机械设计课程设计任务书
设计一个两级展开式圆柱齿轮减速器，示意图如下：
Ⅳ
1—电动机 2—V 带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带 已知条件： 1） 2）
运输带拉力 F=3400N 运输速度 v=0.75m/s
3） 卷筒直径 d=300mm 技术条件及说明： 1） 传动装置的使用寿命预定为 10 年，每年按300天计， 两 班制工作，每班按
8小时计算； 2） 3）
工作机运动无冲击；单向回转；
电动机电源为三相电，电压为380/220v
一、传动方案总设计
1.1方案拟定
由动力源至工作机，电动机通过V 带传动，将动力输送给减速器高速级轴，再经过二级齿轮传动，由低速级轴输出，经过联轴器，输入工作机卷筒轴。
1.2电动机的选择
（1）类型：根据工作条件及要求，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型
（2）容量：Pω=1000×η=
ω
F×V
3400N×0.75m/s1000×0.96
=2.66kw
查表得：ηω=0.96
联轴器：η1=0.99 V 带：η2=0.95 齿 轮：η3=0.97 卷 筒：η4=0.96 轴 承：η5=0.99
2×η×η3=0.82 η总=η1×η2×η345
Pd=
Pωη总
=
2.66kw0.82
=3.23kw
（3）确定电动机转速 卷筒转速：n=
60×1000×v
π×D
V带传动比：iv=2~4 二级齿轮传动比：iz=8~40 i=iv×iz=16~160
电动机转速：764~7640r/min 优先选用1500r/min 电动机型号：Y112M-4 n=1440r/min p=4kw
1.3计算总传动比 1.3.1计算分配传动比
i总=
nmn
=
144047.75
=30.16
iv=2
iz=15.08
1.3.2分配减速齿轮
if=(1.3~1.5) is
is=3.15
if=4.74
1.3.3运动参数及动力计算
1.3.3.1转速计算
Ⅰ轴：n1=ni
Ⅱ轴：n2= Ⅲ轴：n3=
mv
=
14402
=720r/min
由于皮带会打滑，所以Ⅰ轴转速为712.8r/min
nifn2is
==
712.84.74
=150.38r/min =47.73r/min
150.383.15
卷筒轴：n4=47.75r/min 1.3.3.2各轴功率计算
Ⅰ轴：P1=Pd×ηv=4×0.95=3.8kw
Ⅱ轴：P2=P1×η2×η3=3.8×0.99×0.97=3.65kw Ⅲ轴：P3=P2×η2×η3=3.65×0.99×0.97=3.50kw
卷筒：P4=P3×η2×η4=3.43kw
轴承效率：η2=0.99 齿轮效率：η3=0.97 联轴器效率：η4=0.99 1.3.3.3各轴转矩
Ⅰ轴：T1=Td×iv×ηv=9550×1440×2×0.95=50.40kN·m Ⅱ轴：T2=T1×if×η2×η3=229.42kN·m Ⅲ轴：T3=T2×is×η2×η3=694.00kN·m 卷筒： T4=T3×η4=687.06kN·m
4
二、V 带设计
2.1条件
Pd=4kw
iv =2
n =1440r/min
2.2计算
KA=1.1
设计功率：Pc=Pd×KA=4.4kw
2.3选取带型
根据图11.5，选择Z 带
2.4带轮直径设计
D1=90B D2=180
2.5验算带速
π×90×144060×1000
v ==6.79m/s
2.6带长以及中心距
D1+D22
Dm= ∆=
2
=135mm
D1−D2
=45mm
2(D1+D2) ≥α≥0.55(D1+D2) +h 540≥α≥154.5 取α=400mm
Ld=π×D+2×α+所以Ld=1400mm
∆2α
=1229.18mm
α=
(Ld−π×Dm)
1
4
+4
×√dm=485.41mm
2.7小带轮包角
∂=180°−D2
−D
1
α
×60°=165.5°
2.8带的根数
Pc=4.4kw Ka=0.96 Kl=1.16 ∆P0=0.03 Z =
Pc
(P0+∆P0) KaKl
=10.13≈11根
不合规范，所以选取A 带。 小带轮直径：D1=112mm 大带轮直径：D2=224mm
Ld=1800mm a=626mm ∂=165.5°
Pc=4.4kw Ka=0.96 Kl=1.01 P0=1.07 ∆P0=0.17mm Z =
P(P0+∆P0) KaKl
=3.66=4
所以取4根A 带。
三、高速级齿轮的设计
3.1已知条件
P1=3.8Kw n1=712.8 r/min if=4.74
3.2齿轮材料、精度及工艺
小齿轮：40Cr 236HBW
大齿轮：45# 190HBW
3.3确定主要参数
3.3.1小齿轮传递转矩
TP1=9550×n=9.55×3.8
1
712.8×106=50911.90N·mm
0= 0.36 P
齿宽系数：φd=0.8
解除疲劳强度：σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa 初步计算[σH]：
[σH1]=0.9×σHlim1=639MPa [σH2]=0.9×σHlim2=522MPa
Ad 值：查表12.16，估计β=15°取A d =82mm 小齿直径： d 1≥Ad×√φ
3
T1u+1
×2ud[σH]
=82×√0.8×5222×4.74=53.83mm
3
50911.90×5.74
b1=φd×d1=0.8×53.83=43.07 取d 1=54mm b1=43mm
3.3.2校核计算
×n
圆周速度：v 1=π×d=2.015m/s
60×1000
1
1
齿数：Z1=21
Z2=Z1×if=99.54 Z2=100 模数：mt=
d1Z1
=21=2.57mm
54
取mn=2.5mm
β=arc cos mn=13.40°
t
m
使用系数：KA=1.0 动载荷系数：Kv=1.14 求齿间载荷分布系数KHa： Ft=
2×T1d1
=
2×50911.90
54
=1885.63N
Ka×Ktb
=
1.0×1885.63
43
=43.85N/m
1Z1
1
+×cos β Z21
端面重合度：εa=[1.88−3.2×(
1
=[1.88−3.2×(21+100)]×cos 13.4°
=1.65 纵向重合度：εβ=
b×sinβπ×ma
=
φ×Zπ
×tan β=1.27
总重合度：εγ=εa+εβ=1.65+1.27=2.92 ðt=arctan
tan ancosβcosð
=20.51°
cos βb=cos βcosð=0.97
t
由此得：
KHa=KFa=
齿向载荷系数KHβ：
KHβ=A+B×(d+C×10−3×b
1
εacos3βb
=
1.650.973
=1.81
b
2
43
=1.17+0.16×(+0.61×10−3×43
54
2
=1.29 载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KHa×KHβ =1.1×1.14×1.81×1.29 =2.93 弹性系数：ZE=189.8√节点区域系数ZH：ZH=2.42 重合度系数Zε：
因为β>1，所以取β=1
Zε=√
4−εa
(13
−εβ) +εa=√ε=0.78
β
a
ε1
螺旋角系数Zβ：Zβ=√cosβ=√=0.98
3.3.3确定传动主要尺寸
中心距α：α=d×(2i+1) =54×(25.74) =154.98mm
取α=155mm 实际分度圆直径d1： d1=i
2×αf+1
=
2×1555.74
=54.01mm
d2=if×d1=4.74×54.01=255.99mm
齿宽b2：b2=φd×d1=0.8×54.01=43.21mm b1=53.21mm
3.3.4齿根弯曲疲劳强度计算
Z21
齿形系数YFa：Zv1=cos==22.81
βcos13.40°
13
3
Zv2=cos23β= 由图12.22得：
Z
100cos313.40°
=108.63
YFa1=2.68 YFa2=2.17 YSa1=1.56 YSa2=1.81 重合度系数Yε：
11
εau=[1.88−3.2×(Z+Z)]×cos β
v1
v2
=[1.88−3.2×(
=1.66 Yε=0.25+
0.75εau
122.81
+
1108.63
)]×cos 13.4°
=0.70
螺旋角系数Yβ：Yβmin=1−0.25×εβ=1−0.25×1=0.75 Yβ=1−
β120°
×εβ=1−1×
13.4°120°
=0.89
Yβ>Yβmin 齿间载荷系数KFa： ε
εγ
a×Yε
=
2.92
=
1.65×0.70
2.53
KFa=1.81
b
43.212.25×2.5
=7.68
KFβ=1.24（查图12.14）
载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KFa×KFβ
=1.1×1.14×1.81×1.24 =2.81 许用弯曲应力： [σF1]= [σF2]=验算： σF1= =
2×K×T1b1×d1×mn
σFlim1×YN1×Yx
SFlim1σ×Y×YSFlim2
=539.6MPa =450.08MPa
×YFa1×YSa1×Yε×Yβ
×2.68×1.56×0.7×0.89
2×2.72×50911.9043.21×54.01×2.5
=123.64MPa
σF2=YFa2×Ysa2×σF1=2.68×1.56=97.30Mpa
Fa1
sa1
Y×Y2.17×1.81
四、低速级齿轮的设计
4.1已知条件
P2=3.65Kw n2=150.38 r/min is=3.15
4.2齿轮材料、精度及工艺
小齿轮：40Cr 236HBW
大齿轮：45# 190HBW
4.3确定主要参数
4.3.1小齿轮传递转矩
T2=9550×
P2n2
=9.55×
3.65150.38
×106=231796.17N·mm
齿宽系数：φd=1.0
解除疲劳强度：σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa 初步计算[σH]：
[σH1]=0.9×σHlim1=639MPa [σH2]=0.9×σHlim2=522MPa
Ad 值：查表12.16，估计β=15°取A d =82mm 小齿直径： d 2≥Ad×√φ
3
T2u+1
×2ud[σH]
=82×√
3
231796.17×4.15
=
5222×3.15
85.18mm
b2=φd×d2=1.0×85.18=85.18 取d 2=86mm b2=86mm
4.3.2校核计算
×n
圆周速度：v 2=π×d=0.677m/s
60×1000
齿数：Z 1=33
Z 2=Z1×is=103.95 Z 2=104 模数：mt=
dZ2
，
，
，
=33=2.61mm
86
取mn=2.5mm β=arc cos
mnmt
=16.69°
使用系数：KA=1.0 动载荷系数：Kv=1.14 求齿间载荷分布系数KHa： Ft=
Ka×Ktb
2×T2d2
=
2×231796.17
=86
5390.61N
=
1.0×5390.61
86
=62.68N/m
11
端面重合度：εa=[1.88−3.2×(Z+Z×cos β
1
2
=[1.88−3.2×(
=1.68 纵向重合度：εβ=
b×sinβπ×ma
133
+
1104
)]×cos 16.69°
=
φd×Z1
π
×tan β=3.15
总重合度：εγ=εa+εβ=1.68+3.15=4.83 ðt=arctan
tan ðcosβcosð
=20.81°
cos βb=cos βcosðn=0.96
t
由此得：
KHa=KFa=
εacos3βb
=0.963=1.90
1.68
齿向载荷系数KHβ：
b
KHβ=A+B×(2+C×10−3×b
d2
2
=1.17+0.16×(+0.61×10−3×86
86
862
=1.38 载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KHa×KHβ =1.1×1.14×1.90×1.38 =3.29 弹性系数：ZE=189.8√节点区域系数ZH：ZH=2.42 重合度系数Zε：
因为β>1，所以取β=1 Zε=√
4−εa
(13
−εβ) +εa=√ε=0.77
β
a
ε1
螺旋角系数Zβ：Zβ=√cosβ=√=0.98
4.3.3确定传动主要尺寸
中心距α：α=d×(2i+1) =86×(24.15) =178.45mm
2
取α=179mm 实际分度圆直径d1： d1=i
2×αs+1
=
2×179
=4.15
86.27mm
d2=is×d1=3.15×86.27=271.75mm
齿宽b2：b2=φd×d1=1.0×86.27=86.27mm
b1=96.27mm
4.3.4齿根弯曲疲劳强度计算
Z33
齿形系数YFa：Zv1=cos==37.55
βcos16.69°
13
3
Zv2= 由图12.22得：
Z2cos3β
=
104cos316.69°
=118.33
YFa1=2.42 YFa2=2.17 YSa1=1.68 YSa2=1.81 重合度系数Yε：
εau=[1.88−3.2×(
1Zv11
+
1Zv2
)]×cos β
1
=[1.88−3.2×(37.55+118.33)]×cos 16.69°
=1.69 Yε=0.25+
0.75εau
=0.69
螺旋角系数Yβ：Yβmin=1−0.25×εβ=1−0.25×1=0.75 Yβ=1−120°×εβ=1−1× Yβ>Yβmin 齿间载荷系数KFa： ε
εγ
a×Yε
β16.69°120°
=0.86
=
4.83
=
1.68×0.69
4.17
KFa=1.90
ℎb
86.272.25×2.5
=15.34
KFβ=1.4（查图12.14）
载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KFa×KFβ
=1.1×1.14×1.90×1.4 =3.34 许用弯曲应力： [σF1]= [σF2]=验算： σF1= =
2×K×T1b1×d1×mn
σFlim1×YN1×Yx
SFlim1σ×Y×YSFlim2
=539.6MPa =450.08MPa
×YFa1×YSa1×Yε×Yβ
×2.42×1.68×0.69×0.86
2×3.34×231796.1786.27×86.27×2.5
=200.77MPa σF2=
Y×YYFa1×Ysa1
×σF1=
2.17×1.81
×
2.42×1.68
200.77=193.96Mpa
4.4齿轮尺寸
5轴的设计计算
5.1已知条件
5.1.1传动方案
5.2高速轴的设计计算
5.2.1轴的最小直径
轴的材料：轴与小齿轮为一体，即齿轮轴结构，材料为40Cr 调质处理
最小直径：取轴颈常数C=104
dmin≥C×√n1=104×√712.8=18.17mm
1
3
P
3
3.8
轴上有键槽，尺寸扩大3%~5% dmin≥19.08mm
确定最小直径：d1=25mm 5.2.2
A 直径：轴的最小直径为19.08mm ，根据轮毂的设计准则，取轴头
的直径为d1=22.4mm
长度：根据皮带轮轮毂孔长度为65mm ，孔的长度比轴头略长，
取l1=64mm
B 段：
直径：根据定位轴肩的计算公式d 2=d 1+(3~4)c
d2=22.4+(3~4) ∗1.6，再根据毡圈油封为标准件，由JB/ZQ4606-86选取轴径为30mm 的毡圈油封件，轴径尺寸顺应毡圈标准，取d 2
=30mm
长度：由第10节得箱体的轴承座孔外断面到箱体外壁的距离加上壁厚为60mm ，以及使旋转零件至轴承盖螺钉头顶面的
距离保持在20mm 左右，取l 2
=72mm
C段：
直径：为便于轴承的安装拆卸和区分加工表面，并且在该轴上的轴向
力较小，由GB/T276-1994选取6307型滚动轴承，尺寸为35×
80×21，内孔直径为35mm ，轴径尺寸顺应轴承标准取d 3
=35mm
长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为
5mm ，轴承宽度为21mm ，挡油环的宽度为9mm ，取l 3=30mm
D 段：
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 4=d 3+(3~4)c
d 4=35+(3~4)⨯2，取d 4=42mm
长度：配合中间轴的尺寸长度，并使高速级大、小齿轮的中心能够对齐，
取l4=118mm
E段：
直径：为高速级小齿轮的直径尺寸值d5=54.01mm 长度：为高速级小齿轮的宽度l5=54mm
F段：
直径：该段为定位轴肩，由计算公式得d 5=d 6+(3~4)c ，
d 5=35+(3~4)⨯2，取d 5=42mm
长度：使高速级小齿轮的端面与齿轮箱内壁的距离保持在10mm 取
l 6=6mm
G 段：直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与d 3 相同，取d 7
=35mm
长度:轴承的宽度为21mm ，同一轴上的挡油环尺寸一致，减少加工零件种类，挡油环的宽度为9mm ，取
l 7=32mm
5.2.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴径在18～30mm ，r 取1.6mm 轴径在30～50mm ，r 取2mm 倒角 按推荐参数 轴径在18～30mm ，c 取1.6x45o 轴径在30～50mm ，c 取2x45o
5.3中间轴的设计计算
5.3.1轴的最小直径
轴的材料：45# 调质处理 最小直径：C=114
dmin
3P23.65
≥C×√=114×√=33.01mm
n2150.38
3
5.3.2 A段：
直径：轴的最小直径为34.00mm ，d 1>d min ，轴上的轴向力较小，
由GB/T276-1994选取6207型滚动轴承尺寸为轴径尺寸顺应轴承标准，取d1=35mm
长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离
为5mm ，轴承宽度为17mm ，为使高速级大齿轮与高速级小齿轮的中心对齐，同时使高速级大齿轮端面与齿轮箱内壁的距离保持在16.5mm ，取l1=43.5mm
B段：
直径：为便于齿轮的安装拆卸和区分加工表面，d 2稍大于d 1，取 d2= 40mm 长度：该段轴用于安装高速级大齿轮，所以其长度略短于齿轮宽度，
取l2=93mm
C 段：
直径：由定位轴肩计算公式d 3=d 4+(3~4)c ，取d3= 48mm
长度：该段轴使高速级大齿轮和低速级小齿轮的端面之间保持合适的距离，取l3= 19mm D 段：
直径：为便于齿轮的安装拆卸和区分加工表面，取d4= 40mm
长度：该段轴用于安装低速级小齿轮，所以其长度略短于齿轮宽度，
以便于齿轮定位，取l4=41mm
E 段：
直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与
d 1相同
d1=35mm
长度：轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为
18mm ，为使低速级小齿轮与低速级大齿轮的中心对齐，同时
使低速级小齿轮端面与齿轮箱内壁的距离保持在10mm ，取 l5=43.5mm
5.3.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴径在30～50mm ，r 取2mm 倒角 按推荐参数 轴径在30～50mm ，c 取2x45o
5.4低速轴的设计计算
5.4.1轴的最小直径
轴的材料：45# 调质处理 最小直径：C=114
dmin
33.50P3
≥C×√=114×√=47.71mm
n347.73
3
轴上开键槽，轴颈扩大3%，d=49.15mm
A 段：
直径：轴的最小直径为49.15mm ，根据传递的扭矩，由GB/T5272-2002，
选用ML7型联轴器YA50×60MT7-b, 联轴器的内孔尺寸为50mm ，轴
径齿轮顺应联轴器表周，取d1=50mm
长度：由联轴器的型号规格得联轴器轴孔的推荐长度为60mm ，轴头
的长度略短于轴孔的长度，取l1=58mm
B 段：
直径：由于毡圈油封为标准件，由JB/ZQ4606-86选取轴径为65mm 的
毡圈油封件，轴径尺寸顺应毡圈标准，取d2=55mm
长度：由第10节得箱体的轴承座孔外断面到箱体外壁的距离加上壁
厚为60mm ，以及使旋转零件至轴承盖螺钉头顶面的距离保持在
20mm 左右，取l 2
YA50×60
=73.5mm
C段：
直径：为便于轴承的安装拆卸和区分加工表面，并且在该轴上的轴向力较小，由GB/T276-1994选取6212型滚动轴承，内孔直径为60mm ，轴径尺寸顺应轴承标准取d3=60mm 长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为22mm ，挡油环的宽度为12mm ，取l3=34mm D 段：
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 4=d 3+(3~4)c ，
d 4=70+(3~4)⨯2.5取d4=68mm
长度：配合中间轴的尺寸长度，并使低速级大、小齿轮的中心能够对齐，取l4=64.5mm E 段
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 5=d 6+(3~4)c ，
d 5=75+(3~4)⨯2.5取d5=75mm
长度：与Ⅳ—Ⅴ段配合使低速级大、小齿轮的中心能够对齐，取l 5
=10mm
F 段：
直径：为便于齿轮的装拆和区别加工面，取d6=65mm
长度：该段轴用于安装齿轮，所以该段略短于齿轮宽度，以便于齿轮定
位，取l6=83mm G 段：
直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与d 3
相同，取d7=60mm
长度: 轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为24mm ，同一轴上的挡油环尺寸一致，减少加工零件种类，挡油环的宽度为12mm ，取l7=48.5mm 5.4.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴颈在50~80mm，r 取2.0mm 倒角 按推荐参数 轴颈在50~80mm，c 取2.5×45°
高速轴
中间轴
低速轴
机械设计课程设计任务书
设计一个两级展开式圆柱齿轮减速器，示意图如下：
Ⅳ
1—电动机 2—V 带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带 已知条件： 1） 2）
运输带拉力 F=3400N 运输速度 v=0.75m/s
3） 卷筒直径 d=300mm 技术条件及说明： 1） 传动装置的使用寿命预定为 10 年，每年按300天计， 两 班制工作，每班按
8小时计算； 2） 3）
工作机运动无冲击；单向回转；
电动机电源为三相电，电压为380/220v
一、传动方案总设计
1.1方案拟定
由动力源至工作机，电动机通过V 带传动，将动力输送给减速器高速级轴，再经过二级齿轮传动，由低速级轴输出，经过联轴器，输入工作机卷筒轴。
1.2电动机的选择
（1）类型：根据工作条件及要求，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型
（2）容量：Pω=1000×η=
ω
F×V
3400N×0.75m/s1000×0.96
=2.66kw
查表得：ηω=0.96
联轴器：η1=0.99 V 带：η2=0.95 齿 轮：η3=0.97 卷 筒：η4=0.96 轴 承：η5=0.99
2×η×η3=0.82 η总=η1×η2×η345
Pd=
Pωη总
=
2.66kw0.82
=3.23kw
（3）确定电动机转速 卷筒转速：n=
60×1000×v
π×D
V带传动比：iv=2~4 二级齿轮传动比：iz=8~40 i=iv×iz=16~160
电动机转速：764~7640r/min 优先选用1500r/min 电动机型号：Y112M-4 n=1440r/min p=4kw
1.3计算总传动比 1.3.1计算分配传动比
i总=
nmn
=
144047.75
=30.16
iv=2
iz=15.08
1.3.2分配减速齿轮
if=(1.3~1.5) is
is=3.15
if=4.74
1.3.3运动参数及动力计算
1.3.3.1转速计算
Ⅰ轴：n1=ni
Ⅱ轴：n2= Ⅲ轴：n3=
mv
=
14402
=720r/min
由于皮带会打滑，所以Ⅰ轴转速为712.8r/min
nifn2is
==
712.84.74
=150.38r/min =47.73r/min
150.383.15
卷筒轴：n4=47.75r/min 1.3.3.2各轴功率计算
Ⅰ轴：P1=Pd×ηv=4×0.95=3.8kw
Ⅱ轴：P2=P1×η2×η3=3.8×0.99×0.97=3.65kw Ⅲ轴：P3=P2×η2×η3=3.65×0.99×0.97=3.50kw
卷筒：P4=P3×η2×η4=3.43kw
轴承效率：η2=0.99 齿轮效率：η3=0.97 联轴器效率：η4=0.99 1.3.3.3各轴转矩
Ⅰ轴：T1=Td×iv×ηv=9550×1440×2×0.95=50.40kN·m Ⅱ轴：T2=T1×if×η2×η3=229.42kN·m Ⅲ轴：T3=T2×is×η2×η3=694.00kN·m 卷筒： T4=T3×η4=687.06kN·m
4
二、V 带设计
2.1条件
Pd=4kw
iv =2
n =1440r/min
2.2计算
KA=1.1
设计功率：Pc=Pd×KA=4.4kw
2.3选取带型
根据图11.5，选择Z 带
2.4带轮直径设计
D1=90B D2=180
2.5验算带速
π×90×144060×1000
v ==6.79m/s
2.6带长以及中心距
D1+D22
Dm= ∆=
2
=135mm
D1−D2
=45mm
2(D1+D2) ≥α≥0.55(D1+D2) +h 540≥α≥154.5 取α=400mm
Ld=π×D+2×α+所以Ld=1400mm
∆2α
=1229.18mm
α=
(Ld−π×Dm)
1
4
+4
×√dm=485.41mm
2.7小带轮包角
∂=180°−D2
−D
1
α
×60°=165.5°
2.8带的根数
Pc=4.4kw Ka=0.96 Kl=1.16 ∆P0=0.03 Z =
Pc
(P0+∆P0) KaKl
=10.13≈11根
不合规范，所以选取A 带。 小带轮直径：D1=112mm 大带轮直径：D2=224mm
Ld=1800mm a=626mm ∂=165.5°
Pc=4.4kw Ka=0.96 Kl=1.01 P0=1.07 ∆P0=0.17mm Z =
P(P0+∆P0) KaKl
=3.66=4
所以取4根A 带。
三、高速级齿轮的设计
3.1已知条件
P1=3.8Kw n1=712.8 r/min if=4.74
3.2齿轮材料、精度及工艺
小齿轮：40Cr 236HBW
大齿轮：45# 190HBW
3.3确定主要参数
3.3.1小齿轮传递转矩
TP1=9550×n=9.55×3.8
1
712.8×106=50911.90N·mm
0= 0.36 P
齿宽系数：φd=0.8
解除疲劳强度：σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa 初步计算[σH]：
[σH1]=0.9×σHlim1=639MPa [σH2]=0.9×σHlim2=522MPa
Ad 值：查表12.16，估计β=15°取A d =82mm 小齿直径： d 1≥Ad×√φ
3
T1u+1
×2ud[σH]
=82×√0.8×5222×4.74=53.83mm
3
50911.90×5.74
b1=φd×d1=0.8×53.83=43.07 取d 1=54mm b1=43mm
3.3.2校核计算
×n
圆周速度：v 1=π×d=2.015m/s
60×1000
1
1
齿数：Z1=21
Z2=Z1×if=99.54 Z2=100 模数：mt=
d1Z1
=21=2.57mm
54
取mn=2.5mm
β=arc cos mn=13.40°
t
m
使用系数：KA=1.0 动载荷系数：Kv=1.14 求齿间载荷分布系数KHa： Ft=
2×T1d1
=
2×50911.90
54
=1885.63N
Ka×Ktb
=
1.0×1885.63
43
=43.85N/m
1Z1
1
+×cos β Z21
端面重合度：εa=[1.88−3.2×(
1
=[1.88−3.2×(21+100)]×cos 13.4°
=1.65 纵向重合度：εβ=
b×sinβπ×ma
=
φ×Zπ
×tan β=1.27
总重合度：εγ=εa+εβ=1.65+1.27=2.92 ðt=arctan
tan ancosβcosð
=20.51°
cos βb=cos βcosð=0.97
t
由此得：
KHa=KFa=
齿向载荷系数KHβ：
KHβ=A+B×(d+C×10−3×b
1
εacos3βb
=
1.650.973
=1.81
b
2
43
=1.17+0.16×(+0.61×10−3×43
54
2
=1.29 载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KHa×KHβ =1.1×1.14×1.81×1.29 =2.93 弹性系数：ZE=189.8√节点区域系数ZH：ZH=2.42 重合度系数Zε：
因为β>1，所以取β=1
Zε=√
4−εa
(13
−εβ) +εa=√ε=0.78
β
a
ε1
螺旋角系数Zβ：Zβ=√cosβ=√=0.98
3.3.3确定传动主要尺寸
中心距α：α=d×(2i+1) =54×(25.74) =154.98mm
取α=155mm 实际分度圆直径d1： d1=i
2×αf+1
=
2×1555.74
=54.01mm
d2=if×d1=4.74×54.01=255.99mm
齿宽b2：b2=φd×d1=0.8×54.01=43.21mm b1=53.21mm
3.3.4齿根弯曲疲劳强度计算
Z21
齿形系数YFa：Zv1=cos==22.81
βcos13.40°
13
3
Zv2=cos23β= 由图12.22得：
Z
100cos313.40°
=108.63
YFa1=2.68 YFa2=2.17 YSa1=1.56 YSa2=1.81 重合度系数Yε：
11
εau=[1.88−3.2×(Z+Z)]×cos β
v1
v2
=[1.88−3.2×(
=1.66 Yε=0.25+
0.75εau
122.81
+
1108.63
)]×cos 13.4°
=0.70
螺旋角系数Yβ：Yβmin=1−0.25×εβ=1−0.25×1=0.75 Yβ=1−
β120°
×εβ=1−1×
13.4°120°
=0.89
Yβ>Yβmin 齿间载荷系数KFa： ε
εγ
a×Yε
=
2.92
=
1.65×0.70
2.53
KFa=1.81
b
43.212.25×2.5
=7.68
KFβ=1.24（查图12.14）
载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KFa×KFβ
=1.1×1.14×1.81×1.24 =2.81 许用弯曲应力： [σF1]= [σF2]=验算： σF1= =
2×K×T1b1×d1×mn
σFlim1×YN1×Yx
SFlim1σ×Y×YSFlim2
=539.6MPa =450.08MPa
×YFa1×YSa1×Yε×Yβ
×2.68×1.56×0.7×0.89
2×2.72×50911.9043.21×54.01×2.5
=123.64MPa
σF2=YFa2×Ysa2×σF1=2.68×1.56=97.30Mpa
Fa1
sa1
Y×Y2.17×1.81
四、低速级齿轮的设计
4.1已知条件
P2=3.65Kw n2=150.38 r/min is=3.15
4.2齿轮材料、精度及工艺
小齿轮：40Cr 236HBW
大齿轮：45# 190HBW
4.3确定主要参数
4.3.1小齿轮传递转矩
T2=9550×
P2n2
=9.55×
3.65150.38
×106=231796.17N·mm
齿宽系数：φd=1.0
解除疲劳强度：σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa 初步计算[σH]：
[σH1]=0.9×σHlim1=639MPa [σH2]=0.9×σHlim2=522MPa
Ad 值：查表12.16，估计β=15°取A d =82mm 小齿直径： d 2≥Ad×√φ
3
T2u+1
×2ud[σH]
=82×√
3
231796.17×4.15
=
5222×3.15
85.18mm
b2=φd×d2=1.0×85.18=85.18 取d 2=86mm b2=86mm
4.3.2校核计算
×n
圆周速度：v 2=π×d=0.677m/s
60×1000
齿数：Z 1=33
Z 2=Z1×is=103.95 Z 2=104 模数：mt=
dZ2
，
，
，
=33=2.61mm
86
取mn=2.5mm β=arc cos
mnmt
=16.69°
使用系数：KA=1.0 动载荷系数：Kv=1.14 求齿间载荷分布系数KHa： Ft=
Ka×Ktb
2×T2d2
=
2×231796.17
=86
5390.61N
=
1.0×5390.61
86
=62.68N/m
11
端面重合度：εa=[1.88−3.2×(Z+Z×cos β
1
2
=[1.88−3.2×(
=1.68 纵向重合度：εβ=
b×sinβπ×ma
133
+
1104
)]×cos 16.69°
=
φd×Z1
π
×tan β=3.15
总重合度：εγ=εa+εβ=1.68+3.15=4.83 ðt=arctan
tan ðcosβcosð
=20.81°
cos βb=cos βcosðn=0.96
t
由此得：
KHa=KFa=
εacos3βb
=0.963=1.90
1.68
齿向载荷系数KHβ：
b
KHβ=A+B×(2+C×10−3×b
d2
2
=1.17+0.16×(+0.61×10−3×86
86
862
=1.38 载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KHa×KHβ =1.1×1.14×1.90×1.38 =3.29 弹性系数：ZE=189.8√节点区域系数ZH：ZH=2.42 重合度系数Zε：
因为β>1，所以取β=1 Zε=√
4−εa
(13
−εβ) +εa=√ε=0.77
β
a
ε1
螺旋角系数Zβ：Zβ=√cosβ=√=0.98
4.3.3确定传动主要尺寸
中心距α：α=d×(2i+1) =86×(24.15) =178.45mm
2
取α=179mm 实际分度圆直径d1： d1=i
2×αs+1
=
2×179
=4.15
86.27mm
d2=is×d1=3.15×86.27=271.75mm
齿宽b2：b2=φd×d1=1.0×86.27=86.27mm
b1=96.27mm
4.3.4齿根弯曲疲劳强度计算
Z33
齿形系数YFa：Zv1=cos==37.55
βcos16.69°
13
3
Zv2= 由图12.22得：
Z2cos3β
=
104cos316.69°
=118.33
YFa1=2.42 YFa2=2.17 YSa1=1.68 YSa2=1.81 重合度系数Yε：
εau=[1.88−3.2×(
1Zv11
+
1Zv2
)]×cos β
1
=[1.88−3.2×(37.55+118.33)]×cos 16.69°
=1.69 Yε=0.25+
0.75εau
=0.69
螺旋角系数Yβ：Yβmin=1−0.25×εβ=1−0.25×1=0.75 Yβ=1−120°×εβ=1−1× Yβ>Yβmin 齿间载荷系数KFa： ε
εγ
a×Yε
β16.69°120°
=0.86
=
4.83
=
1.68×0.69
4.17
KFa=1.90
ℎb
86.272.25×2.5
=15.34
KFβ=1.4（查图12.14）
载荷系数K ：
K =Kα×Kv×KFa×KFβ
=1.1×1.14×1.90×1.4 =3.34 许用弯曲应力： [σF1]= [σF2]=验算： σF1= =
2×K×T1b1×d1×mn
σFlim1×YN1×Yx
SFlim1σ×Y×YSFlim2
=539.6MPa =450.08MPa
×YFa1×YSa1×Yε×Yβ
×2.42×1.68×0.69×0.86
2×3.34×231796.1786.27×86.27×2.5
=200.77MPa σF2=
Y×YYFa1×Ysa1
×σF1=
2.17×1.81
×
2.42×1.68
200.77=193.96Mpa
4.4齿轮尺寸
5轴的设计计算
5.1已知条件
5.1.1传动方案
5.2高速轴的设计计算
5.2.1轴的最小直径
轴的材料：轴与小齿轮为一体，即齿轮轴结构，材料为40Cr 调质处理
最小直径：取轴颈常数C=104
dmin≥C×√n1=104×√712.8=18.17mm
1
3
P
3
3.8
轴上有键槽，尺寸扩大3%~5% dmin≥19.08mm
确定最小直径：d1=25mm 5.2.2
A 直径：轴的最小直径为19.08mm ，根据轮毂的设计准则，取轴头
的直径为d1=22.4mm
长度：根据皮带轮轮毂孔长度为65mm ，孔的长度比轴头略长，
取l1=64mm
B 段：
直径：根据定位轴肩的计算公式d 2=d 1+(3~4)c
d2=22.4+(3~4) ∗1.6，再根据毡圈油封为标准件，由JB/ZQ4606-86选取轴径为30mm 的毡圈油封件，轴径尺寸顺应毡圈标准，取d 2
=30mm
长度：由第10节得箱体的轴承座孔外断面到箱体外壁的距离加上壁厚为60mm ，以及使旋转零件至轴承盖螺钉头顶面的
距离保持在20mm 左右，取l 2
=72mm
C段：
直径：为便于轴承的安装拆卸和区分加工表面，并且在该轴上的轴向
力较小，由GB/T276-1994选取6307型滚动轴承，尺寸为35×
80×21，内孔直径为35mm ，轴径尺寸顺应轴承标准取d 3
=35mm
长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为
5mm ，轴承宽度为21mm ，挡油环的宽度为9mm ，取l 3=30mm
D 段：
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 4=d 3+(3~4)c
d 4=35+(3~4)⨯2，取d 4=42mm
长度：配合中间轴的尺寸长度，并使高速级大、小齿轮的中心能够对齐，
取l4=118mm
E段：
直径：为高速级小齿轮的直径尺寸值d5=54.01mm 长度：为高速级小齿轮的宽度l5=54mm
F段：
直径：该段为定位轴肩，由计算公式得d 5=d 6+(3~4)c ，
d 5=35+(3~4)⨯2，取d 5=42mm
长度：使高速级小齿轮的端面与齿轮箱内壁的距离保持在10mm 取
l 6=6mm
G 段：直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与d 3 相同，取d 7
=35mm
长度:轴承的宽度为21mm ，同一轴上的挡油环尺寸一致，减少加工零件种类，挡油环的宽度为9mm ，取
l 7=32mm
5.2.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴径在18～30mm ，r 取1.6mm 轴径在30～50mm ，r 取2mm 倒角 按推荐参数 轴径在18～30mm ，c 取1.6x45o 轴径在30～50mm ，c 取2x45o
5.3中间轴的设计计算
5.3.1轴的最小直径
轴的材料：45# 调质处理 最小直径：C=114
dmin
3P23.65
≥C×√=114×√=33.01mm
n2150.38
3
5.3.2 A段：
直径：轴的最小直径为34.00mm ，d 1>d min ，轴上的轴向力较小，
由GB/T276-1994选取6207型滚动轴承尺寸为轴径尺寸顺应轴承标准，取d1=35mm
长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离
为5mm ，轴承宽度为17mm ，为使高速级大齿轮与高速级小齿轮的中心对齐，同时使高速级大齿轮端面与齿轮箱内壁的距离保持在16.5mm ，取l1=43.5mm
B段：
直径：为便于齿轮的安装拆卸和区分加工表面，d 2稍大于d 1，取 d2= 40mm 长度：该段轴用于安装高速级大齿轮，所以其长度略短于齿轮宽度，
取l2=93mm
C 段：
直径：由定位轴肩计算公式d 3=d 4+(3~4)c ，取d3= 48mm
长度：该段轴使高速级大齿轮和低速级小齿轮的端面之间保持合适的距离，取l3= 19mm D 段：
直径：为便于齿轮的安装拆卸和区分加工表面，取d4= 40mm
长度：该段轴用于安装低速级小齿轮，所以其长度略短于齿轮宽度，
以便于齿轮定位，取l4=41mm
E 段：
直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与
d 1相同
d1=35mm
长度：轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为
18mm ，为使低速级小齿轮与低速级大齿轮的中心对齐，同时
使低速级小齿轮端面与齿轮箱内壁的距离保持在10mm ，取 l5=43.5mm
5.3.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴径在30～50mm ，r 取2mm 倒角 按推荐参数 轴径在30～50mm ，c 取2x45o
5.4低速轴的设计计算
5.4.1轴的最小直径
轴的材料：45# 调质处理 最小直径：C=114
dmin
33.50P3
≥C×√=114×√=47.71mm
n347.73
3
轴上开键槽，轴颈扩大3%，d=49.15mm
A 段：
直径：轴的最小直径为49.15mm ，根据传递的扭矩，由GB/T5272-2002，
选用ML7型联轴器YA50×60MT7-b, 联轴器的内孔尺寸为50mm ，轴
径齿轮顺应联轴器表周，取d1=50mm
长度：由联轴器的型号规格得联轴器轴孔的推荐长度为60mm ，轴头
的长度略短于轴孔的长度，取l1=58mm
B 段：
直径：由于毡圈油封为标准件，由JB/ZQ4606-86选取轴径为65mm 的
毡圈油封件，轴径尺寸顺应毡圈标准，取d2=55mm
长度：由第10节得箱体的轴承座孔外断面到箱体外壁的距离加上壁
厚为60mm ，以及使旋转零件至轴承盖螺钉头顶面的距离保持在
20mm 左右，取l 2
YA50×60
=73.5mm
C段：
直径：为便于轴承的安装拆卸和区分加工表面，并且在该轴上的轴向力较小，由GB/T276-1994选取6212型滚动轴承，内孔直径为60mm ，轴径尺寸顺应轴承标准取d3=60mm 长度：该减速器为油润滑，轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为22mm ，挡油环的宽度为12mm ，取l3=34mm D 段：
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 4=d 3+(3~4)c ，
d 4=70+(3~4)⨯2.5取d4=68mm
长度：配合中间轴的尺寸长度，并使低速级大、小齿轮的中心能够对齐，取l4=64.5mm E 段
直径：由定位轴肩的尺寸计算公式得d 5=d 6+(3~4)c ，
d 5=75+(3~4)⨯2.5取d5=75mm
长度：与Ⅳ—Ⅴ段配合使低速级大、小齿轮的中心能够对齐，取l 5
=10mm
F 段：
直径：为便于齿轮的装拆和区别加工面，取d6=65mm
长度：该段轴用于安装齿轮，所以该段略短于齿轮宽度，以便于齿轮定
位，取l6=83mm G 段：
直径：同一轴上的轴承型号保持一致，轴径尺寸与d 3
相同，取d7=60mm
长度: 轴承靠内侧的端面到齿轮箱内壁的距离为5mm ，轴承宽度为24mm ，同一轴上的挡油环尺寸一致，减少加工零件种类，挡油环的宽度为12mm ，取l7=48.5mm 5.4.3轴上圆角和倒角
圆角 按推荐参数 轴颈在50~80mm，r 取2.0mm 倒角 按推荐参数 轴颈在50~80mm，c 取2.5×45°
高速轴
中间轴
低速轴