齿轮传动论文格式

齿轮传动论文格式

浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文

0 引言

齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。

1 齿轮失效方式的探讨

齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。

1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。

2 齿轮强度设计的探讨

2. 1 轮齿弯曲强度计算

1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。

在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。

过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。

目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。

2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响

根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。

2. 3 齿面接触疲劳强度计算

图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。

1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)

2. 4 齿面胶合强度计算

齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。

对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。

我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。

3 结束语

文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。

一级齿轮减速器毕业设计论文 输送带工作拉力F/N2000，工作速度V/(m/s)1.1,滚筒直径D240，

　　仅供参考

　　一、传动方案拟定
　　第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
　　（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
　　（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
　　滚筒直径D=220mm。
　　运动简图
　　二、电动机的选择
　　1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
　　2、确定电动机的功率：
　　（1）传动装置的总效率：
　　η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
　　=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
　　=0.86
　　(2)电机所需的工作功率：
　　Pd=FV/1000η总
　　=1700×1.4/1000×0.86
　　=2.76KW
　　3、确定电动机转速：
　　滚筒轴的工作转速：
　　Nw=60×1000V/πD
　　=60×1000×1.4/π×220
　　=121.5r/min

　　根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
　　符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
　　方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
　　KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
　　1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
　　2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

　　综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
　　4、确定电动机型号
　　根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
　　Y100l2-4。
　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
　　三、计算总传动比及分配各级的传动比
　　1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
　　2、分配各级传动比
　　（1） 取i带=3
　　（2） ∵i总=i齿×i 带π
　　∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
　　四、运动参数及动力参数计算
　　1、计算各轴转速（r/min）
　　nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
　　nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　2、 计算各轴的功率（KW）
　　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=1.2 P=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)=279.30 mm
　　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]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
　　σHlim1=610Mpa σHlim2=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=1 ZN2=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=610 Mpa
　　[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
　　σ bb=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=55mm b1=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]= σbblim YN/SFmin
　　由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
　　由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=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]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
　　[σbb2]= σbblim2 YN2/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=198582 N
　　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：35×82 GB5014-85
　　（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=4 5mm，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×（P2/n2）×106=198.58N?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=53265 N
　　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=（MC12+MC22）1/2
　　=（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=FS2 Fa=0
　　故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
　　FA1=FS1=682N FA2=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/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
　　y1=0 y2=0
　　(4)计算当量载荷P1、P2
　　根据课本P264表（14-12）取f P=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=FS2 Fa=0
　　故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
　　FA1=FS1=711.8N FA2=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/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
　　y1=0 y2=0
　　(4)计算当量载荷P1、P2
　　根据课本P264表（14-12）取f P=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8×36 GB1096-79
　　大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
　　轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
　　2．键的强度校核
　　大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
　　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8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79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/T5780 M18×30,材料Q235
　　高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
　　低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
　　螺栓：GB5782～86 M14×100，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)
　　(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
　　(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
　　(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
　　(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
　　(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
　　(15) Df.d2

　　(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
　　(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
　　(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
　　(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
　　(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
　　(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

　　D～轴承外径
　　(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

　　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
　　课程设计都需要刻苦耐劳，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，陈立德主编，2004年7月第2版；
　　[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

论文参考文献格式要求与编排

论文参考文献格式要求与编排

论文参考文献格式有严格的要求，那么具体的要求是怎么样的呢?下面是我为大家收集的关于论文参考文献格式要求与编排，我们一起去了解一下吧!

科技论文对论文中参考文献格式的规定：

文后所列出的参考文献序号，应与正文中标注的序号(相应文字右上角上标的方括号内)一致。未发表的文章不能列入参考文献。

引用的各条参考文献按序号顶格排列，移行时应缩格排列。如果参考文献的作者超过3名，只需列出前3名，后面加上“等”(中文)或‘`et al. “(西文)。

一般期刊参考文献的格式，请注意其中标点符号的.用法。

期刊的参考文献格式：

作者。题目。刊名，出版年，卷(期)：页次

书籍的参考文献格式：

作者。书名。版本。出版地：出版者，出版年：页次

专利的参考文献格式：

专利申请者。专利题名。专利国别。专利文献种类。专利号。出版日期

学术会议论文集的参考文献格式：

作者。题目。论文集名。出版地：出版者，出版年：页次

科技论文参考文献编排格式

1专着、论文集、学位论文、报告

[序号]主要责任者。文献题名[文献标识类型].出

版地：出版者，出版年。起止页码(可选项)。

[1] 刘长混，王伟胜，赵海翔，等。风力发电机[M].北京：中国电力出版社，2009.42-76.

[1] Liu Changyi,Wang Weisheng,Zhao Haixiang,et Driven Generator [M].Beijing ; China Electric Power Press , 2009.42-76.

[2] 江涛，信息技术国际研讨会论文集[C].北京：中国社会科学出版社，1994.

[2] Jiang Tao. The International Symposium on Information Technology [C].Beijing;The Chinese Science Press,1994.

[3] 田苗苗。变风载下风力发电机齿轮传动系统动力学特性研究[D].重庆：重庆大学机械工程学院，2010.

[3] Tian on dynamic characteristics of gear load[D].Chongqing:College of NIechanical Engineering of Ch+ngqing University,2010.

[4] 石方。核反应堆压力分析[R].北京：清华大学核能技术研究院，1995.

[4] Shi analysis of nuclear reaction [R].Beijing; Institute of Nuclear Energy Technology,Tsinghua University, 1995.

2期刊文章

[序号]主要责任者。文献题名[[J].刊名，年，卷(期)：起止页码。

[1] 肖军，沈来宏，邓霞，等生物质催化热解气化热重分析研究[[J].太阳能学报，2009,30(9}:1254-1257.

[1] Xiao Jun, Shen Laihong, Deng Xia, et gravim -etric study on catalytic pyrolysis gasifieation of biomass [J].Aeta Energiae Solaris Sinica, 2009,30(9)：1252-1257.

3论文集析出的文献

[序号]析出文献主要责任者。析出文献题名[A].原文献题名[G1.出版地：出版者，出版年。析出文献

起止页码。

[1] 石方。线性规划在毒物配置中的应用[A].中国运筹学第五届大会论文集[C].西安：西安电子科技大学出版社，1996.13-15.

[l] Shi Fang. The application of linear programming in poison configuration }A].The fifth Conference Symposium on China Operations Research [C].Xi'an:Xi'an universitv of electronic science and technology press,1996.13一15.

4专利

[序号]专利所有者。专利题名[P].专利国别：专利号，出版日期。

[1] 石方。电子检测仪器[P].中国专利：881056073,1996-03-15.

[l] Shi Fang. Electronic testing instruments [P].China: 881056073,1996-03一15.

5报纸文章

[序号]主要责任者。文献题名[文献标识类型].报纸名，出版日期。

[l] 王军。创造学习的新思路〔N].人民日报，1998-12-25.

[l] Wang ideas of creative learning [N].People's Daily,1998一12-25.

6电子文献

〔序号〕主要责任者。电子文献题名[文献标识类型].电子文献出处或获得地址，发表或引用日期(任选)。

[1]王明亮。标准化数据库系统工程新进展[[EB/OL].http:// .pub/9808102.

html,1998-08-16.

[l] Wang progress of standardized database systems engineering [EB/OL].http:// -1,1998-08一16

7国际、国家标准

[序号]标准编号，标准名称[S].

[1] GB50011-2001,建筑抗震设计规范(2008版)[S].

[1] GB50011 -2001,Code for Seismic Design of Buildings (2008)[S]

展开式二级直齿圆柱齿轮减速器毕业论文的前言怎么写

减速器概述

1.1、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。

1.1.1 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40 000kW，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。
关键词：减速器 刚性 零部件 方案

毕业论文

机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22

设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组
德州科技职业学院青岛校区 设计者：####
指导教师：%%%%
二○○七年十二月

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。
（2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=1.70m/s；
滚筒直径D=280mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96
=0.82
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1250×1.70/1000×0.82
=2.6KW

3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×960V/πD
=60×960×1.70/π×280
=111r/min

按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min
。

4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.6
2、分配各级伟动比
（1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4

四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min)
nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.6KW
PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96
=2.77KW

3、 计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960
=25729N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.496/686
=34747.5N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114
=232048N•mm

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
由课本表得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×3=3.9KW
由课本得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由课本得，推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm
dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm
由课本P74表5-4，取dd2=140mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140
=685.7r/min
转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686
=0.0004<0.05(允许)
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140)
所以有：168mm≤a0≤480mm
由课本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400
=1024mm
根据课本表7-3取Ld=1120mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2）
=400+48
=448mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×600
=1800-140-100/448×600
=1800-5.350
=174.650>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本(7-5) P0=0.74KW
根据课本(7-6) △P0=0.11KW
根据课本（7-7）Kα=0.99
根据课本（7-23）KL=0.91
由课本式（7-23）得

Z= Pd/(P0+△P0)KαKL
=3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91
=5
(6)计算轴上压力
由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N
=160N
则作用在轴承的压力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2
=1250N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=6
由课本取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9550×P/n1=9550×2.6/960
=25.N•m
(4)载荷系数k
由课本取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本查得：
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
由课本查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得：
d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm
=38.3mm
模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm
根据课本表9-1取标准模数：m=2mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm
d2=mZ2=2×120mm=240mm
齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm
取b=35mm b1=40mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本查得：
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [σF]2
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=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000
=2.0096m/s

六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本并查表，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm

2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，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+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=40mm
②求转矩：已知T2=34747.5N•mm
③求圆周力：Ft
根据课本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求径向力Fr
根据课本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
(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=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
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=235.3×50=11.765N•m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•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=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
取d=35mm

2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，
右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡
配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N•m
③求圆周力Ft：根据课本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)计算当量弯矩：根据课本得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×10=58400小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=686r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本取f P=1.5
根据课本式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>58400h
∴预期寿命足够

2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=114r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
取fP=1.5
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本得：ft=1
根据课本式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>58400h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
据课本得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]