单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式运输机传动装置

专业班 设计者： 指导老师：

月

专业课设计课程设计说明书

一、传动方案拟定…………………………………………… 二、电动机的选择…………………………………………… 三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………… 四、运动参数及动力参数计算……………………………… 五、传动零件的设计计算…………………………………… 六、轴的设计计算…………………………………………… 七、滚动轴承的选择及校核计算…………………………… 八、键联接的选择及计算…………………………………… 九、润滑方式的确定……………………………………… 十、参考资料………………………………………………

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定 1．设计题目名称

单级斜齿圆柱齿轮减速器。 2．运动简图

3．工作条件

运输机双班制工作，单向运转，有轻微振动，小批量生产，使用年限6年。 4，原始数据

1．输送带牵引力 F=1100 N 2．输送带线速度 V=1.5 m/s 3．鼓轮直径 D=250 mm 二、电动机选择 1、选择电动机的类型：

按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。 2、计算电机的容量Pd：



a

——电机至工作机之间的传动装置的总效率：

a









1



3

2345

0.950.990.970.990.96

3

0.85

式中：

1－带传动效率：0.95；2－滚子轴承传动效率：0.99

3－圆柱齿轮的传动效率：0.97；4－弹性联轴器的传动效率：0.99 5—卷筒的传动效率：0.96

已知运输带的速度v=0.95m/s：

Pd

w

a

Fv

kw kw Pw

1000w

P所以：

d



Fv1000a

11001.52.03kw

w10000.850.96

从表22-1中可选额定功率为3kw的电动机。 3、确定电机转速： 卷筒的转速为：n

601000v6010001.5

114.65r/min D3.14250

按表14-8推荐的传动比合理范围，取V带传动比i12~4

单级圆柱齿轮减速器传动比i24~6，则从电动机到卷轴筒的总传动比合理范围为：i8~24。 故电动机转速可选的范围为：

n

d

in(8~24)114.65917~2752r/min

符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min，

；综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4，其主要参数如下：

三、计算总传动比及分配各级的传动比：

142012.39i总总传动比： 114.65n卷筒

分配传动比：取一级斜齿圆柱齿轮的传动比：

n

i5，

1

12.39

2.48 则一V带的传动比：i05

四、运动参数及动力参数计算：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，01122334——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。 1、

各轴转速：

1轴：ni

1

1420

572.58r/min 2.48



2轴ni

2

1

572.58

114.5r/min

5

2

卷筒轴：

nn114.5r/min

3

2、各轴输入功率，输出功率： 输入功率： 1轴：

P

PP

1



P

d

1

12

01



P

d

2

1

2.030.951.93kw

2轴：

2



PP

2



P

1





3

1.930.990.971.91KW

卷筒轴：

3



34



P

3

2

4

1.910.990.991.87KW

输出功率： 1轴：2轴：

Pp

'1

1

2

1.930.991.91KW

P

'2



p

2

1.910.991.89KW

2

卷筒轴：P3

'

p

3

2

1.870.991.85KW

3各轴输入转矩，输出转矩：

电动机的输出转矩：Td9550d9550

2.03

13.65N*m 1420

1轴输入转矩：T1955019550

1

1.93

32.19N*m 572.58

1.91

159.31N*m 114.5

2轴输入转矩: T2955029550

n

2

卷筒轴输入转矩：T4955039550

n

3

1.87

155.97N*m 114.5

输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.99。运动和动力参数计算结果如下表：

五、传动零件的设计计算： 1.设计V带

（1）确定V带型号

kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.6KW

根据Pc=3.6KW n0=1420r/min,选择A型V带，取d190mm。 大轮的基准直径：

did(1)2.48900.98218.7

。取

2

1

d

2

224mm。

为带传动的弹性滑动0.01~0.02。

（2）验算带速：V11

3.14901420

601000



60000

6.69m/s25m/s适。

（3）确定V带基准长度Ld和中心距a0： 根据：0.7(d1d2)a02(d1d2)

可得a0应在219.8~628mm之间，初选中心距a0=600mm 带长：

(d2

L

2d1)

02a0

2(d1d2)

40

(2242

2600

2(22490)90)4600

1700mm

取Ld1800mm。 计算实际中心距：

aa

d

0

2

600

18001700

2

650mm。 （4）验算小带轮包角：

180

2

1

a

57.3180

22490

650

57.3168.20120合适。（5）求V带根数Z：

带速合



()KK

c

L

今n11420r/min,d190mm,得：

P

i

1.07kw

传动比：

d(1)

1

2



224

2.5

90(10.02)

P00.17kw

由1168.20查表得K0.98，查表得：KL1.01， 由此可得：



(

)KK

c0



L

3.6

2.93

(1.070.17)0.981.01

取Z=3根。

（6）求作用在带轮轴上的压力FQ： 查表得

q=0.10kg/m，故得单根

V

带的初拉力：

500c2.55003.62.522(1)q(1)0.10v36.690.986.69143.49N F0zv

K

作用在轴上压力：

FQ2zF0sin2123143.49sin

168.2

856.38N。 2

（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径d1=90mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=224mm， 采用腹板式结构，基准图见零件工作图。 2、齿轮设计

（1）选选齿轮的材料、精度和确定许用应力：

因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr调质，齿面硬度217~286HBS，



650~750MPa，560~620MPa大齿轮用45钢调质，齿面硬度

Hlim1

FE1197~286HRC，



Hlim2

550~620MPa，



FE2

410~480MPa。

取SF1.25,sH1.0；取ZH2.5,ZE189.8；

[

FE1600

F1

]=S



F1.25

480MPa [



FE2450

F2

]=

S



F

1.25

360MPa [Hlim1700

H1]=S



H

1

700MPa [Hlim2600

H2]=S



H

1

600MPa (2)按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮精度用8级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数d0.8， 小齿轮上的转矩：T6

P

19.5510n9550000

1.93572.58

3.22104

N*mm 1

大齿轮上的转矩：T6

P2

19.5510

n

9550000

1.9115.93104

2

114.5

N*mm 初选螺旋角 150

齿数：取Z122，则Z2522110 齿形系数：Z22

110

v1cos3

15

24.12,Zv2

cos3

15

122.06

查图

11-8

得

Y

Fa1

2.73,

Y

Fa2

2.22。由图

11-9Y

Sa1

1.58,Ysa21.81。

得

因 Fa1Sa1

F1

2.731.582.221.81

0.0089Fa2Sa20.0112， 480360F2

故应该对大齿轮进行弯曲强度计算。 小齿轮法向模数：

mn2K1

Z

d

Fa1Sa1

cos2

1

F1

2

21.23.220.822

2

4

0.0089COS151.18mm

2

由表4-1取mn1.25mm。 中心距：

1.25(22110) a85.4mm

n

1

2

2COS2COS15

取a=90mm。

()1.2522110确定螺旋角：2333'

n

1

2

2a290

齿轮分度圆直径 d1n1

cos

1.2522

30mm

cos2333'

d2

n

2

cos



1.25110

150.11mm

cos2333'

齿宽 bdd10.83024mm 取 b225mm,b130mm （3）验算齿面接触强度：



H

ZEZHZ

2K2u121.215.933.48

189.82.5cos2333'2

bd2u24.02150.112.48

4

452.09MPa600MPa安全。

（5）齿轮的圆周速度

v

3.14301420

2.23m/s

60100060000



10

故选8级制造精度是合宜的。 （5）设计小结：

六、轴的设计计算 输入轴设计： 1、按扭矩初算轴径

选用45号钢调质处理，硬度217~286HBS。查课本第245页表14-2取

35Mpa C=110。dCP1.93

11016.49mm，考虑有键槽，将直径n572.58

增大5%，则d=16.49×(1+5%)mm=17.32 ∴选d=18mm

2、齿轮轴的结构设计

（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18mm 长度取L140mm ∵h2c c=1.5mm

∴II段:d2d12h18221.524mm

初选用7205AC型角接触球轴承，查指导书表可知其内径为25mm,宽度为15mm.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：

L

2

220155592mm

III段直径：d325mm

小齿轮直径dad2ham30211.533mm 小齿轮宽度加退刀槽L3301040mm 取过渡段直径d430mm, L420mm 取轴承直径d525mm，L516mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=205mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d130mm ②求转矩：已知T132.19N*m

③求圆周力：Ft

F

t



21

d



1

232190

2146N 30

④求径向力Fr

F

r



Fttan2146tan20780.78N

⑤作用在轴1带轮上的外力：FFQ856.38N 因为该轴两轴承对称，所以：LALB85mm （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F

AZ

2

r



780.78

390.39N 22146

1073N 2

FBZ

2

t



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

M

C1

F

Ay

L

2



390.390.085

16.6N*m 2

(3)绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

M

C2

AZ

L

2



10730.085

45.60N*m 2

(4)绘制合弯矩图（如图d）

22MCMCM1C2

16.645.6022

48.53N*m

(5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T32.19N*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=1，截面C处的当量弯矩：

Mec



2MC

T2



48.530.632.192

52.23N*m

(7)校核危险截面C的强度

因为材料选择45号钢调质处理， B650MPa，得许用弯曲应力

1b60MPa，则：

d0.11b

ec

52230

20.57mm 0.160

因为5段的直径都大于d，所以该轴是安全的。 输出轴的设计计算: 1、按扭矩初算轴径

选用45号钢调质处理，硬度217~255HBS。2取35Mpa C=115。得：

dCP1.9111529.38mm,故取d=30mm。 n114.5

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。 联轴器的选择

计算联轴器所需的转矩：TcKAT查课本291表17-1取KA1.5，

TK

c

A

T1.5155.97233.96N*m查手册选用型号为HL2的弹性柱销联轴

器。

（2）确定轴的各段直径和长度

工段：取联轴器直径d130mm，查表长度取L182mm

∵h2c c=1.5mm

∴II段:d2d12h30221.536mm

考虑到联轴器和箱体外壁应有一定的距离，L255

初选7208AC型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。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23mm，则该段长43mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。故II段长： Ⅲ直径：d340mm

L

3

20mm

Ⅳ段直径：

dd

4

5

444mm

过渡段由于对称性及其配合关系，即L4 =16mm

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：（44+3×2）=50mm 取轴环直径d5=50mm. 长度L5=5mm 齿轮直径d644 轴承直径d7d340

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=230mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2150.11mm ②求转矩：已知T2159.31N*m ③求圆周力Ft：

Ft

22



2

2159310

2122.58N

150.11

④求径向力Fr

F

r



Fttan2122.58tan20770.50N

⑤∵两轴承对称 ∴LALB85mm

(1)求支反力FAX、FBy、FAZ、FBZ

FF

AX

FByFBZ

2

r



770.50

385.25N 22122.58

1061.29N 2

2

t

AZ



(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

AX

L

2



385.250.085

16.37N*m 2

(3)截面C在水平面弯矩为

M

C2

AZ

L

2



1061.290.085

45.10N*m

2

(4)计算合成弯矩

22

MCMC1MC2

16.3745.1022

47.98N*m

(5)计算当量弯矩：取α=0.6

2

MecMC

T2



47.980.6159.312

2

106.84N*m

(6)校核危险截面C的强度

因为材料选择45号钢调质处理，得B650MPa，得许用弯曲应力

1b60MPa，则：

d

3

0.1

1b

ec



10684

12.12mm

0.160

因为5段的直径都大于d，所以该轴是安全的。 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=46720小时 1、计算输入轴承

（1）已知n1=572.58r/min 轴承径向反力：Fr780.78N 初先轴承为角接触球轴承7205AC型 轴承内部轴向力

F

s

0.68Fr， 则Fs1Fs20.68Fr0.68780.78530.93N

(2) ∵Fs1FAFs2， FA0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端，

F

A1

Fs1530.93N FA2Fs2530.93N

(3)求系数x、y， ∵A1

F

r1

F

A2r2

0.68e

∴根据课本表16-11 X1X21 Y1Y20

(4)计算当量载荷P1、P2：

PXFYF

1

1

r1

1

A1

1780.78780.78N

PXF

2

2

r2

Y2FA21780.78780.78N

(5)计算所需的径向基本额定动载荷值

∵P1P2 故取P=780.78N，角接触球轴承ε=3 根据课本表16-8、16-9 ， 取

f

t

1，

f

P

1.5

∴Cr

f



f106Lh

Pt

P60n

1.1780.7860572.5810055.86N 4672061



10



根据手册得7205AC型的Cr=15800N>21584.15N;C0r9880N,故角接触球轴承7205AC型合适。 2、计算输出轴承

(1)已知n2=114.5r/min , 轴承径向反力:FrFAZ1061.29N 试选7207AC型角接触球轴承 得Fs0.68Fr,则

F

s1

Fs20.68Fr0.681061.29721.68N

(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FA1Fs1721.68N (3)求系数x、y ∵A1

F

r1

F

A2r2

0.68e

∴根据课本表 X1X21

Y1Y20

(4) 计算当量载荷P1、P2：

PXFYF11r11A111061.291061.29N

PXF22r2Y2FA211061.291061.29N

(5)计算所需的径向基本额定动载荷值

∵P1P2 故取P=1061.29N，角接触球轴承ε=3

取ft1，fP1.1 ∴Crf106LhP

tP60n1.11061.2960114.5467206110799300N

根据手册得7208AC型的Cr=35200N>26584.42N;C0r24500N,故角接触球

轴承7208AC型合适。

八、键联接的选择及计算

1、输入轴与带轮联接采用平键联接

轴径d118mm,L140mm

查手册得，选用A型平键，得：

键A 6×28 GB/T1096-2003

键校核,取l22mmT132.19N*m h=6mm 得P4T43219044.34MPadhl22622125~150MPa，故键合适。 P

2、输出轴与齿轮2联接采用平键联接

轴径d344mm L323mm T=159.31N·m

查手册P51 选A型平键

键12×18 GB/T1096-2003

键校核，l=L1-b=18-12=6mm ，取l6mm h=8mm

P4T4159310140.25MPadhl4486125~150MPa，故键合适。 P

3、输出轴与联轴器联接用平键联接

轴径d330mm L382mm T=159.31Nm

查手册P156 选用A型平键

键校核，键8×63 GB1096-79 l=L2-b=63-8=55mm h=8mm

P4T415931048.28MPadhl30855125~150MPa，故键合适。 P

九、润滑方式的确定

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十、参考资料

《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。

《机械设计课程设计》（第四版）——陆玉主编。

《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。

《机械设计基础》（第五版）课本——杨可桢 程光蕴 主编

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式运输机传动装置

专业班 设计者： 指导老师：

月

专业课设计课程设计说明书

一、传动方案拟定…………………………………………… 二、电动机的选择…………………………………………… 三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………… 四、运动参数及动力参数计算……………………………… 五、传动零件的设计计算…………………………………… 六、轴的设计计算…………………………………………… 七、滚动轴承的选择及校核计算…………………………… 八、键联接的选择及计算…………………………………… 九、润滑方式的确定……………………………………… 十、参考资料………………………………………………

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定 1．设计题目名称

单级斜齿圆柱齿轮减速器。 2．运动简图

3．工作条件

运输机双班制工作，单向运转，有轻微振动，小批量生产，使用年限6年。 4，原始数据

1．输送带牵引力 F=1100 N 2．输送带线速度 V=1.5 m/s 3．鼓轮直径 D=250 mm 二、电动机选择 1、选择电动机的类型：

按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。 2、计算电机的容量Pd：



a

——电机至工作机之间的传动装置的总效率：

a









1



3

2345

0.950.990.970.990.96

3

0.85

式中：

1－带传动效率：0.95；2－滚子轴承传动效率：0.99

3－圆柱齿轮的传动效率：0.97；4－弹性联轴器的传动效率：0.99 5—卷筒的传动效率：0.96

已知运输带的速度v=0.95m/s：

Pd

w

a

Fv

kw kw Pw

1000w

P所以：

d



Fv1000a

11001.52.03kw

w10000.850.96

从表22-1中可选额定功率为3kw的电动机。 3、确定电机转速： 卷筒的转速为：n

601000v6010001.5

114.65r/min D3.14250

按表14-8推荐的传动比合理范围，取V带传动比i12~4

单级圆柱齿轮减速器传动比i24~6，则从电动机到卷轴筒的总传动比合理范围为：i8~24。 故电动机转速可选的范围为：

n

d

in(8~24)114.65917~2752r/min

符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min，

；综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4，其主要参数如下：

三、计算总传动比及分配各级的传动比：

142012.39i总总传动比： 114.65n卷筒

分配传动比：取一级斜齿圆柱齿轮的传动比：

n

i5，

1

12.39

2.48 则一V带的传动比：i05

四、运动参数及动力参数计算：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，01122334——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。 1、

各轴转速：

1轴：ni

1

1420

572.58r/min 2.48



2轴ni

2

1

572.58

114.5r/min

5

2

卷筒轴：

nn114.5r/min

3

2、各轴输入功率，输出功率： 输入功率： 1轴：

P

PP

1



P

d

1

12

01



P

d

2

1

2.030.951.93kw

2轴：

2



PP

2



P

1





3

1.930.990.971.91KW

卷筒轴：

3



34



P

3

2

4

1.910.990.991.87KW

输出功率： 1轴：2轴：

Pp

'1

1

2

1.930.991.91KW

P

'2



p

2

1.910.991.89KW

2

卷筒轴：P3

'

p

3

2

1.870.991.85KW

3各轴输入转矩，输出转矩：

电动机的输出转矩：Td9550d9550

2.03

13.65N*m 1420

1轴输入转矩：T1955019550

1

1.93

32.19N*m 572.58

1.91

159.31N*m 114.5

2轴输入转矩: T2955029550

n

2

卷筒轴输入转矩：T4955039550

n

3

1.87

155.97N*m 114.5

输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.99。运动和动力参数计算结果如下表：

五、传动零件的设计计算： 1.设计V带

（1）确定V带型号

kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.6KW

根据Pc=3.6KW n0=1420r/min,选择A型V带，取d190mm。 大轮的基准直径：

did(1)2.48900.98218.7

。取

2

1

d

2

224mm。

为带传动的弹性滑动0.01~0.02。

（2）验算带速：V11

3.14901420

601000



60000

6.69m/s25m/s适。

（3）确定V带基准长度Ld和中心距a0： 根据：0.7(d1d2)a02(d1d2)

可得a0应在219.8~628mm之间，初选中心距a0=600mm 带长：

(d2

L

2d1)

02a0

2(d1d2)

40

(2242

2600

2(22490)90)4600

1700mm

取Ld1800mm。 计算实际中心距：

aa

d

0

2

600

18001700

2

650mm。 （4）验算小带轮包角：

180

2

1

a

57.3180

22490

650

57.3168.20120合适。（5）求V带根数Z：

带速合



()KK

c

L

今n11420r/min,d190mm,得：

P

i

1.07kw

传动比：

d(1)

1

2



224

2.5

90(10.02)

P00.17kw

由1168.20查表得K0.98，查表得：KL1.01， 由此可得：



(

)KK

c0



L

3.6

2.93

(1.070.17)0.981.01

取Z=3根。

（6）求作用在带轮轴上的压力FQ： 查表得

q=0.10kg/m，故得单根

V

带的初拉力：

500c2.55003.62.522(1)q(1)0.10v36.690.986.69143.49N F0zv

K

作用在轴上压力：

FQ2zF0sin2123143.49sin

168.2

856.38N。 2

（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径d1=90mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=224mm， 采用腹板式结构，基准图见零件工作图。 2、齿轮设计

（1）选选齿轮的材料、精度和确定许用应力：

因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr调质，齿面硬度217~286HBS，



650~750MPa，560~620MPa大齿轮用45钢调质，齿面硬度

Hlim1

FE1197~286HRC，



Hlim2

550~620MPa，



FE2

410~480MPa。

取SF1.25,sH1.0；取ZH2.5,ZE189.8；

[

FE1600

F1

]=S



F1.25

480MPa [



FE2450

F2

]=

S



F

1.25

360MPa [Hlim1700

H1]=S



H

1

700MPa [Hlim2600

H2]=S



H

1

600MPa (2)按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮精度用8级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数d0.8， 小齿轮上的转矩：T6

P

19.5510n9550000

1.93572.58

3.22104

N*mm 1

大齿轮上的转矩：T6

P2

19.5510

n

9550000

1.9115.93104

2

114.5

N*mm 初选螺旋角 150

齿数：取Z122，则Z2522110 齿形系数：Z22

110

v1cos3

15

24.12,Zv2

cos3

15

122.06

查图

11-8

得

Y

Fa1

2.73,

Y

Fa2

2.22。由图

11-9Y

Sa1

1.58,Ysa21.81。

得

因 Fa1Sa1

F1

2.731.582.221.81

0.0089Fa2Sa20.0112， 480360F2

故应该对大齿轮进行弯曲强度计算。 小齿轮法向模数：

mn2K1

Z

d

Fa1Sa1

cos2

1

F1

2

21.23.220.822

2

4

0.0089COS151.18mm

2

由表4-1取mn1.25mm。 中心距：

1.25(22110) a85.4mm

n

1

2

2COS2COS15

取a=90mm。

()1.2522110确定螺旋角：2333'

n

1

2

2a290

齿轮分度圆直径 d1n1

cos

1.2522

30mm

cos2333'

d2

n

2

cos



1.25110

150.11mm

cos2333'

齿宽 bdd10.83024mm 取 b225mm,b130mm （3）验算齿面接触强度：



H

ZEZHZ

2K2u121.215.933.48

189.82.5cos2333'2

bd2u24.02150.112.48

4

452.09MPa600MPa安全。

（5）齿轮的圆周速度

v

3.14301420

2.23m/s

60100060000



10

故选8级制造精度是合宜的。 （5）设计小结：

六、轴的设计计算 输入轴设计： 1、按扭矩初算轴径

选用45号钢调质处理，硬度217~286HBS。查课本第245页表14-2取

35Mpa C=110。dCP1.93

11016.49mm，考虑有键槽，将直径n572.58

增大5%，则d=16.49×(1+5%)mm=17.32 ∴选d=18mm

2、齿轮轴的结构设计

（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18mm 长度取L140mm ∵h2c c=1.5mm

∴II段:d2d12h18221.524mm

初选用7205AC型角接触球轴承，查指导书表可知其内径为25mm,宽度为15mm.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：

L

2

220155592mm

III段直径：d325mm

小齿轮直径dad2ham30211.533mm 小齿轮宽度加退刀槽L3301040mm 取过渡段直径d430mm, L420mm 取轴承直径d525mm，L516mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=205mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d130mm ②求转矩：已知T132.19N*m

③求圆周力：Ft

F

t



21

d



1

232190

2146N 30

④求径向力Fr

F

r



Fttan2146tan20780.78N

⑤作用在轴1带轮上的外力：FFQ856.38N 因为该轴两轴承对称，所以：LALB85mm （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F

AZ

2

r



780.78

390.39N 22146

1073N 2

FBZ

2

t



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

M

C1

F

Ay

L

2



390.390.085

16.6N*m 2

(3)绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

M

C2

AZ

L

2



10730.085

45.60N*m 2

(4)绘制合弯矩图（如图d）

22MCMCM1C2

16.645.6022

48.53N*m

(5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T32.19N*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=1，截面C处的当量弯矩：

Mec



2MC

T2



48.530.632.192

52.23N*m

(7)校核危险截面C的强度

因为材料选择45号钢调质处理， B650MPa，得许用弯曲应力

1b60MPa，则：

d0.11b

ec

52230

20.57mm 0.160

因为5段的直径都大于d，所以该轴是安全的。 输出轴的设计计算: 1、按扭矩初算轴径

选用45号钢调质处理，硬度217~255HBS。2取35Mpa C=115。得：

dCP1.9111529.38mm,故取d=30mm。 n114.5

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。 联轴器的选择

计算联轴器所需的转矩：TcKAT查课本291表17-1取KA1.5，

TK

c

A

T1.5155.97233.96N*m查手册选用型号为HL2的弹性柱销联轴

器。

（2）确定轴的各段直径和长度

工段：取联轴器直径d130mm，查表长度取L182mm

∵h2c c=1.5mm

∴II段:d2d12h30221.536mm

考虑到联轴器和箱体外壁应有一定的距离，L255

初选7208AC型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。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23mm，则该段长43mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。故II段长： Ⅲ直径：d340mm

L

3

20mm

Ⅳ段直径：

dd

4

5

444mm

过渡段由于对称性及其配合关系，即L4 =16mm

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：（44+3×2）=50mm 取轴环直径d5=50mm. 长度L5=5mm 齿轮直径d644 轴承直径d7d340

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=230mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2150.11mm ②求转矩：已知T2159.31N*m ③求圆周力Ft：

Ft

22



2

2159310

2122.58N

150.11

④求径向力Fr

F

r



Fttan2122.58tan20770.50N

⑤∵两轴承对称 ∴LALB85mm

(1)求支反力FAX、FBy、FAZ、FBZ

FF

AX

FByFBZ

2

r



770.50

385.25N 22122.58

1061.29N 2

2

t

AZ



(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

AX

L

2



385.250.085

16.37N*m 2

(3)截面C在水平面弯矩为

M

C2

AZ

L

2



1061.290.085

45.10N*m

2

(4)计算合成弯矩

22

MCMC1MC2

16.3745.1022

47.98N*m

(5)计算当量弯矩：取α=0.6

2

MecMC

T2



47.980.6159.312

2

106.84N*m

(6)校核危险截面C的强度

因为材料选择45号钢调质处理，得B650MPa，得许用弯曲应力

1b60MPa，则：

d

3

0.1

1b

ec



10684

12.12mm

0.160

因为5段的直径都大于d，所以该轴是安全的。 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=46720小时 1、计算输入轴承

（1）已知n1=572.58r/min 轴承径向反力：Fr780.78N 初先轴承为角接触球轴承7205AC型 轴承内部轴向力

F

s

0.68Fr， 则Fs1Fs20.68Fr0.68780.78530.93N

(2) ∵Fs1FAFs2， FA0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端，

F

A1

Fs1530.93N FA2Fs2530.93N

(3)求系数x、y， ∵A1

F

r1

F

A2r2

0.68e

∴根据课本表16-11 X1X21 Y1Y20

(4)计算当量载荷P1、P2：

PXFYF

1

1

r1

1

A1

1780.78780.78N

PXF

2

2

r2

Y2FA21780.78780.78N

(5)计算所需的径向基本额定动载荷值

∵P1P2 故取P=780.78N，角接触球轴承ε=3 根据课本表16-8、16-9 ， 取

f

t

1，

f

P

1.5

∴Cr

f



f106Lh

Pt

P60n

1.1780.7860572.5810055.86N 4672061



10



根据手册得7205AC型的Cr=15800N>21584.15N;C0r9880N,故角接触球轴承7205AC型合适。 2、计算输出轴承

(1)已知n2=114.5r/min , 轴承径向反力:FrFAZ1061.29N 试选7207AC型角接触球轴承 得Fs0.68Fr,则

F

s1

Fs20.68Fr0.681061.29721.68N

(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FA1Fs1721.68N (3)求系数x、y ∵A1

F

r1

F

A2r2

0.68e

∴根据课本表 X1X21

Y1Y20

(4) 计算当量载荷P1、P2：

PXFYF11r11A111061.291061.29N

PXF22r2Y2FA211061.291061.29N

(5)计算所需的径向基本额定动载荷值

∵P1P2 故取P=1061.29N，角接触球轴承ε=3

取ft1，fP1.1 ∴Crf106LhP

tP60n1.11061.2960114.5467206110799300N

根据手册得7208AC型的Cr=35200N>26584.42N;C0r24500N,故角接触球

轴承7208AC型合适。

八、键联接的选择及计算

1、输入轴与带轮联接采用平键联接

轴径d118mm,L140mm

查手册得，选用A型平键，得：

键A 6×28 GB/T1096-2003

键校核,取l22mmT132.19N*m h=6mm 得P4T43219044.34MPadhl22622125~150MPa，故键合适。 P

2、输出轴与齿轮2联接采用平键联接

轴径d344mm L323mm T=159.31N·m

查手册P51 选A型平键

键12×18 GB/T1096-2003

键校核，l=L1-b=18-12=6mm ，取l6mm h=8mm

P4T4159310140.25MPadhl4486125~150MPa，故键合适。 P

3、输出轴与联轴器联接用平键联接

轴径d330mm L382mm T=159.31Nm

查手册P156 选用A型平键

键校核，键8×63 GB1096-79 l=L2-b=63-8=55mm h=8mm

P4T415931048.28MPadhl30855125~150MPa，故键合适。 P

九、润滑方式的确定

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十、参考资料

《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。

《机械设计课程设计》（第四版）——陆玉主编。

《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。

《机械设计基础》（第五版）课本——杨可桢 程光蕴 主编