1. 急求機械設計課程設計的帶式輸送機傳動裝置的課程設計說明書，是二級圓柱齒輪減速器的
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2. 課程設計，減速器裝配圖和設計說明書
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3. 設計帶式運輸機傳動裝置（一級圓柱齒輪減速器機械設計說明書）急求
目 錄
設計任務書……………………………………………………
一、傳動方案的擬定及電動機的選擇……………………………2
二、V帶選擇 ………………………………………………………4
三．高速級齒輪傳動設計……………………………………………6
四、軸的設計計算 …………………………………………………9
五、滾動軸承的選擇及計算………………………………………13
六、鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………14
七、聯軸器的選擇…………………………………………………14
八、減速器附件的選擇……………………………………………14
九、潤滑與密封……………………………………………………15
十、設計小結………………………………………………………16
十一、參考資料目錄………………………………………………16
4. 求 齒輪減速器傳動設計說明書裝配圖，零件圖 做課程設計，滿意答復追加50分。
單級斜齒圓柱減速器設計說明書
院（系） 機械與汽車工程學院
專 業
班 級
學 號
姓 名
專業教研室、研究所負責人
指導教師
年 月 日
XXXXXXX 大 學
課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書
茲發給 車輛工程 班學生 課程設計（論文）任務書，內容如下：
1． 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱減速器
2． 應完成的項目：
（1） 減速器的總裝配圖一張(A1)
（2） 齒輪零件圖 一張(A3)
（3） 軸零件圖一張(A3)
（4） 設計說明書一份
3． 本設計（論文）任務書於2008 年 月 日發出，應於2008 年 月 日前完成，然後進行答辯。
專業教研室、研究所負責人 審核 年 月 日
指導教師 簽發 年 月 日
程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：
課程設計（論文）答辯負責人簽字：
年 月 日
目 錄
一． 傳動方案的確定―――――――――――――――5
二． 原始數據――――――――――――――――――5
三． 確定電動機的型號――――――――――――――5
四． 確定傳動裝置的總傳動比及分配――――――――6
五． 傳動零件的設計計算―――――――――――――7
六． 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計――――――13
七． 軸的設計――――――――――――――――――14
八． 滾動軸承的選擇和計算――――――――――――19
九． 鍵聯接的選擇和強度校核―――――――――――22
十． 聯軸器的選擇和計算―――――――――――――22
十一． 減速器的潤滑―――――――――――――――22
十二． 參考文獻―――――――――――――――――2計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定二、原始數據：
帶拉力：F=5700N, 帶速度：v=2.28m/s, 滾筒直徑：D=455mm
運輸帶的效率： 工作時載荷有輕微沖擊；室內工作，水份和灰份為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差 4％，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制；軸承使用壽命不小於15000小時。
三、電動機選擇
(1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相非同步電動機
(2) 選擇電動機功率：:
運輸機主軸上所需要的功率：
傳動裝置的總效率：
， ， ， ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），圓錐滾子軸承（滾子軸承一對），聯軸器（剛性聯軸器），運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3，
取：
所以：
電動機所需功率: ，
查《課程設計》表16-1 取電動機Y200L1-6的額定功率
（3）選擇電動機的轉速
取V帶傳動比范圍(表2-2) ≤2～4；單級齒輪減速器傳動比 ＝3～6
滾筒的轉速：
電動機的合理同步轉速：
查表16-1得電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）
電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速nm
(r/min) 堵載轉矩
額定轉矩 最大轉矩
額定轉矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0
查表16-2得電動機得安裝及有關尺寸
中心高
H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵公稱尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×
五、計算總傳動比及分配各級的傳動比
傳動裝置得總傳動比 ：
取V帶傳動比： ；單級圓柱齒輪減速器傳動比：
(1) 計算各軸得輸入功率
電動機軸：
軸Ⅰ（減速器高速軸）:
軸Ⅱ（減速器低速軸）:
(2) 計算各軸得轉速
電動機軸:
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
（3）計算各軸得轉矩
電動機軸
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
上述數據製表如下：
參數
軸名 輸入功率
（ ）
轉速
（ ）
輸入轉矩
（ ）
傳動比
效率
電動機軸 15.136 970 182.14 1.6893 0.95
軸Ⅰ（減速器高速軸） 14.379 574.20 239.15 6 0.97
軸Ⅱ（減速器低速軸） 13.669 95.70 1364.07
五、傳動零件的設計計算
1. 普通V帶傳動得設計計算
① 確定計算功率
則： ，式中，工作情況系數取 ＝1.3
② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇SPA型窄V帶。
③ 確定帶輪的基準直徑
取小帶輪直徑: ，
大帶輪直徑 :
根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑
④ 驗證帶速:
在 之間。故帶的速度合適。
⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距
初選傳動中心距范圍為： ，初定
V帶的基準長度：
查《機械設計》表2.3，選取帶的基準直徑長度
實際中心距：
⑥ 驗算主動輪的最小包角
故主動輪上的包角合適。
⑦ 計算V帶的根數z
,由 ， ，
查《機械設計》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得額定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得
， 取 根。
⑧ 計算V帶的合適初拉力
查《機械設計》表2.2，取
得
⑨ 計算作用在軸上的載荷 :
⑩ 帶輪的結構設計 （單位）mm
帶輪
尺寸
小帶輪
槽型 C
基準寬度
11
基準線上槽深
2.75
基準線下槽深
11.0
槽間距
15.0 0.3
槽邊距
9
輪緣厚
10
外徑
內徑
40
帶輪寬度
帶輪結構 腹板式
V帶輪採用鑄鐵HT150或HT200製造，其允許的最大圓周速度為25m/s.
2. 齒輪傳動設計計算
（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）；
② 選擇齒輪材料：由課本附表1.1選大、小齒輪的材料均為45鋼，並經調質後表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45；
③ 選取齒輪為7級的精度（GB 10095－88）；
④ 初選螺旋角
⑤ 選 小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
A. 確定公式內各個計算數值
① 試選載荷系數Kt=1.5
② 小齒輪傳遞的轉矩：
③ 由《機械設計》表12.5得齒寬系數 （對硬齒面齒輪， 取值偏下極限）
④ 由《機械設計》表12.4彈性影響系數
⑤ 節點區域系數
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度
＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (圖12.6)
⑧ 應力循環次數
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108
⑨ 接觸疲勞壽命系數 根據圖12.4
⑩ 接觸疲勞許用應力 取
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa
因為 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa
B. 計算
① 試算小齒輪分度圓
② 計算圓周速度： =
③ 計算齒寬： = 1 57.24 = 57.24 mm
④ 齒寬與齒高之比：
/(2.25 )
⑤ 計算載荷系數K
根據v=2.28m/s，7級精度，由附圖12.1查得動載系數 =1.07
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25
參考課本附表12.3中6級精度公式，估計 <1.34,對稱
1.313取 =1.313
由附圖12.2查得徑向載荷分布系數 =1.26
載荷系數
⑥ 按實際的載荷系數修正分度圓直徑
＝
⑦ 計算模數
3、按齒根彎曲疲勞強度設計
A. 確定公式中的各參數
① 載荷系數K：
則
② 齒形系數 和應力校正系數
當量齒數 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453
③ 螺旋角影響系數
軸面重合度 ＝ ＝0.9385
取 ＝1得 =0.9374
④ 許用彎曲應力
查課本附圖6.5得 ，取 =1.4，則
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa
⑤ 確定
=2.73 1.57/307=0.01396
=2.17 1.80/314=0.01244
以 代入公式計算
B. 計算模數mn
比較兩種強度計算結果，確定
4、幾何尺寸的計算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm
取中心距
② 修正螺旋角：
③ 分度圓直徑：
④ 齒寬 ，取B2=65 mm，B1=70 mm
⑤ 齒輪傳動的幾何尺寸，製表如下：(詳細見零件圖)
名稱 代號 計算公式 結果
小齒輪 大齒輪
中心距
223 mm
傳動比
6
法面模數
設計和校核得出 3
端面模數
3.034
法面壓力角
螺旋角
一般為
齒頂高
3mm
齒根高
3.75mm
全齒高
6.75mm
頂隙 c
0.75mm
齒數 Z
21 126
分度圓直徑
64.188mm 382.262 mm
齒頂圓直徑
70.188 mm 388.262mm
齒根圓直徑
57.188 mm 375.262 mm
齒輪寬 b
70mm 65mm
螺旋角方向
左旋 右旋
六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計
查《設計基礎》表3-1經驗公式，及結果列於下表。
名稱 代號 尺寸計算 結果(mm)
底座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
底座上部凸圓厚度
12
箱蓋凸圓厚度
12
底座下部凸圓厚度
20
底座加強筋厚度 e
8
底蓋加強筋厚度
7
地腳螺栓直徑 d 或表3.4
16
地腳螺栓數目 n 表3--4 6
軸承座聯接螺栓直徑
0.75d 12
箱座與箱蓋聯接螺栓直徑
(0.5—0.6)d 8
軸承蓋固定螺釘直徑
(0.4—0.5)d 8
視孔蓋固定螺釘直徑
(0.3—0.4)d 5
軸承蓋螺釘分布圓直徑
155/140
軸承座凸緣端面直徑
185/170
螺栓孔凸緣的配置尺寸
表3--2 22，18，30
地腳螺栓孔凸緣配置尺寸
表3--3 25，23，45
箱體內壁與齒輪距離
12
箱體內壁與齒輪端面距離
10
底座深度 H
244
外箱壁至軸承端面距離
45
七、軸的設計計算
1. 高速軸的設計
① 選擇軸的材料：選取45號鋼，調質，HBS＝230
② 初步估算軸的最小直徑
根據教材公式，取 =110，則: =32.182mm
因為與V帶聯接處有一鍵槽,所以直徑應增大5%
③ 軸的結構設計:
考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為:
兩軸承支點間的距離： ，
式中： ―――――小齒輪齒寬，
―――――― 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，
――――――― 箱體內壁與軸承端面的距離，
――――― 軸承寬度，選取30310圓錐滾子軸承，查表13-1，得到
得到：
帶輪對稱線到軸承支點的距離
式中： ------------軸承蓋高度，
t ――――軸承蓋的凸緣厚度， ,故，
―――――螺栓頭端面至帶輪端面的距離，
―――――軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得 mm
――――帶輪寬度，
得到：
2.按彎扭合成應力校核軸的強度。
①計算作用在軸上的力
小齒輪受力分析
圓周力：
徑向力：
軸向力：
②計算支反力
水平面：
垂直面：
所以:
③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
④ 作轉矩圖 （見P22頁） T1=239.15Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 ，
則：
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：
D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
⑥ 軸的結構圖見零件圖所示
2.低速軸的設計
(1).選擇軸的材料:選擇45號鋼,調質,HBS=230
(2). 初步估算軸的最小直徑:取A=110,
兩個鍵，所以 mm
考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取裝聯軸器處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為: 選30214 軸承 T=26.25
(3).軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸:考慮
---螺栓頭端面至帶輪端面的距離,
k ----軸承蓋M12螺栓頭的高度,查表可得k=7.5mm ，選用6個
L---軸聯軸器長度,L=125mm
得到:
(4).按彎曲合成應力校核軸的強度
①計算作用的軸上的力
齒輪受力分析:圓周力: N
徑向力:
軸向力:
③ 計算支反力:
水平面:
垂直面: ，
，
③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：
合成彎矩：
④ 作轉矩圖 T2=1364.07Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 , 則:
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，C剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：
D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
（5）軸的結構圖見零件圖所示：
八、滾動軸承的選擇和計算
1.高速軸滾動軸承的選擇和壽命計算
① 選取的軸承：型號為30310圓錐滾子軸承（每根軸上安裝一對）
②軸承A的徑向載荷
軸承B的徑向載荷：
對於30310型圓錐滾子軸承，其內部派生軸向力
所以軸承A被「放鬆」，而軸承B被「壓緊」，則
計算當量動載荷
對於軸承1
對於軸承2 (根據《機械設計》表9.1)
軸向載荷：
因為 ,按照軸承 A驗算壽命
（由表13-1可查C=122kN）
故滿足壽命要求
2. 低速軸滾動軸承的選擇和壽命計算
①選取的軸承：型號為30214圓錐滾子軸承
5. 一級圓柱齒輪減速器設計說明書
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
6. 一級減速器設計說明書
設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一 2007年12月15日 星期六 23:41 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19 八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22 設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組 德州科技職業學院青島校區 設計者：#### 指導教師：%%%% 二○○七年十二月 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：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。 （2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s； 滾筒直徑D=280mm。 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 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/π×280 =111r/min 按書P7表2－3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筒=（6~24）×111=666~2664r/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：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=960/111=8.6 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書，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=8.6/6=1.4 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=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96 =2.77KW 3、 計算各軸扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =232048N•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 由課本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速 由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為 75~100mm 則取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由課本P74表5-4，取dd2=140mm 實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140 =685.7r/min 轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686 =0.0004<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 根據課本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根據課本表7-3取Ld=1120mm 根據課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 =1800-5.350 =174.650>1200（適用） （5）確定帶的根數 根據課本(7-5) P0=0.74KW 根據課本(7-6) △P0=0.11KW 根據課本（7-7）Kα=0.99 根據課本（7-23）KL=0.91 由課本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)計算軸上壓力 由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =1250N 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大，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 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 由課本取φd=0.9 (3)轉矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•m (4)載荷系數k 由課本取k=1 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由課本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=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根據課本表9-1取標准模數：m=2mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數 分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa 根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得 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 由課本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 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=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [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)=2/2(20+120)=140mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/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 根據課本並查表，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=40mm ②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm ③求圓周力：Ft 根據課本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求徑向力Fr 根據課本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N 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=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 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=235.3×50=11.765N•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=631.61455×50=31.58N•m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•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 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [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） 根據課本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 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：根據課本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力式得 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 16×365×10=58400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=686r/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 根據課本取f P=1.5 根據課本式得 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 由課本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>58400h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據課本得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 取fP=1.5 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7207AC型軸承Cr=30500N 根據課本得：ft=1 根據課本式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>58400h ∴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 查手冊選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
7. 求一級減速器設計說明書
設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一
2007年12月15日 星期六 23:41
機械設計課程設計計算說明書
一、傳動方案擬定…………….……………………………….2
二、電動機的選擇……………………………………….…….2
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5
五、傳動零件的設計計算………………………………….….6
六、軸的設計計算………………………………………….....12
七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19
八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22
設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組
德州科技職業學院青島校區 設計者：####
指導教師：%%%%
二○○七年十二月
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：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。
（2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s；
滾筒直徑D=280mm。
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
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96
=0.82
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1250×1.70/1000×0.82
=2.6KW
3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×960V/πD
=60×960×1.70/π×280
=111r/min
按書P7表2－3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筒=（6~24）×111=666~2664r/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：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=960/111=8.6
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書，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=8.6/6=1.4
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=960/1.4=686(r/min)
nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.6KW
PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96
=2.77KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960
=25729N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.496/686
=34747.5N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114
=232048N•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
由課本表得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm
dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm
由課本P74表5-4，取dd2=140mm
實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140
=685.7r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686
=0.0004<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
根據課本得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140)
所以有：168mm≤a0≤480mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400
=1024mm
根據課本表7-3取Ld=1120mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2）
=400+48
=448mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×600
=1800-140-100/448×600
=1800-5.350
=174.650>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本(7-5) P0=0.74KW
根據課本(7-6) △P0=0.11KW
根據課本（7-7）Kα=0.99
根據課本（7-23）KL=0.91
由課本式（7-23）得
Z= Pd/(P0+△P0)KαKL
=3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91
=5
(6)計算軸上壓力
由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N
=160N
則作用在軸承的壓力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2
=1250N
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大，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
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
由課本取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n1=9550×2.6/960
=25.N•m
(4)載荷系數k
由課本取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本查得：
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
由課本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=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得：
d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm
=38.3mm
模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm
根據課本表9-1取標准模數：m=2mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm
d2=mZ2=2×120mm=240mm
齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm
取b=35mm b1=40mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得
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
由課本查得：
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
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=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
將求得的各參數代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [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)=2/2(20+120)=140mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000
=2.0096m/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
根據課本並查表，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=40mm
②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求徑向力Fr
根據課本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
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=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
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=235.3×50=11.765N•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=631.61455×50=31.58N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•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
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [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）
根據課本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
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：根據課本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力式得
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
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=686r/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
根據課本取f P=1.5
根據課本式得
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
由課本式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>58400h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=114r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本得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
取fP=1.5
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7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本得：ft=1
根據課本式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>58400h
∴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
查手冊選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]