带长L0=2a0+π/2（d1+d2）+（d2-d1）^2/4a0
=1697.90mm
查教材表13-2，对A型带选用Ld=1800mm。
a≈a0+Ld-L02=（400+（1800-1697.90/2）
=451.05mm
α1=180°-d2-d1a×57.3°
=180°-300/451.05×57.3°
=144.13°>120°
合适。
z=Pc/（P0+∆P0）KαKL
查教材表13-3得
P0=0.95kW
查教材表13-5得∆P0=0.11kW
由α1=155.74°查教材表13-7的Kα=0.94，
查教材表13-2得KL=1.06，由此可得
z=3.6/（0.95+0.11）×0.94×1.06=3.4
取4根。
查教材13-1得q=0.1kg/m，
Fo=x（2.5Kα-1）/2v+q
=151N
FQ=2z*F*=2×4×151×sin155.74°/2
=1181.60N
KA=1.2
Pc=3.6kW
v=5.03m/s
L0=1697.90mm
Ld=1800mm
a=451.05mm
α1=155.74°
P0=0.95kW
Kα=094
KL=1.06
z=4
F0=151N
FQ=1181.60N
七、齿轮传动的设计计算
设计内容
计算及说明
结果
1.选择材料及确定许用应力
2.按接触强度设计
（1）确定各参数
（2）齿数
（3）模数
（4）齿宽
（5）中心距
3.验算轮齿弯曲强度
4.齿轮的圆周速度
5.几何尺寸计算
（1）分度圆直径
（2）中心距
（3）齿顶圆直径
（4）齿根圆直径
（5）小齿轮宽度
（6）大齿轮宽度
小齿轮用40
B调质，齿面硬度为241~286HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa,，大齿轮用45钢调质，，齿面硬度为197~286HBS，σHlim1=600MPa，σFE1=450MPa。
由教材表11-5，取SH=1.0，SF=1.25，
[σH1]=σHlim1/SH=700/1.0=700MPa
[σH2]=σHlim2/SH=600/1.0=600MPa
[σF1]=σFE1/SF=600/1.25=480MPa
[σF2]=σFE2/SF=450/1.25=360MPa
设齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.2，齿宽系数∅d=0.8。
小齿轮上的转矩
T1=9.55×10^6×PI/nI=89.75N·mm
取材料弹性影响系数Ze=188，区域系数ZH=2.5
d1≥
=58.88mm
齿数取z1=30，则z2=4.19x30=126。
m=d1/z1=2.0mm
b=∅dxd1=0.8×58.88=47.1mm
按教材表4-1取m=2mm，
实际的d1=z×m=30×2.0=60mm
d2=126×2=252mm
a=（d1+d2）/2=（60+252）/2=156mm
查教材图11-8、图11-9得
YFa1=2.60YFa2=2.10
YSa1=1.62YSa2=1.81
σF1=
=150.8MPa≤σF1=480MPa
σF2==136.09MPa≤σF2
安全。
v=πd1Ni/（60×1000）=π×60×240/（60×1000）=3.11m/s
对照教材表11-2可知选用8级精度是合宜的。
d1=m∙z1=20×30=60mm
d2=m∙z2=2.0×126=252mm
a=m∙（z1+z2）/2=156mm
da1=d1+2ha=60+2×2.0=64mm
da2=d2+2ha=256mm
df1=d1-2hf=60-2×2.5=55mm
df2=d2-2hf=247mm
b1=55mm
b2=50mm
[σH1]=700MPa
[σH2]=600MPa
[σF1]=480MPa
[σF2]=360MPa
K=1.2
∅d=0.8
T1=89750N·mm
z1=30
z2=126
m=2.0mm
d1=60mm
d2=262mm
a=156mm
v=3.11m/s
da1=64mm
da2=256mm
df1=55mm
df2=247mm
b1=55mm
b2=50mm
八、轴的设计计算及校核
8.1输入轴的设计
设计内容
计算及说明
结果
1.选择材料估算轴的直径
2.确定轴各段直径和长度
3.求齿轮上作用力大小、方向
（1）圆周力Ft1
（2）径向力Fr1
4.轴长支反力
（1）水平面的支反力
（2）垂直面的支反力
5
（1）水平面弯矩
（2）垂直面弯矩
（3）合成弯矩
（4）转矩计算
选用45钢，并经调质处理，硬度217~255HBS。
轴的输入功率为PI=2.25kW，转速为nI=240r/min
查教材表14-2，取C=117
d1≥24.25mm
（1）第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=29mm，又带轮的宽度B=（Z-1）•e+2•f=（4-1）×15+2×9=63mm，则第一段长度L1=70mm
（2）第二段直径取D2=Φ36mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为20mm，则取第二段的长度L2=40mm
（3）第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=38mm
（4）第四段，装有滚动轴承，取D4=Φ45mm
长度取L4=54mm
（5）第五段，初始定位轴环D5=Φ65.L5=4
（6）第六段，滚动轴承d×D×B=40×80×18
D7=Φ50mm,L7=21mm
齿轮分度圆直径：
d1=60mm
作用在齿轮上的转矩：
Ft1=2TI/d1=2×89.53×1000/60=2984.3N
Fr1=Ft1∙tanα=2984.3×tan20°=1086.2N
根据轴承支力的反作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型，设计时将齿轮放在两轴承中心。
FH1=FH2=Ft1/2=1492.1N
由于选用深沟球轴承则Fa=0，那么
FV1=F=Fr1×65/130=543.1N
MH=FH1×0.056=83.93N∙m
MV1=Mv2=FV1×0.065=30.55N∙m
M=M=89.32
T=Ft1d12=89.52N∙m
D1=30mm
L1=70mm
D2=Φ36mm
L2=40mm
D3=Φ40mm
L3=38mm
D4=Φ45mm
L4=54mm
D5=Φ65
L5=4mm
D7=Φ50
L7=21
Ft1=2984.3N
Fr1=1086.2N
FH1=FH2=1492.1N
FV1=FV2=543.1N
MH=83.93N∙m
MV1=Mv2=30.55N∙m
M=89.32N∙m
T=89.52N∙m
8.2输出轴的设计计算
设计内容
计算及说明
结果
1.选用材料估算轴的直径
2.确定轴隔断直径和长度
3.求齿轮上作用力大小、方向
（1）圆周力Ft2
（2）径向力Fr2
4.轴长支反力
（1）水平面的支反力
（2）垂直面的支反力
5
（1）水平面弯矩
（2）垂直面弯矩
（3）合成弯矩
（4）转矩计算
）
选用45钢，并经调质处理，硬度217~255HBS。
轴的输入功率为PII=2.17kW，转速为n2=57.28r/min
查教材表14-2，取C=117
d2≥39.30mm
（1）从联轴器开始右起第一段，联轴器与轴通过键联接，轴应该增加5%，取Φ45mm，轴段长L1=110mm；
（2）第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ50mm,取该段长为L2=40mm
（3）第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承6211，则轴承有径向力，而轴向力为零，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=40mm
（4）第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=55mm，取轴段长度为L4=48mm
（5）第五段，初始定位轴环D5=Φ70mm,长度取L5=4mm。
（6）第六段,轴承定位轴肩取轴肩的直径为D6=Φ55mm,长度取L6=37mm
大齿轮分度圆直径：
d2=252mm
作用在齿轮上的转矩：
Ft2=2TIId2=2×361.79×1000/252=2871.35N
Fr2=Ft2∙tanα=2871.35×tan20°=1045.09N
根据轴承支力的反作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型，设计时将齿轮放在两轴承中心。
FH1=FH2=Ft22=1435.68N
由于选用深沟球轴承则Fa=0，那么
FV1=FV2=Fr2×52±Fa104=522.55
MH=FH1×0.052=74.65N∙m
MV1=Mv2=FV1×0.052=27.17N∙m
M==79.44N∙m
T=Ft2d22=361.79N∙m
D1=Φ45mm
L1=110mm
D2=Φ50mm
L2=40mm
D3=Φ55mm
L3=40mm
D4=Φ60mm
L4=48mm
D5=Φ70mm，
L5=4mm
D6=Φ55mm
L6=37mm
Ft2=2871.35N
Fr2=1045.09N
FH1=FH2=1435.68N
FV1=FV2=522.55N
MH=74.65N∙m
MV1=Mv2=27.17N∙m
M=79.44N∙m
T=361.79N∙m
九、减速器箱体结构尺寸
1.检查孔100×50×10mm和检查孔盖140×80mm，螺钉4-M6。
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
2.放油螺塞。
M20×1.5，L=28mm。
减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵注。
3.油标油标。
M16用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
4.通气器。
外孔Φ10mm，内孔Φ4mm，高25mm。
减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
5.启盖螺钉M12。
机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
6.定位销M6。
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
7.整传动零件轴向位置的作用。
8.环首螺钉、吊环和吊钩。
在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
9.密封装置。
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
箱座（体）壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度
b、b1、b2
12、12、20
地脚螺栓直径及数目
df、n
14、4
轴承旁联接螺栓直径
d1
10
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
8
轴承端盖螺钉直径
d3
10
检查孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
6
df、d1、d2至箱外壁距离
c1
20,、18、14
dF、d1、d2至凸缘边缘距离
c2
20、16、12
轴承座外径
D2
135
轴承旁联接螺栓距离
S
135
轴承旁凸台半径
R1
16
轴承旁凸台高度
h
由结构确定
箱外壁至轴承座端面距离
L1
35
大齿轮顶圆与内机壁距离
∆1
12
齿轮端面与内机壁距离
∆2
10
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m1=8、m=9
轴承端盖凸缘厚度
t
10
十、键及联轴器的选择与校核
设计内容
计算及说明
结果
1.输入轴与大带轮联接采用平键联接
2.输出轴与齿轮II联接用平键联接
3.输出轴与联轴器联接用平键联接
4.联轴器的设计
（1）类型选择
（2）载荷计算
转矩Mc
（3）型号选择
此段轴径d1=30mm，L1=70mm
查手册得，选用A型平键：
GB/T1096-2003、10×7
=70mm，T=33.82N·m，h=7mm
σp=4Tdhl=4×33.82×100030×7×60
=10.74MPa<σp=100MPa
轴径d3=45mm，L3=54mm，TII=393.90N·m
查手册，选用A型平键：
GB/T1096-200314×9
L=45mm，h=9mm
σp=4Tdhl=4×393.90×100050×9×52
=67.33MPa<σp=110MPa
轴径d1=45mm，L1=110mm，Tw=382.65N·m
查手册，选用A型平键：
GB/T1096-200314×9
L=80mm，h=8mm
σp=4Tdhl=4×382.65×100040×8×80
=44.66MPa<σp=110MPa
选
用LT型弹性套柱销联轴器
查手册16-3，联轴器工作情况因数K=1.5
Mc=kM=1.5×9.55×1000×3.1576.37=591N∙m
根据工作要求选柱销联轴器，有转矩Mc
取轴径d2=45mm，HL4，45×112GB5014-85
许用转矩Mp=1250N∙m，
许用转速np=4000r/min
10×7
14×9
14×9
HL4，45×112GB5014-85
十二、滚动轴承的选择及校核
设计内容
计算及说明
结
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