（4）、部分面形式：
水平剖分面形式。
（5）、轴承类型：
深沟球轴承。
（6）、联轴器类型：
HL系列
其中电动机和输入轴之间采用弹性套柱销联轴器HL1-J；工
作机构和输出轴之间采用HL3-J1。
（7）、传动方案简图如下:
2.2电动机的选择
1电动机的输出功率的计算
已知工作机的扭矩T和卷筒转速n'，则工作机输入功率P':
P=T[n'/9550
卷筒转速：
n'=50.96r/min
n=0.82
n'=60X1000Xv/nD=6X1000X0.7/（3.14X340）
V带传动效率：
n1=
:
0.96
4对深沟球轴承传动效率：
4
n2:
=0.99
2对8级圆柱齿轮传动效率：
2
n3:
=0.972
联轴器的传动效率：
n4:
=0.99
滚筒传动效率：
n5:
=0.96
2、电动机的输入功率P的计算：
本题中起动系数kd=1.2，故
P>kdxP'=1.2X5.21
查表16-2得:
Y系列1500r/min
电动机的具体牌号为：
Y132S4-2-B3型额定功率为：
5.5kW
堵转转矩/额定转矩：
2.2N?
m最大转矩/额定转矩：
2.2N?
m
3、计算总传动比并确定传动比
计算总传动比i
在上面已经确疋了电机满载转速为n=1440r/min
传动装置的总传动比为
i=i=1440/50.96
n'
传动比的分配
「总=i°Xh
取带传动比为
i0=2
b=i〔2汉：
23
而设高速级与低速级传动满足i12=（1.3-1.4）i23即：
応=1.3i23，得
i12=4.28
i23=3.30
4、传动装置运动参数的计算
各个参数说明：
n1、n2、n3I、II、III轴的转速（r/min）
P1、F2、巳——I、II、III轴的输入功率（kWT1、T2、T3——I、II、III轴的输入转矩（N?
m）P0――电动机实际输出功率（kW
n电动机满载转（r/min）
P'=5.21kW
P=6.25kW
i=28.26
応=4.28
i23=3.30
各个轴转速的计算：
n
i=n/i0=1440/2
n
2=n1/i12=
720/4.28
n1=720r/min
n
3=n2/i23=
168.22/3.30
n2=168.22r/min
n3=50.98r/min
各个轴功率的计算：
Pi
=P°xn1X
n2=6.25X0.96X0.99
P2
=P1Xn2X
n3=5.94X0.98X0.98
P仁5.94kW
P3
=P2Xn2X
n3=5.70X0.98X0.98
P2=5.70kW
P3=5.48kW
Ti
=9550P1/n1
=9550X5.94/720
T2
=9550P2/n2
=9550X5.70/168.22
T3
=9550P3/n3
=9550X5.48/50.98
T仁78.79N?
m
T2=323.59N?
m
将以上数据列表如下:
T3=1026.56N?
m
轴号
转速n
功率P
输出转矩T
传动比i
效率
电机轴
1440
6.25
2
0.95
轴1
720
5.94
78.79
4.28
0.97
轴2
168.22
5.70
323.59
3.30
0.97
轴3
50.98
5.48
1026.56
1
0.97
车轮轴
50.98
5.48
1026.56
注：
其中传动比和效率为上下相邻两格参数内的，如“传动比
2,
指的是电机轴和轴1之间的传动比为2”
2.3、传动件的设计
1、V带的设计
确定V带型号
工作情况系数Kx查表4-6
计算功率Pc
由R=KaP=1.2
X5.5
Ka=1.2
V带型号
根据Pc和n1值杳图4.6
Pc=6.6kw
A型
确定带轮基准直径D和D2
小带轮直径D查表4.7
大带轮直径D2D2=（ni/n2）•D=1440/720x100
按表4.7圆整
验算带速V
V=n•Di•ni/60000=nx100x1440/60000
要求V带速在5~25m/s范围内
确定V带长度Ld和中心距a
按0.7（D1+D）waow2（D1+D）
初选a。
-600mm初算带基准长度L
2
L=2aJ®+D2）+（Di—D2）
L=2a0++
24a°
2
=2x600+神00+200）+（20°一100）
24汉600
按表4.3圆整
Ld—L'
a~a°+—=600+（1800-1675）/2
验证小带轮包角0（1
8=180°-（200-100）/662x57.3°
确定V带根数z
单根V带试验条件下许用功率P。
查表4.4
传递功率增量△P0查表4.5（i=200/100=2）
包角系数Ka查表4.8
D=100mm
D2=200mm
V=7.54m/s
带速符合要求
Ld=1800mm
a=662mm
5=171.3°>120°
P0=1.32kW
△P0=0.17
Ka=0.98
&
P0-F0KaKL
计算初拉力F。
计算轴压力Q
Q=1399.6N
Q=2•z•Fq•sin（*）=2x5x140.4xsin（17；.3）
2、齿轮的设计
1）、闭式传动
采用软齿面HBS乞350
2）、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关。
齿轮的材料是根据齿轮尺寸决
定的，尺寸小时采用锻钢（40、45钢）；尺寸大时（如圆柱齿轮d>500mm）时，由于受到锻造设备能力的限制，采用铸钢。
当毛坯的制造方法不同时，齿轮的结构也不同，也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应。
故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构。
3、、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽，而小齿
轮宽度应该取得大一些。
一般b小=b大-（5~10）mm，以补偿轴安装误差，保证足够的齿宽接触。
4、、齿轮传动的参数及尺寸分别进行标准化，也不能圆整，而有的
尺寸则不能标准化，也不能圆整，如圆柱齿轮模数、压力角、中心距应该标准化，而齿数、齿宽及其他结构尺寸应该圆整；齿顶圆直径、齿根圆直径、齿高、齿顶高、齿根高等则不能圆
整小数点后至少保留2位准确数字，而啮合角、螺旋角等则应计算到度、分、秒。
5）、开式的传动：
开式的传动主要失效形式是磨损，故按弯曲强度计算时，所得的模数要增大10%~20%并取标准值。
作为动力传动的齿轮，其最小模数不得小于1.5，开式齿轮要采用耐磨性较好的材料。
由于开式齿轮往往是悬臂式布置故而刚度小，因此齿宽小一些，
以避免大的载荷集中。
3、低速级圆柱齿轮设计及计算
选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表6.2选：
小齿轮40Cr调质：
（HBSi=260HBS）
大齿轮45正火：
（HBS2=210HBS）
许用接触应力[（7H]与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关。
其计算公式为：
r1°Hlim
丘HZn
SHmin
接触疲劳极限，查（机械设计课本）图6-4得：
2
cH加=700N/mm
2
jlim2=550N/mm
接触强度寿命系数ZN应用循环次数N由式6—7：
N1=60Xn1XjXLh=60X720X1X10X350X16
N2=N1/i=N1/4.28
查图6—5得；
ZN1=1.0
Zn2=1.04
接触强度最小安全系数：
SHmin=1,贝U
[7H1]=700X1/1
HBS1=260HBS
HBS2=210HBS
2
dH|im1=700N/mm
2
ffH|im2=550N/mm
9
N1=2.42X10
8
N2=5.7X10
ZN1=1.0
Zn2=1.04
[（TH2]=550X1.04/1
所以取[TH]=520N/mm2
许用弯曲应力[TF]:
=丄S^YnYx
SFmin
由（机械设计课本）式6—12,,弯曲疲劳强度极限cFlim查（机
械设计课本）图6—7,
2
riimi=540N/mm
2
二Fiim2=420N/mm
弯曲强度寿命系数Yn,查（机械设计课本）图6—8
Yn1=YN2=1
弯曲强度尺寸系数YX查（机械设计课本）图6—9
YX=1
弯曲强度最小安全系数SFmin=1.4贝U：
匕F1卜54011/1.4
kFJ-42011/1.4
齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按八0.013~0.022ni3Pl/ni,估取圆周速度vt=2m/s，参考（机械设计课本）表6.7、表6.8选取
齿轮为：
2公差组8级
小轮分度圆直径di,由（机械设计课本）式6—5得
[tH1]=700N/伽2
[tH2]=520N/伽2
[tH]=520N/伽2
Cflimi=540N/mm
2
；「Flim2二420N/mm
Yni=YN2=1
Yx=1
l-"FJ-385.7N/mm
L「f2丨=300N/mm2
2公差组8级
di
2KT1u—1
'■du
齿宽系数S=1.0查（机械设计课本）表6.9，按齿轮相对轴
承为非对称布置
小轮齿数zi，在推荐值20〜40中选
zi=27
大轮齿数Z2：
Z2=iZi=4.28X27=115.56圆整取115齿数比u
u=z2/z1=115/27=4.26
传动比误差:
S=△u/u=（4.28-4.26）/4.26=0.0047<0.05
小轮转矩T1：
T1=7.88X10?
载荷系数K:
K二KaKvKK：
Ka—使用系数查表6.3
Kv—动载系数由推荐值1.05〜1.4
K：
•—齿间载荷分配系数由推荐值1.0〜1.2
K1—齿向载荷分布系数由推荐值1.0〜1.2
z1=27
z2=115
u=4.26
合格
T1=7.88X10?
Ka=1.25
Kv=1.2
K/1.1
K：
=1.1
K=1.82
K=KaKvKK：
=1.251.21.11.1
材料弹性系数Ze查表6.4
ZE=189.8N/mm2
ZE=189.8jN/mm2
节点区域系数Zh斜（\=12,治=x2=0）乙日直（B=O,X仁x2=0）
查图6-3
Zh斜=2.45
Zh直=2.5
Zh斜=2.45
Zh直=2.5
螺旋角系数
Z\=0.99
~Z\=cos:
重合度系数Z；，由推荐值0.75〜0.88取0.78，故
齿轮模数m
标准中心距a
分度圆螺旋角:
小轮分度圆直径d1：
d1=56m
圆周速度V:
v=nd1n1/60000=3.14X53X720/60000
v=1.998m/s
齿宽b
b=书adi=1x55
大轮齿宽b2
b2=b
小轮齿宽bi：
bi+（5T0）
3）、齿根弯曲疲劳强度校核计算
由（机械设计课本）式6-10
bd1m
当里齿数Zv
Zv1=Z1/cos3B=27/cos311.68°
——.33/^cc°
Zv2=Z2/cosB=118/cos11.68
齿形系数YFa查表6.5
小轮YFa1=2.57
大轮YFa2=2.18
应力修正系数YSa查表6.5
小轮YSa1=1.61
大轮YSa2=1.79
重合度£a：
1
%=—lz1（tanaa1-tanet）+z2（tan%-tana）l2兀
1「一…,3.07><27xcos20.45、，小』…
-{27況[tan（arccos）-tan20]+
2兀3.07疋27+2汽3
3.0^10^cos20.45Cc
109Utan（arccos）—tan20‘）}
3.07汉109+2汇3
解得：
£a=1.7485
重合度系数：
b=55mmb2=56mb仁61m
Zv2=28.75
Zv1=122.45
YFa2=2.18
YFa1=2.57
YSa2=1.79
YSa1=1.61
£a=1.7485
丫厂0.25+0.75/%
Ye=0.679
（Tfi=2X1.66X78787.5X2.57X1.61X0.679X
2
aF2=116.38N/mm
0.89/60X53X2
aF2=2X1.66X18181.5X2.18X1.79X0.679X
2
af仁109.80N/mm
0.89/55X53X2
齿轮其他主要尺寸计算
大轮分度圆直径d2：
d2=mz2/cosB=2X118/cos11.68
o
d2=235mm
根圆直径df:
df1=d1-2hf=56-2X3
df1=50mm
df2=d2-2hf=235-2X3
df2=229mm
顶圆直径da
da1=d1+2Xha=55+2X2
da2=59mm
da2=d2+2Xha=235+2X2
da1=239mm
高速级圆柱齿轮几何参数
项目
小齿轮
大齿轮
模数m
2
2
齿数Z
27
118
压力角么
20
20
分度圆直径d
56
236
齿顶咼ha
2
2
齿根高hf
3
3
齿顶圆直径da
59
239
齿根圆直径df
50
229
标准中心距a
146
齿宽b
61
56
2、高速级圆柱齿轮设计及计算
选择齿轮材料，确定许用应力
由（机械设计课本）
表6.2选:
HBS1=260HBS
小齿轮40Cr调质：
（HB5=260HBS）
HBS2=210HBS
大齿轮45正火：
（HBS2=210HBS）
高速级齿轮设计跟低速级一样，将齿宽系数d改为0.8
高速级圆柱齿轮几何参数如下
项目
小齿轮
大齿轮
模数m
2
2
齿数Z
38
125
压力角«
20
20
分度圆直径d
75
250
齿顶咼ha
3
3
齿根高hf
3.75
3.75
齿顶圆直径da
81
256
齿根圆直径df
69.5
242.5:
标准中心距a
162.5
齿宽b
65
60
课程设计第二阶段设计2.1、装配草图设计第一阶段说明
1）、准备
减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才能表达完
整。
根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图，估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件序号及技术要求等位置，选择合适的比例尺，合理的布局图面。
2）、在俯视图的位置上画三根线作为传动轴1、2、3的中心线，并绘出传动件的外廓。
小轮宽度应大于大齿轮5~10mm二级传动件之间的轴向间隙丄3=8~15mm
3）、画出箱体内壁线及减速器中心线。
在俯视图上小齿轮端面与
箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为1。
4）、按纯扭矩初步估算轴径。
确定轴的跨距。
先按纯扭矩确定轴径，在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定下来。
按照纯扭矩计算轴径时，用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响。
2.2、轴的设计及校核
1、轴1的设计及校核
1）、计算作用在齿轮上的力
转矩Ti=9550X5.94/720
轴1上小齿轮分度圆直径
di=mzi/cosB=2X27/cos11.680
圆周力Ft=2X78787.5/55.14
径向力Fr=Fttanan/cosB=2857.73Xtan20/cos11.68轴向力Fa=FttanB=1062.11Xtan11.68
2）、初步估算轴的直径
T1=78787.5N/mm
d1=55.14mm
Ft=2857.73N
Fr=1062.11N
Fa=590.8N
选取45号钢材作为轴的材料，调制处理
由式8-2:
d启A汇Vp/n，计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。
查表8.6取A=115
3）、轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。
齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。
左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。
齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。
采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。
（2）确定各轴段长度和直径
1段根据dmin圆整（按照GB5014-85,并由E、①选
择联轴器型号为HL6-JA型联轴器JA3582/JA3582（按照GB5014-85）,比轂孔长度78mm短1~5mm作为第一段的长度。
2段为使半联轴器定位，轴肩高度c（2~3）mm，孔
倒角C取3mm（GB6403.4-86）,d^di2h且符合标准密封内径（JB/ZQ4606-86）。
取端盖宽度28mm端盖外端面与半联轴器右端面26mm
3段为便于拆装轴承内圈，d3d2且符合标准轴承内
径。
查GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为30204，d=30mm其宽度B=20bT=21.75,轴承润滑方式选择：
d3X720=30X
720=21300v105，故选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙△取10,考虑轴承脂润滑，要求轴承与齿轮间要有挡油环，
取挡油环轴承距箱体内壁为f=13.5mm，13=29mm
4段，定位轴承
5段取齿根圆直径为直径，齿宽为轴段长度。
6轴肩略低于轴承内径2-3mm＞取d6=38mm,l6=
85.5mm
d1=75mm
l1=40mm
d2=28mm
l2=29mm
7段该段轴径直径与右侧轴承处直径相同，为30mm该段轴长度为50mm
d3=30mm
l3=29mmd4=38mm
l4=7mmd5=50mm
l5=60mmd6=38mm
l6=85.5mmd7=30mm
l7=50mm
Fti..Frl
F面是轴1的弯矩图和扭矩图:
2、轴2的设计
4】
1）、计算作用在齿轮上的力
转矩T2=9550X5.7X1000/168.22
轴2上大齿轮分度圆直径d2=mz/cosB=2X118/cos11.68o圆周力Ft2=2T2/d2=2X70858/235
径向力Fr2=Ft2tanan/cosB=603Xtan20o/cos11.68o轴向力Fa2=Ft2tanB=602Xtan
升级会员 