机械设计第八版158页
5.计算带所需的基准长度：
L=2*400+3.14/2*（90+315）+（315-90）²/4/400=1467mm
由表8－2选带的基准长度Ld=1400mm
6.计算实际中心距a
a=400+（1400-1467）/2=366.5mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（315-90）*57.3/366.5=144>90
7.确定带的根数Z
机械设计第八版158页
由，查表8－4a和表8－4b得p0=1.07，Δp=0.17
查表8－5得：
kα=0.96,查表8－2得：
kl=0.91，则
Z＝3*1.2/（1.07+0.17）/0.96/0.91=3.3
取Z=4根
8.计算预紧力
机械设计第八版158页
查表8-3得q=0.10（kg/m）
则F0min=500*（2.5-0.96）*3.6/0.96/4/6.69+0.1*6.69²=112.3N
9.计算作用在轴上的压轴力
FP=2*4*1.5*112.3*sin（165/2）=1336N
机械设计第八版158页
五.带轮结构设计
带轮的材料采用铸铁
主动轮基准直径d=90mm，故采用实心式，从动轮基准直径D=315mm，采用腹板式
六．齿轮的设计
1．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；
（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；
（2）.减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；
（3）.选择材料。
由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。
（4）.选小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为20×5.31=106.2，取z2=107
2按齿面接触强度进行设计
由设计公式进行计算，选用载荷系数Kt=1.3
计算小齿轮传递的转矩
T1=9550000*2.2334/405.71=52572N/mm
由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页φa=1
由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
3.计算应力循环次数
N1=60Lhn1j=60*405.71*1*（2*8*8*365）=1137286272
N2=1137286272/9.29=214178205
取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89,KHN2=0.895;机械设计第八版207页
4.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，所以
机械设计第八版205页
5.计算接触疲劳许用应力。
1）试算小齿轮分度圆的直径，带入[σH]中较小的值
得d1t=59.15mm
（1）计算圆周的速度V
得v=3.14*59.15**405.17/60/1000=1.25m/s
（2）计算b
得齿宽为59.15mm
（3）计算齿宽和齿高之比。
模数
得m为2.9575
齿高
b/h=59.15/6.63=8.92
（4）计算载荷精度
根据V=1.25m/s;7级精度，插图可知kv=1.01机械设计第八版194页
直齿轮
可得使用系数KA=1.00，机械设计第八版193页
用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，kH=1.423；查图可得KF=1.36故载荷系数
K=1*1.01*1*1.423=1.437
械设计第八版192页
（5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径
得d1=46.3mm
（6）计算模数
m=d1/z1=46.3/20=2.315
6.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的计算公式机械设计第八版201页
（1）确定公式内各计算数值
1）查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限αFE1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限αFE2=380Mpa机械设计第八版209页
2）查表可得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.87；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得
计算载荷系数K
K=1*1.01*1*1.36=1.37
查取齿形系数。
查得YFa1=2.80YFa2=2.12
机械设计第八版200页
6）查取应力校正系数。
查表可得YSa1=1.55YSa2=1.865
机械设计第八版200页
计算,小齿轮的
并加以比较。
小齿轮=2.80*2.12/307.14=0.0193
大齿轮=1.55*1.865/236.14=0.0122
小齿轮的数值大
（2）设计计算。
m≧1.59并就近圆整为标准值m=2
按接触强度计算得的分度圆直径d1=46.3mm
算出小齿轮数z1=46.3/2=23.15取z1=24
大齿轮的齿数z2=24*5.31=127取128
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费
4.几何尺寸的计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=2*24=48mm
d2=z2m=2*128=256mm
2）计算中心距
a=（48+256）/2=152mm
（3）计算齿轮的宽度
b=1*48=48mm
七．轴的设计与校核
高速轴的计算。
（1）选择轴的材料
选取45钢，调制处理，参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
二初步估算轴的最小直径
由前面的传动装置的参数可知n1=405.17r/min;p1=2.2334（KW）；查表可取AO=115；机械设计第八版370页表15-3
dmin=20.31mm
三．轴的机构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案如图，从右到左依次为轴承、轴套、小齿轮1、轴承、轴承端盖、带轮。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，考虑有键槽，将直径增大5%，则取d1=21mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50mm，现取。
l1=47mm
带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h=（0.07~0.1）d，取h=1.5mm，则d2=23mm
轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30mm，故取l2=50mm
2.初步选择滚动轴承。
因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d2=23mm,故轴承的型号为6005，其尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12mm.所以轴d3=25mm,l3=12mm。
3.取齿轮距箱体内壁间距离a＝10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s＝4mm，则l4=s+a=10+4=14mm。
取d4=28mm。
4.取做成齿轮处的轴段的直径d5=30mm，l5=48mm
5.由于对称可知，d6=28mm，l6=14mm
6.d7=25mm.l7=12mm
至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径
（3）轴上零件的轴向定位
齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）
（3）轴上零件的轴向定位
齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）
（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸
参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径R=1.0mm.
（四）计算过程
1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6005深沟球轴承B=12mm简支梁的轴的支承跨距：
L=l1l2+l3+l4+l5+l6+l7=47+50+12+14+48+14+12=197mm
2.作用在齿轮上的力
Ft=2T1//d1=2*52572/48=2190.5N
Fr=Ft*tan20=2190.5*tan20=797N
Fn=Ft*cos20=2190.5/cos20=2331N
计算支反力
水平方向的ΣM=0，所以
FNH1=Ft/2=2190/2=1095N
FNH2=Ft/2=2190/2=1095N
垂直方向的ΣM=0，有
FNV1=Fr/2=797/2=398.5N
FNV2=Fr/2=797/2=398.5N
水平面的弯矩
M1=Fr*R1=797*24=19129N*mm
垂直面弯矩
M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm
合成弯矩
得M=295.49N*m
3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。
根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力
得σ=11.21Mpa
已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,故安全。
4.精确校核轴的疲劳强度
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。
截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。
截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端）,而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。
因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。
八．低速轴的计算
1.轴的材料选取
选取45钢，调制处理，参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
2.初步估计轴的最小直径
轴上的转速n2功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知AO=115d=34.95mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取Ka=1.5选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径d1=36mm,长度L＝62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=42,
3.拟定轴的装配方案
4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
选取d1=36,L1=104mm,因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取d2=45mm,
初选滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，，故选用深沟球轴承，参照工作要求，由轴知其工作要求并根据d2＝45mm，L2=50mm选取单列圆锥滚子轴承
33007型,由机械设计手册（软件版）R2.0查得轴承参数：
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
取33215型轴承
的定位轴肩高度h=2mm,因此，取d3=55mm.L3=14mm,d5=55mm.L5=14mm
因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取做成齿轮处的轴段的直径d4＝65mm；L4=48mm,
5.轴上零件的周向定位。
齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择
过程见后面的键选择）。
6.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm
4.计算过程
1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。
确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。
计算支反力
作用在低速轴上的Fr=797N,Ft=2331N,
水平面的弯矩
M1=Fr*R2=797*148=117956N*mm
垂直面弯矩
M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm
合成弯矩
得M=1192N*m
3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。
根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力
得σ=13.166MPa
已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,故安全。
6.精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。
截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。
截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端）,而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。
因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。
9.轴承强度的校核
1.高速轴上的轴承校核
寿命计划：
两轴承受纯径向载荷
P=
=797nX=1Y=0
从动轴轴承寿命：
深沟球轴承6209，基本额定功负荷
=25.6KN
=1
=3
=
=
=10881201
预期寿命为：
8年，两班制
L=8×300×16=38400<
轴承寿命合格
十．键的选择计算及校核
（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力
=100MPa
=
=
=
=82.75<
则强度足够，合格
（2）与齿轮联接处d=48mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力
=100MPa
=
=
=
=45.392<
则强度足够，合格
十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择
1.润滑方式的选择
在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。
齿轮圆周速度：
高速齿轮
V1=πd1n1/（60×1000）=3.14×48×405.7/（60×1000）=1.09m/s<2m/s
低速齿轮
V2=πd2n2/（60×1000）=3.14×256×76.39/（60×1000）＝1.32m/s<2m/s
由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。
所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润
32
滑。
2.润滑油的选择
由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN－2润滑脂。
3.密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。
因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。
所以用毡圈油封。
减速器附件的选择确定
列表说明如下：
计算及说明
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6×16
GB5782—1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8×25
GB5782—1986
销
定位
2
35
A6×40
GB117—1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB93—1987
螺母
安装
3
M10
GB6170—1986
油标尺
测量油
面高度
1
组合件
通气器
透气
1
箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚
=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,
=15mm
箱盖厚度
=8mm箱盖凸缘厚度
=1.5,
=12mm
箱底座凸缘厚度
=2.5,
=25mm,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离
=18mm
大齿轮顶与内机壁距离
=12mm
小齿端面到内机壁距离
=15mm
上下机体筋板厚度
=6.8mm,
=8.5mm
主动轴承端盖外径
=105mm
从动轴承端盖外径
=130mm
地脚螺栓M16，数量6根
十二.设计总结
作为一名机械大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。
在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。
我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？
如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？
我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。
在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。
为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。
十三：
参考资料
1.《机械原理》孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社2006年
2.《机械设计》濮良贵
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