210〈a0<600初定a0=400mm
计算v带所需的基准长度Ld
查机械设计手册选择带的基准长度
Ld=1300mm
计算实际中心距a
a=a0+（Ld—Ld’）/2=400+（1300—1277。
25）/2=411.4mm
中心距的的调整范围ｄ
amin=a—0.015Ld=411.4-0.015×1600=387.4mm
ama×=a+0。
03Ld=411。
4+0.03×1600=459。
4mm
3。
1.6验算主动轮包角α
小轮包角合适。
3.1.7计算V带根数z
根据A型V带n1=960r/min和dd1=100mmi1=2,查表9-5和表9-7得P0=0.96kw；ΔP0=0.14kw；根据α=166。
16°，查表得
Kα=0.96；KL=0。
93;
则得：
取z=4根。
3.1.8计算初拉力F0
查机械设计基础表8—11得V带单位长度q=0。
1kg/m；
故
3.1.9计算轴上压力FQ
3.1.10V带轮的机构设计
①带轮材料，选用铸铁HT150;
②主动轮结构尺寸，结构形式采用实心轮，其余尺寸从略；
③从动轮结构尺寸,结构形式采用孔板轮,确定尺寸如下；
查机械设计手册得
Hfmin=13.75mm，hamin=2。
75mm，e=15±0.3mm,f
=9mm，b0=15.2mm
δmin=6mm,φ=380，B=（z-1）e+2f=（5-1）×15+2×9=78mm,
V带轮的结构图见[2］P171（画出结构图）
3.。
11齿轮传动的设计
（1）考虑减速器传递功率不大，齿轮选用45钢，小齿轮调质处理，齿面硬度为217~255HBS;大齿轮正火处理，表面硬度为162～217HBS；齿轮精度选用8级精度。
（2）查机械设计手册P221图10—38,10—39
σHlim1=750MPaσHlim2=700MPaσFlim1=300MPaσFlim2=289MPa
[σH］1=0.9σHlim1=0。
9×750=675MPa
［σH］2=0.9σHlim2=0。
9×700=630MPa
［σF］1=1。
4σFlim1=1.4×300=420MPa
［σF］2=1.4σFlim2=1。
4×289=405MPa
3。
。
12选取自选参数
①由软齿面计算取Z1=21则Z2=I
×Z=4.4×21=92；
②齿数比U=Z
/Z
=92/21=4。
38由于5传动比的相对误差
｜u—i2|×100%=0。
02〈3%—5%，所以齿数选择合理;
③查机械设计手册，单级传动，齿轮对称布置,取齿宽系数φd=0。
8;
④初选螺旋角β=15°查教材表10-8选取计算参数A
=12。
4A
=756
3.13按齿根弯曲疲劳强度设计
由公式：
进行计算
其中，载荷因数k=1.2,
T1=9。
55×106P/n1=9。
55×106×2.88/960=25650N·m
接触疲劳许用应力［σH1］=610Mpa，[σH2］=515Mpa
取宽度系数ψd=0。
8
则：
（3）确定有关参数如下：
齿数：
取z1=21则z2=z1×4。
4=21×4。
4=92
验算传动比误差：
△i=（92/21—4。
4）/4.4=0.2小于5%适合要求
初选螺旋角β=15°
确定模数mn：
mn=d1cosβ/z1=41.06×cos15°/21=1。
89查表取mn=2mm
计算中心距：
a=（d1＋d2）/2=（d1＋d1i）/2=（41。
06+180.66）/2=110.86
圆整后取a=120mm
计算螺旋角β ：
β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a=12。
84°在8°~20°之间故合适
计算分度圆直径：
d1=mtZ1=mnZ1/cosβ=2×21/0。
975=43.077mm
d2=mtZ2=mnZ2/cosβ=2×92/0。
975=188.718mm
计算齿宽：
b2=b=ψd×d1=0。
8×43.077=34。
46 取b2=40
b1=b2+（5～10）mm=45
验算齿轮圆周速度：
V齿=πd1n1/60×1000=3.14×480×43。
077/60000=1。
082m/s
小于6m/s,故8级精度合适
（4）校核弯曲疲劳强度
复合齿面因数Yfs:
Zv1=Z1/cos3β=21/0。
9753=22.66
ZV2=Z2/COS3β=92/0。
9753=99。
26
查表得：
Yfs1=4。
31Yfs2=3。
92
弯曲疲劳许用应力[σbb］：
［σbb1]=490Mpa［σbb2］=410Mpa
校核计算：
σbb2=σbb1Yfs2/Yfs1=62。
6Mpa ≤[σbb2］故弯曲强度足够，设计符合要求
计算齿轮各系数列表如下：
名称
符号
小齿轮
大齿轮
分度圆直径
d
43。
077
188。
718
基圆直径
db
40.36
176.8
齿顶圆直径
da
46。
977
192.618
齿根圆直径
df
42。
59
188.23
齿顶高
ha
1。
95
1。
95
齿根高
hf
2。
43
2.43
齿高
h
4。
388
4.388
第四章减速箱的结构设计
4。
1减速器各部位及附属零件的名称和作用
4。
1.1窥视孔和窥视孔盖
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，以防止污物进入箱体内和润滑油飞溅出来。
4.1.2放油螺塞
减速器底部设有放油孔，用于排出污油,注油前用螺塞堵住。
4.1。
3油标
油标用来检查油面高度，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。
1。
4通气器
减速器运转时，由于磨擦发热，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,使机体内热气体自由逸出，达到机体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
4.1。
5启盖螺钉
机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶,联接后接合较紧，不易分开。
为了便于取下机盖，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。
4。
1.6定位销
为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联接后,镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些。
4.1。
7调整垫片
调速垫片由多片很薄的软金属制成,用以调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
4。
1。
8吊钩
在机盖上装有吊钩，是用以搬运或拆卸机盖.
4.1.9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。
4。
2机体结构
减速器机体是用以支持和固定轴系零件，是保证传动零件的的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件,其重要约占减速器总重量的50％.因此，机体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大影响,设计时必须全面考虑.
机体材料多用铸铁（HT200）制造.此减速器采用剖分式机体。
剖分面取传动件轴线所在平面的一个水平剖分面。
减速器铸造的主要结构尺寸，按经验公式计算,其结构列于
名称符号尺寸计算结果
机座壁厚δ0。
025a+1≥88
机盖壁厚 δ10.025a+1≥88
机座凸缘壁厚 b1。
5δ12
机盖凸缘壁厚 b11。
5δ112
机座底凸缘壁厚 b22.5δ20
地脚螺钉直径 d0。
036a+1216
地脚螺钉数目 na≤250时，n=44
轴承旁联接螺栓直径 d10.75d12
机盖与机座联接螺栓直径 d2（0.5~0.6）d10
轴承端盖的螺钉直径 d3（0.4～0.5）d8
窥视孔盖螺钉直径 d4（0.3～0.4）d6
定位销直径 d（0。
7~0。
8）d210
df，d1,d2至机座外壁距离C1查机械零件手册22
df，d2至凸缘边缘距离C2同上20
轴承旁凸台半径R1C220
凸台高度h根据低速级轴承座外径确定45
外机座至轴承座端面距离l1C1+C2+（8～12）50
大齿轮齿顶圆与机座内壁距离 Δ1>1.2δ10
齿轮端面与机座内壁距离 Δ2〉δ12
机盖、机座肋板厚度m，m1m≈0。
85δ，m1≈0.85δ17
轴承端盖外径D2轴承孔直径+（5～5.5）d3140
轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近以d1和d3互不干140
涉为准，一般取S=D2
轴承端盖凸缘厚度tt=（1~1。
2）d3=（1~1.2）810
第五章减速器轴的设计
5。
1。
1从动轴设计
1、选择轴的材料
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查表可知：
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查表可得，45钢取C=118则:
d≥118×（2。
74/109.09）1/3mm=34.56mm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。
55×106×2.74/109.09=239866N齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×239866/188.718=2542N
径向力：
Fr=Fttan20o/cosβ=2542×tan20o/cos12.84oN=948N
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，查表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，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=43mm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，装轴承处d3应大于d2，取d3=50mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=52mm。
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=50mm.
（4）选择轴承型号
初选角接触球轴承，代号为7310,查手册可得：
轴承宽度B=27,安装尺寸D=60,故轴环直径d5=60mm。
（5）确定轴各段长度Ⅰ段：
d1=35mm长度取L1=50mmII段:
d2=43mm考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长L2=55mm，III段：
初选用7310角接触球轴承,其内径为50mm，宽度为27mm。
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而定，为此，取该段长为15mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段长：
L3=（2+27+20+15）=64mmⅣ段直径d4=52mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm故Ⅳ段长L=B-2=40—2=38mmⅤ段直径d5=60mm.长度与右面的套筒相同，即L5=20mmⅥ段：
d6=50宽度L6=27，由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=104mm
5。
1。
2轴的强度校核
（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=948/2=474NFAZ=FBZ=Ft/2=2542/2=1271N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=474×104/2=24648N•mm
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1271×104/2=66092N•mm
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（246482+660922）1/2=70538N•mm
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9。
55×（P2/n2）×106=240064N•mm
（6）绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=0.59，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC22+（αT）2］1/2=［660922+（0.59×240064）2]1/2=156299N•mm
（7）校核危险截面C的强度由式（6—3）
考虑到该截面上键槽的影响，直径增加3﹪dc=1.03×39.64=30。
53mm
结构设计确定的直径为52mm,该轴强度足够。
5。
1。
3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×（2.88/480）1/3mm=21.44mm
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。
88/480=57300N
齿轮作用力：
圆周力:
Ft=2T/d=2×57300/43。
077=2660N
径向力：
Fr=Fttan20o/cosβ=2660×tan20o/cos12。
84o=993N
（4）确定各段轴的直径与长度
同理从动轴的设计可得:
d1=22，d2=30，d3=35，d4=37，d5=44，d6=35
由于d1与大皮带轮相连,大皮带轮厚B=（z﹣1）e﹢2f=65
故取L1=80，L2=80，L3=18。
5，L4=45，L5=18。
5，L6=25
轴的强度校核
（3）绘制轴受力简图（如图a）
（4）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=948/2=474NFAZ=FBZ=Ft/2=2542/2=1271N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=474×104/2=24648N•mm
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1271×104/2=66092N•mm
（8）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（246482+660922）1/2=70538N•mm
（9）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×（P2/n2）×106=240064N•mm
（10）绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=0.59，截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC22+（αT）2］1/2=[660922+（0.59×240064）2］1/2=156299N•mm
（11）校核危险截面C的强度由式（6—3）
考虑到该截面上键槽的影响，直径增加3﹪dc=1.03×39。
64=30。
53mm
结构设计确定的直径为52mm,该轴强度足够。
∴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
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