1. 闭式圆柱齿轮的效率
如果是标准齿轮，那先求出齿数，再测出齿顶圆直径就知道了。
mz＝D－2m
其中D（齿顶圆直径，z齿数，m模数）
求出模数：m＝D/(z+2)
分度圆直径：d＝mz
扩展资料
按照一对齿轮轴线的相对位置和齿向（两周是否平行）分为平面齿轮转动和空间齿轮转动；按照齿轮的工作条件不同可分为开式传动和闭式传动；按照轮齿或齿廓的形状分为直齿、斜齿、人字齿、或直齿、曲齿。
角圆柱齿轮为了使齿轮在两个方向都能转动，轮齿两侧齿廓由形状相同、方向相反的渐开线曲面组成，其各部分名称及符号为：齿顶圆、齿根圆、齿槽、齿厚、齿距、模数m、分度圆d、齿顶与齿根、顶隙。
2. 单级闭式直齿圆柱齿轮
一级齿轮减速器利用大小不一样的齿轮速度转换，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。
降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩。减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。减速器可广泛的运用在智能家居、汽车传动、消费电子、通讯设备、精密仪表仪器、光学设备、机器人传动等领域。
3. 闭式圆锥齿轮传动效率
根据两齿轮啮合传动过程中齿轮齿廓推算：
直齿轮啮合传动。
1、圆周力。
2、径向力。
斜齿轮啮合传动。
1、圆周力。
2、径向力。
3、轴向力。
齿轮啮合传动的效率与齿轮的类型、加工精度、齿轮及齿轮副定位装置、传动形式以及润滑情况都有关，一般情况下圆柱直齿轮传动的效率为0.9～0.99，常用8级圆柱直齿轮传动为0.97；
圆锥齿轮传动的效率为0.88～0.98，常用8级圆锥齿轮传动为0.94～0.97。提高齿轮啮合传动效率的措施有：主动齿轮更换齿数多的；从动齿轮更换齿轮齿数少的传动齿轮；齿轮传动加上合适的稀油润滑。
扩展资料：
传动效率和自锁。效率与齿轮传动的效率类似，蜗杆传动的功率损失主要包括：
1）啮合损失；
2）搅动润滑油的油阻损失；
3）轴承的摩擦损失。闭式蜗杆传动的效率η为：η=η1η2η3式中：η1——啮合效率；η2——搅油效率(一般为0.95-0.99)；η3——轴承效率(对滚动轴承取0.99,对滑动轴承取0.98-0.99)。蜗杆传动的效率主要取决于啮合效率。
蜗杆传动的啮合效率可以参照螺旋副的效率进行计算。对于减速蜗杆（蜗杆主动）：对于增速蜗杆（蜗轮主动）：式中：ρv——当量摩擦角，其值与蜗杆蜗轮的材料组合、齿面精度和相对滑动速度等有关
4. 直齿圆柱齿轮效率
齿轮是机械传动中经常会用到的一种常用零件，齿轮采用优质高强度合金钢，表面渗碳硬化处理，承载能力强，经久耐用。在实际应用中，斜齿轮因传动平稳，冲击、振动和噪声较小等特点，故而在高速重载场合使用广泛。
斜齿轮（helicalgear）不完全是螺旋齿轮，应该说，螺旋齿轮是两个斜齿轮的啮合方式，由它们在空间传递力的方向不同来区分。普通的直齿轮沿齿宽同时进入啮合，因而产生冲击振动噪音，传动不平稳。斜齿圆柱齿轮传动则优于直齿，且可凑紧中心距用于高速重载。斜齿轮减速机是新颖减速传动装置。采用最优化，模块组合体系先进的设计理念，具有体积小、重量轻、传递转矩大、起动平稳、传动比分级精细，可根据用户要求进行任意连接和多种安装位置的选择。
齿轮传动的种类有很多种，其中斜齿圆柱齿轮的效率很高，例如直齿圆柱齿轮的传动的效率低于斜齿圆柱齿轮的传动。斜齿圆柱齿轮与直齿轮机构一样，斜齿圆柱齿轮可以利用减小中心距a的方法以便用于提高传动的承载能力可用于高速运转状态。斜齿轮减速机是一种新颖减速传动装置。斜齿轮减速机体积小重量轻，并且经济型好。
斜齿轮的基本参数：
1、螺旋角：它指的是斜齿轮的轮齿与轴线之间的夹角。
螺旋角是斜齿轮所特有的特征，在正齿轮即直齿齿轮中不存在。一般来说下我们平时所指的斜齿轮的螺旋角，指的是分度圆柱面上的螺旋角。螺旋角越大，则重合越度大，越有利于运动平稳和降低噪声，任何事物都是两面的，增大螺旋角虽然带来了诸多优点，但工作时产生的轴向力也增大，所以的大小应该取决于工作的质量要求和加工精度，一般取8-25如若对噪声有特殊要求时，可根据情况取较大值。
螺旋线旋向判别：首先我们将齿轮轴线垂直，若螺旋线右边高为右旋；反之，螺旋线左边高为左旋。
2、端面和法面参数：
端面：垂直于齿轮轴线的平面，端面上的参数一般加下标t；
法面：与螺旋线垂直的平面，法面上的参数一般加下标n。
（1）齿距与模数：=t=π
（2）压力角：一般规定法面内的参数为标准参数。
a、正确啮合条件：螺旋角必须大小相等，方向相反。法面模数m与法面压力角要求分别相等。
b、几何尺寸计算：在计算时可将直齿轮的计算公式直接用于斜齿轮的端面是由于一对斜齿轮传动在端平面上相当于一对直齿轮传动。
5. 开式圆柱齿轮的效率
直齿齿轮计算公式：d＝mz，其中D是齿顶圆直径，z是齿数，m是模数。如果是标准齿轮，那先求出齿数，再测出齿顶圆直径就知道了。测量齿轮的公法线Kn=X1，n为跨齿数。
按照一对齿轮轴线的相对位置和齿向（两周是否平行）分为平面齿轮转动和空间齿轮转动；按照齿轮的工作条件不同可分为开式传动和闭式传动；按照轮齿或齿廓的形状分为直齿、斜齿、人字齿、或直齿、曲齿。
角圆柱齿轮为了使齿轮在两个方向都能转动，轮齿两侧齿廓由形状相同、方向相反的渐开线曲面组成，其各部分名称及符号为：齿顶圆、齿根圆、齿槽、齿厚、齿距、模数m、分度圆d、齿顶与齿根、顶隙。
6. 闭式斜齿圆柱齿轮传动效率
传动比=从动轮齿数/主动轮齿数=主动轮转速/从动轮转速
i=z2/z1=n1/n2
记住一个规律：减速的齿轮速比是大于1的，增速的齿轮速比是小于1的。搞清楚齿轮是减速的还是增速的速比就不会算倒了。
当式中的角速度为瞬时值时，则求得的传动比为瞬时传动比。当式中的角速度为平均值时，则求得的传动比为平均传动比。理论上对于大多数渐开线齿廓正确的齿轮传动，瞬时传动比是不变的；对于链传动和摩擦轮传动，瞬时传动比是变化的。
扩展资料：
传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减小外廓尺寸和质量。
闭式传动中，齿轮多采用溅油润滑，为避免各级大齿轮直径相差悬殊时，因大直径齿轮浸油深度过大导致搅油损失增加过多，常希望各级大齿轮直径相近。故适当加大高速级传动比，有利于减少各级大齿轮的直径差。
此外，为使各级传动寿命接近，应按等强度的原则进行设计，通常高速级传动比略大于低速级时，容易接近等强度。
7. 闭式圆柱齿轮和开式圆柱齿轮
齿轮传动的类型很多，按照不同的分类方法可分为不同的类型。
1、按传动比根据一对齿轮传动的传动比是否恒定来分，可分为定传动比和变传动比齿轮传动。变传动比齿轮传动机构中齿轮一般是非圆形的，所以又称为非圆齿轮传动，它主要用于一些具有特殊要求的机械中。而定传动比齿轮传动机构中的齿轮都是圆形的，所以又称为圆形齿轮传动。定传动比齿轮传动的类型很多，根据其主、从动轮回转轴线是否平行，又可将它分为两类，即平面齿轮传动和空间齿轮传动。
2、按齿廓形状按齿廓曲线的形状不同，可分为渐开线齿轮传动、摆线齿轮传动、圆弧齿轮传动和抛物线齿轮传动等。其中渐开线齿轮传动应用最为广泛。
3、按工作条件按齿轮传动的工作条件不同，可分为闭式齿轮传动、开式齿轮传动和半开式齿轮传动。开式齿轮传动中轮齿外露，灰尘易于落在齿面；闭式齿轮传动中轮齿封闭在箱体内，可保证良好的工作条件，应用广泛；半开式齿轮传动比开式齿轮传动工作条件要好，大齿轮部分浸入抽池内并有简单的防护罩，但仍有外物侵入。
4、按齿面硬度根据齿面硬度不同分为软齿面齿轮传动和硬齿面齿轮传动。当两轮（或其中有一轮）齿面硬度≤350HBW时，称为软齿面传动；当两轮的齿面硬度均>350HBW时，称为硬齿面传动。软齿面齿轮传动常用于对精度要求不太高的一般中、低速齿轮传动，硬齿面齿轮传动常用于要求承载能力强、结构紧凑的齿轮传动。齿轮传动的类型虽然很多，但渐开线直齿圆柱齿轮传动是其中最简单、最基本的类型。
8. 闭式圆柱齿轮传动
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/FR1y1=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/FR1y1=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
9. 闭式圆柱齿轮的效率是多少
1、浸油润滑
浸油润滑适用于低速齿轮箱，齿轮的工作结果直接受润滑油的加注量影响。一般情况下，浸没在油中的齿轮分度圆周切速度V<10/s的卧式齿轮箱，齿轮浸没油中的高度在一到两倍齿全高，锥齿轮的为齿轮的高度，立式齿轮箱浸没油中的高度为齿宽的1到1/3。
2、精铣齿轮
在润滑油黏度与浸没油中的齿轮切向速度和本体温度不协调时，油会被离心力甩掉，轮齿进入啮合时没有足够的润滑油膜，齿面将处于边界润滑或干摩擦的状态，齿轮会发生振动，当齿面发生擦伤胶合的时候就会产生噪音及杂音。所以润滑油要具备一定的黏度以及不受外来剪切作用的影响，保持一定的黏度，且要有良好的黏附性能和对于温度变化的适用性，保证齿面会有一层润滑油膜形成。
3、强制润滑
强制润滑是通过将润滑剂以0.05到0.2MP的压力喷入需要润滑的部位，提供充足的供油量，及时地将啮合产生的热量带走的润滑方式。
强制润滑能够控制啮合齿轮的本体温度，当适量的润滑油喷入后实现弹性流体润滑，有效的降低振动和噪声。但是如果油品选择不合适，喷油量不够就会立即产生噪声和振动，一旦断油，高速齿轮立即失效。
齿轮传动的润滑方式，主要取决于齿轮圆周速度的大小。
1)对于开式齿轮及低速（v<0.8～2m/s）、轻载、不是很重要的闭式齿轮传动，可定期人工加润滑油或润滑脂。
2)对于v=2～12m/s的闭式齿轮传动，采用浸油润滑。大齿轮浸入油池，借助齿轮传动将油带人啮合表面。对于圆柱齿轮，浸油深度以1～2个齿高为宜，最大浸油深度不超过大齿轮分度圆半径的1/3。油池中的油量与传递功率大小有关，单级传动为0.35~0.7L/kW，多级传动按级数成倍增加。当多级传动中低速级齿轮浸油深度合适，而高速级大齿轮未能浸入油中时，可采用带油轮给高速级大齿轮供油。油池深度一般不应小于30～50mm，以防止齿轮转动时将油池底部的杂质搅起，造成润滑油不洁，加剧齿面磨损。油池中应有充足的油量，以保证散热。
3)对于v>12m/s的闭式齿轮传动，宜采用喷油润滑，将一定压力的润滑油喷射到轮齿啮合面。当w≤25m/s时，喷嘴位于轮齿啮入或啮出边均可；当v≥25m/s时，喷嘴应位于啮出一边，及时冷却刚啮合后的轮齿，并进行润滑。喷油润滑供油充分、连续，宜用于高速、重载的重要齿轮传动。
