PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?
m
TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?
m
TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?
m
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
<1）选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：
kA=1.2P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：
选用A型V带
<2）确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1（1-ε>=3×95×（1-0.02>=279.30mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：
V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
<3）确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π（dd1+dd2>/2+（dd2-dd1>2/4a0
=2×500+3.14（95+280>+（280-95>2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表<10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0>/2=500+（1600-1605.8>/2
=497mm
（4>验算小带轮包角
α1=1800-57.30×（dd2-dd1>/a
=1800-57.30×（280-95>/497
=158.670>1200<适用）
<5）确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99
Z=PC/[（P1+△P1>KαKL]
=3.3/[（1.4+0.17>×0.94×0.99]
=2.26（取3根>
（6>计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式<10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[<2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06（2.5/0.94-1>]+0.10x7.062=134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin（α1/2>=2×3×134.3sin（158.67o/2>
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
<1）选择齿轮材料与热处理：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。
查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
（2>按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥（6712×kT1（u+1>/φdu[σH]2>1/3
确定有关参数如下：
传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
（3>转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?
mm
（4>载荷系数k:
取k=1.2
（5>许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥（6712×kT1（u+1>/φdu[σH]2>1/3
=49.04mm
模数：
m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
（6>校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：
b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
（7>复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：
YFS1=4.35,YFS2=3.95
（8>许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：
σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：
按一般可靠性要求，取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9>计算齿轮传动的中心矩a
a=（d1+d2>/2=（50+195>/2=122.5mm
（10>计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×（2.53/121.67>1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N
齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：
Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
<1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：
35×82GB5014-85
<2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
<3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配<如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
（4>选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
（5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=35mm长度取L1=50mm
II段:
d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.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，并考虑联轴器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：
L2=<2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
（6>按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=195mm
②求转矩：
已知T2=198.58N?
m
③求圆周力：
Ft
根据课本P127<6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127<6-35）式得
Fr=Ft?
tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=48mm
（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=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?
m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?
m
（4>绘制合弯矩图<如图d）
MC=（MC12+MC22>1/2=<17.762+48.482>1/2=51.63N?
m
（5>绘制扭矩图<如图e）
转矩：
T=9.55×m
（6>绘制当量弯矩图<如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT>2]1/2
=[51.632+（0.2×198.58>2]1/2=65.13N?
m
（7>校核危险截面C的强度
由式<6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×（2.64/473.33>1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N
齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：
Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。
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20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（2>按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d2=50mm
②求转矩：
已知T=53.26N?
m
③求圆周力Ft：
根据课本P127<6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得
Fr=Ft?
tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
（1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
（2>截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?
m
（3>截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?
m
（4>计算合成弯矩
MC==<192+52.52）1/2
=55.83N?
m
（5>计算当量弯矩：
根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+（αT>2]1/2=[55.832+（0.4×53.26>2]1/2
=59.74N?
m
（6>校核危险截面C的强度
由式<10-3）
σe=Mec/<0.1d3）=59.74x1000/（0.1×303>
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
<7）滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1>由初选的轴承的型号为:
6209,
查[1]表14-19可知:
d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
<1）已知nII=121.67（r/min>
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1083N
根据课本P265<11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
（2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N
（3>求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N=0.63
FA2/FR2=682N/1038N=0.63
根据课本P265表<14-14）得e=0.68
FA1/FR1y1=0y2=0
（4>计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表<14-12）取fP=1.5
根据课本P264<14-7）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1>=1.5×（1×1083+0>=1624N
P2=fp（x2FR1+y2FA2>=1.5×（1×1083+0>=1624N
（5>轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264<14-5）式得
LH=106（ftCr/P>ε/60n
=106（1×31500/1624>3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
（1>由初选的轴承的型号为:
6206
查[1]表14-19可知:
d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
<1）已知nI=473.33（r/min>
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1129N
根据课本P265<11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
（2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N
（3>求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63
根据课本P265表<14-14）得e=0.68
FA1/FR1y1=0y2=0
（4>计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表<14-12）取fP=1.5
根据课本P264<14-7）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1>=1.5×（1×1129+0>=1693.5N
P2=fp（x2FR1+y2FA2>=1.5×（1×1129+0>=1693.5N
（5>轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264<14-5）式得
LH=106（ftCr/P>ε/60n
=106（1×19500/1693.5>3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴（主动轴>与V带轮联接的键为：
键8×36GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：
键14×45GB1096-79
轴与联轴器的键为：
键10×40GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键：
键14×45GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：
Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度：
=56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度：
=36.60<120MPa=[]
因此剪切强度足够
键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器<一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：
GB/T5780M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：
GB5783～86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：
GB5783～86M8×20,材料Q235
螺栓：
GB5782～86M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
（1>箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8
（2>箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45
取z1=8
（3>箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
（4>箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
（5>箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
（6>地脚螺钉直径df=0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41（取18>
（7>地脚螺钉数目n=4（因为a<250>
（8>轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5（取14>
（9>盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6>df=0.55×18=9.9（取10>
（1
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