ［呂］,故安全。

2、轴承的校核
(1)、轴承型号及参数
6004型深沟球轴承，基本额定动载荷G = 9.38kN,基本额定静载荷
C o r = 5.02kN
(2)、已知条件
预计寿命L h = 2 X8 X300 X3 = 14400h,转速n1 = 695r/min
(3)、受力分析
F r1H = F NH1 = 163.34N, F MV = F NV1 = 24.14N
F r2H = F NH2 = 133.5N, F r2V = F NV2 = 242.2N
F r1 = V F2IH + F21v = V163.342 + 24.142 = 165.11N
F r2 = VF22H + F r2v = V133.52 + 242.42 = 276.56N
F a1 = F ae = 61.74N , F a2 = 0
求比值:
由表 13— 5 插值的 e i = 0.20 , e 2 = 0.19 (4) 、求轴承的当量动载荷P i 和F >2
邑=61.74 = 0.37 > e 1, F r1 165.11
1
因轴承运转中有轻微振动，按表13—6, f d = 1.0~1.2，取f d = 1.2
P ri = f d (0.56F 「1 + YF a1 )
P r2 = f d F r2
Y 值由表13—5插值得Y 二2.17
F r 1 = f d (0.56F r1 + YF a1)= 1.2 x (0.56 X 165.11 + 2.17 X 61.74) =271.73N
R2 = f d F r2 = 1.2 X 276.56 = 331.87N
(5) 、验算轴承寿命
因P >1 < P ?2，所以按轴承2的受力大小验算
106 G 3 106 9380 3 L h = ------- ( )3 = ------------ X ( ----------- )3 = 541463h > L h
h
60n 1
60 X 695 '331.87 h
满足寿命要求 3、键的选择及校核 (1) 、选择键的类型和尺寸
因带轮装在轴端，选用圆头普通平键(C 型)
参考轴的直径d = 12mm ，从表6— 1中查得键的截面尺寸为b X h = 4 X 4(mm X mm)取键长L = 22mm (比带轮轮毂宽度小些)。

F a1 502> 0.012, 5020
C 0r
F a2 C = 0 C 0r
F a 2 = 0<e 2 F r2
(2)、校核键连接的强度
键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6—2查得许用挤压应力[op] = 100 - 120MPa,取其平均值，[op] = 110MPa ，键的工作长度I 二L- 0.5b = 22 - 0.5 X 4 = 20mm
已知需要传递的转矩T = 5560N ?mm = 5.56N ?mm
键的标记为：GB/T 1096键C 4 X 4 X 22
(五) 、中间轴及轴上零件的设计计算及校核
1、轴的设计
(1) 、已知中间轴的输入功率 P n = 0.3966kW,转速n 2 = 192r/min
/
输出功率 P n = P n n z = 0.3966 X 0.99 = 0.3926kW 中间轴传递的转矩E = 19727N ?mm 中间轴输出的转矩 T '= 19528N ?mm
(2) 、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15—3,取A 0 = 112
最小轴颈处安装轴承，两处需开键槽，故将轴颈增加 10% - 15% , 取最小轴颈为d = 20mm (3) 、轴的结构设计
1)、轴上零件的定位，固定和装配
普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小， 常采用两端单向固定支承，轴
d min
n 2
192
14.26mm
承内圈由轴肩或套筒定位，外圈由轴承端盖作轴向固定。

周向固定由相应的配合实现，轴呈阶梯状，轴上零件从两端顺序装入。

2)、确定轴各段直径和长度
1段：初选用6204型深沟球轴承，其参数为
d x D x B = 20 X47 X 14(mm X mm x mm)挡油盘长度取14mm 套
筒长度取9mm
d1 = 20mm，长度取L1 = 39mm
2 段：d2 = 22mm，长度取L2 = 53mm
3 段：d3 = 28mm，长度取L3 = 8mm
4 段：d4 = 22mm，长度取L4 = 36mm
5 段：d5 = 20mm，长度取L5 = 42mm
由上述各轴段长度可算得轴支承跨距L = 162mm
(4)、按弯扭复合强度计算
1)、受力分析
小齿轮受力分析：
已知分度圆直径d = 48mm , = 19528N ?mm
圆周力F t1 =丑=2X19528 = 813.67N
□ d48
径向力F r1 = F t1 tan a 813.67 x tan20 ° 296.15N
大齿轮受力分析：。