初定中心距500mm
依据式（7-12）计算带的近似长度L
=1708。
9mm
由表7—3选取Ld=1800mm,KL=1.01
5．确定实际中心距a
=545.6mm
6．验算小带包角α1
=1600
7．计算V带的根数z.
由表7-8查得P0≈1。
40，由表7—9查得Ka=0。
95，由表7—10查得△P0=0。
11，则V带的根数
=1。
52根
取z=2
8．计算带宽B
B=（z—1）e+2f
由表7—4得：
B=35mm
三．高速级齿轮传动设计
1）选择材料、精度及参数
小齿轮:
45钢，调质，HB1=240
大齿轮：
45钢,正火，HB2=190
模数：
m=2
齿数：
z1=24
z2=96
齿数比：
u=z2/z1=96/24=4
精度等级:
选8级（GB10095—88）
齿宽系数Ψd：
Ψd=0。
83（推荐取值：
0.8～1.4）
齿轮直径：
d1=mz1=48mm
d2=mz2=192mm
压力角：
a=200
齿顶高：
ha=m=2mm
齿根高：
hf=1。
25m≈2.5mm
全齿高：
h=（ha+hf）=4.5mm
中心距：
a=m（z1+z2）/2=120mm
小齿轮宽：
b1=Ψd·d1=0.83×48=39。
84mm
大齿轮宽：
根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得:
b2=40mm
1．计算齿轮上的作用力
设高速轴为1，低速轴为2
圆周力：
Ft1=2T1/d=2200N
Ft2=2T/d=2058。
3N
径向力：
Fr1=F1t·tana=800.7N
Fr2=F2t·tana=749。
2N
轴向力为几乎为零
2）齿轮许用应力［σ］H［σ]F及校验
ZH—-节点齿合系数。
对于标准直齿轮,an=20º,β=0,ZH=1.76
ZE—-弹性系数,。
当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，ZE=271；
Zε—-重合系数，.对于直齿轮，Zε=1.
.Kβ——载荷集中系数，由《精密机械设计》图8—38选取，kβ=1.08
Kv—-动载荷系数，《精密机械设计》图8-39，kv=1。
02
计算得σH=465.00N·mm-2
——对应于NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，《精密机械设计》表8—10;=2HBS+69=240x2+69=549N·mm-2。
SH-—安全系数。
对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去SH=1.1；
KHL--寿命系数.
式中NHO：
循环基数,查《精密机械设计》图8—41，NHO=1.5x107；NH：
齿轮的应力循环次数,NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107;
取KHL=1。
06
=529.04N·mm—2
σH=465。
00N·mm—2≤=529.04N·mm—2
因此接触强度足够
B-—齿宽，=0.83x48=39.84；
—-许用弯曲应力；
查表8—11得=1。
8x240=432N·mm-2，=1。
8，=1（齿轮双面受载时的影响系数,单面取1，双面区0。
7~0。
8），（寿命系数）循环基数取4x106，循环次数=60nt=60x376x60x8=1。
08288x107KFL=0.847≈1
YF—-齿形系数.查《精密机械设计》图8-44，YF=3。
73
计算得
=240N·mm-2
σF=113.45N·mm-2
σF≤
因此弯曲强度足够
四、轴的结构设计
1．轴的材料
选用45钢
2．估算轴的直径
根据《精密机械设计》P257式（10—2）,查表10—2
轴的最小直径取C=110或=30
计算得
d1min≈20mm
d2min≈30mm
取d1=20mm，d2=30mm
3．轴的各段轴径
根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6~10mm.用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。
如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。
按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为:
20mm,22mm，25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：
30mm,32mm，35mm，40mm，48mm，35mm。
4．轴的各段长度设计
1）根据《机械设计基础课程设计》表3-1,表4—1以及图4-1，得
δ取8mm,δ1取8mm，
齿轮顶圆至箱体内壁的距离:
△1=10mm
齿轮端面至箱体内壁的距离：
△2=10mm
轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：
△3=5mm
箱体外壁至轴承座孔端面的距离：
L1=δ+C1+C2+（5～10）=45mm
轴承端盖凸缘厚度：
e=10mm
2）带轮宽:
35mm
联轴器端：
60mm
1）轴承的厚度
B01=15mm,B02=17mm
根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：
高速轴：
35mm，42mm，16mm,12mm,40mm，12mm，16mm
低速轴：
60mm，40mm,30mm，40mm，10mm,17mm
5．轴的校核计算（《精密机械设计》P257—P262，《机械设计手册》）
对于高速轴校核：
Fr
Ft
Fz
LcLa
Lb
L
垂直面内支点反力：
La：
28.5带轮中径到轴承距离，Lb：
67。
5mm两轴承间距离。
·
校核FrA=Fr+FrB
1065。
5N=（749。
2+316.3）N
类似方法求水平面内支点反力：
V带在轴上的载荷可近似地由下式确定：
；
F0——单根V带的张紧力（N）
Pd——计算功率Pd=2.079Kw;
Z——V带的根数；ν=6.2m·s—1（为带速）
Ka-—包角修正系数Ka=0。
95
q——V带单位长度质量q=0。
10（kg·m-1）《精密机械设计》表7—11
计算得
F0=144.7
Fz=570N
（lc=Lc=67中轴到轴承距离）
N，
M⊥A=Fr·La=21352。
2N·mm
M⊥B=0
同理求得:
M=A=Ft·La=58662。
4N·mm
M=B=Fz·Lc=38190N·mm
N·mm
N·mm
已知T=52800N·mm，选用轴的材料为45钢,并经正火处理。
查《精密机械设计》表10-1，其强度极限=600N·mm-2，并查表10—3与其对应的=55N·mm—2,=95N·mm-2故可求出
N·mm
同理得MvB=31098。
7N·mm
mm
在结构设计中定出的该处直径dA=25mm，故强度足够。
同理对高速轴的校核中：
d=33.2mm，在结构设计中定出的该处直径d=35mm，故强度足够。
五、滚动轴承的选择及校核计算
根据任务书上表明的条件：
载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。
由轴径的相应段根据《机械设计基础课程设计》表15—7选择轻窄
（2）系列，其尺寸分别为：
内径：
d1=25mm,d2=35mm
外径:
D1=52mm.D2=72mm
宽度：
B1=15mm，B2=17mm
滚动轴承的当量载荷为:
∵＝0，∴∴X=1;Y=0;
则
C-—额定动载荷,《机械设计基础课程设计》表15—7
而题目要求的轴承寿命为〈,故轴承的寿命完全符合要求
六、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由《机械设计基础课程设计》表14-1
高速轴与V带轮联接的键为:
键C8X30GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：
键12X32GB1096—79
轴与联轴器的键为:
键C8X50GB1096-79
2．键的强度校核
齿轮与轴上的键：
键C12×32GB1096—79
b×h=12×8,L=32，则Ls=L—b=20mm
圆周力:
Fr=2TII/d=2×197600/40=9880N
挤压强度：
=123。
5<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度:
=82。
3〈120MPa=[]
因此剪切强度足够
键C8×30GB1096—79和键C8×56GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
七、联轴器的选择
根据轴径的和《机械设计基础课程设计》表17—1选择联轴器的型号：
GB3852-83J1一对组合
轴孔直径：
d=30mm,
长度:
L=60mm
八、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M16×1。
5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表13—7选择适当型号：
起盖螺钉型号：
GB5783~86M6×20,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：
GB5783～86M6×20,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M6×20，材料Q235
螺栓：
GB5782～86M10×80，材料Q235
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s，当m〈20时,浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm.
2。
滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4。
密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1—86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
这次课程设计是继上次电子技术课程设计的一次延续，虽然不同科目，但是他们都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。
对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨.虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
［1］《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
[2]《精密机械设计》，机械工业出版社庞振基,黄其圣主编2005年1月第一版
[3]《机械设计手册》，化学工业出版社成大先主编1994年4月第三版
附录：
第15章减速器
㈠基本内容：
1.减速器的主要类型及其特性；
2。
传动比分配;
3.减速器结构；
4.减速器润滑；
5。
减速器试验；
㈡重点与难点:
1重点：
多级减速器的传动比分配的原则；各类减速器的结构特点和润滑方法。
2难点：
传动比分配；润滑方式的确定；结构设计。
㈢基本要求：
1熟悉减速器的主要型式及其特性；
2掌握多级减速器的传动比分配的原则和计算方法;
3掌握各类减速器的结构特点和润滑方法;
4熟悉减速器中的各种附件及其相关标准；
5了解减速器试验方法。
15，1减速器的主要型式及其特性
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件,常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置;在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。
减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产,故在现代机措中应用很广。
减速器类型很多,按传动级数主要分为：
单级、二级、多级；按传动件类型又可分为:
齿轮、蜗杆、齿轮—蜗杆、蜗杆-齿轮等。
15.1。
1圆柱齿轮减速器
当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器.大于8时，最好选用二级（i=8—40）和二级以上（i〉40）的减速器。
单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。
二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。
展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。
为此,在设计这种减速器时应注意：
1）轴的刚度宜取大些；2）转矩应从离齿轮远的轴端输入,以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3）采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。
这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。
为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。
同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。
但这种减速器的轴向尺寸较大。
圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。
它传递功率的范围可从很小至40000kW,圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s.传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。
这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷,有利于改善受力状况和降低传动尺寸。
设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时,应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配,例如采用滑动轴承和弹性支承。
圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。
除齿形不同外，减速器结构基本相同。
传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。
15．1,2圆锥齿轮减速器
它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合.二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。
因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：
山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。
15．1．3蜗杆减速器
主要用于传动比较大（j〉10）的场合。
通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小,这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。
由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。
蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。
蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式,这时,在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。
但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。
15.1。
4齿轮-蜗杆减速器
它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。
前者结构较紧凑，后者效率较高.
15．2传动比分配
在设计二级和二级以上的减速器时，合理地分配各级传动比是很重要的,因为它将影响减速器的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。
传动比分配的基本原则是：
1）使各级传动的承载能力近于相等；
2）使各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相近，从而使润滑最为方便；
3）使减速器获得最小的外形尺寸或重量等.
当二级圆柱齿轮减速器按照轮齿接触强度相等的条件进行传动比分配时，应该取高速级的传动比.
三级圆柱齿轮减速器的传动比分配同样可以采用二级减速器的分配原则。
15．3减速器结构
近年来，减速器的结构有些新的变化。
为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别,这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。
15．3．1传统型减速器结构
绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢.少量生产时也可以用焊接箱体。
铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。
大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。
减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。
箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量.箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成,其剖分面则通过传动的轴线。
为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来.联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置,并注意留出扳手空间.在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。
为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2-3个圆锥定位销。
在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。
在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。
关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。
关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。
在减速器中广泛采用滚动轴承.只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。
关于滚动轴承类型的选择及其组合设计详见滚动轴承一章。
15．3，2新型减速器结构
下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出.
1）齿轮—蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮—圆锥齿轮—圆柱齿轮三级减速器。
这些减速器都具有以下结构特点：
--在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。
为了便于传动零件的安装，在适当部位
有较大的开孔。
-—在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖.
——输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同,甚至跨越了轴肩,有利于充分发挥轮毂的作用。
和传统的减速器相比,这些结构上的改进，既可简化结构,减少零件数目,同时又改善了制造工艺性。
但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。
15．4减速器润滑
15．4．1传动的润滑
圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。
为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。
速度高的还应该浅些,建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm.速度低的（0．5m／s一0．8m／s）也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径;更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径.润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮
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