二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计的分享

UG的天空

一. 课程设计书
! [# ^' S; g" g# J7 w  u4 ]设计课题:
& @( A- a  F; l' V设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一:
  T+ x% t' Y& \5 B         题号

参数 1 2 3 4 5
+ U  T, o2 d5 \  W0 W6 y+ y运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
. R! _8 c  |( p; G运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
2 C. M; U3 W+ F; |2 S0 D卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
) \6 A) S* {7 N0 w6 U: u' ~
6 d, P; C: l5 V二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
/ t4 }* U- U- y! I" n3 c) v3.设计说明书一份。
9 K, U0 X" P4 f# b, ?
三. 设计步骤
1.  传动装置总体设计方案
- G3 G. p0 A: u6 s" Y2.  电动机的选择
5 ?5 _9 |9 c0 q3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.  计算传动装置的运动和动力参数
9 R1 P: [$ v% P2 ?+ M% X5.  设计V带和带轮
6.  齿轮的设计
7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
9 s' }4 {  V6 f1 ]9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计

1 t0 T( }' g6 A5 e! u' J: j1.传动装置总体设计方案:
5 u- M# U2 h1 Y# k6 L
/ q( M* ^  ]: G3 }# z1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
8 I+ K) M/ B- A: ~7 o* u8 F% a+ n2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
0 A6 D8 q- z" i2 E$ `* M7 N/ {+ n9 @3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
, Y2 ^) ^9 }' i8 K* B% g& N 其传动方案如下：


   图一传动装置总体设计图)
$ j. \, k2 q$ s- m
# J5 k% y- l6 w; v" X/ z4 K初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
# {  N8 N( j3 o. \! Q) j; r传动装置的总效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
6 G& C* C9 C; d) k: g; L 为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
- O7 k6 g( W' D* q 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
& z( M1 g- C0 q3 \) r% q
; c  J% C) c. o7 r- F+ Z# O
2.电动机的选择
1 g5 p# O  {8 q; B$ C" c( _
0 }  i' d& E7 V. j) F电动机所需工作功率为： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝ =82.76r/min，
! ^0 Q$ d% m! t4 l+ j经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
1 Y8 R" n* \6 _% t4 u3 m则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
* P8 V, r* |% W% J选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
                                               

4 ?4 z$ A0 W1 J2 P方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速

# T8 L3 \) u1 J$ W电动机重量
N 参考价格
9 Q3 F" [0 j( v3 n( z2 y元 传动装置的传动比
   同步转速 满载转速   总传动比 V带传动 减速器
. x' `! p" S0 |# l! E9 @) ^1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
5 B- D: g  x! C, B0 x" H8 r

) {$ P9 I- Z1 H
6 Y8 ^6 S3 o, j4 X/ a



3 d: p/ a+ \9 }7 ]9 f中心高
外型尺寸
" F* C, c4 Y$ b* CL×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41


; ^  }& p8 t  D, a

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）       总传动比
+ X2 V- A& n! }! ]* m9 [+ r% k由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40
! o7 g8 W+ ~5 h$ u( d. p（2）       分配传动装置传动比
0 \! d: J1 O( E0 B+ {3 w ＝ ×
" ]7 x& `4 t6 t* v( ]2 b# J' \- Y式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3，则减速器传动比为 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.33
4 k, g0 ?4 h  y; R
2 V+ s7 N" X& |1 \/ J% r3 |3 r4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
0 v" I. V7 {7 y   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
* g* _) L7 }2 z7 Q4 e = =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
0 V$ k+ W6 k2 ^6 Z4 p) y ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
4 E% a3 k2 U) W' _* z6 m( R7 k4 L; _   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
. a( B, C. }8 t0 I1 g3 w+ n0 b则各轴的输出功率：  
2 ^- z* `: I0 h9 J: b) [ ＝ ×0.98=3.06 kW
) [, h; p5 |$ W8 V% V) k ＝ ×0.98=2.84 kW
. j' A3 R, t3 E" w: Z ＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
* J% f9 s) z! A4 {1 Q    = × ×   N?m
电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?
所以:  ＝ × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
- j* D0 T, B; e2 O9 N/ y输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
1 z6 q; H* s. e% O1 Q2 E. c0 t8 X ＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 N?m
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
# R; q) T, k( c; t 输入 输出 输入 输出
' ?4 r) S  P" H4 d8 |% `电动机轴  3.25  21.55 1440
2 G/ O* n1 m# J; Y: C3 s) z& h1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
7 A9 @: G1 f% R/ O2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
& [: T6 _* G/ T0 R3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4 p- G; r: T" p5 r, Z; {/ a9 t4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

% |5 t+ v0 V- O
6.齿轮的设计
" E- `2 c+ q' T1 E4 S1 b
（一）高速级齿轮传动的设计计算

1． 齿轮材料，热处理及精度
+ }: n) a8 D' ]! R& u考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）       齿轮材料及热处理
& U6 Y/ E' v1 \' @0 p5 f' k   ① 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数 =24
+ G' v& U- @9 K7 e, }/ h) R4 X+ x高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z =i×Z =3.24×24=77.76   取Z =78.
! L( m3 E  G1 x& s- E0 d      ② 齿轮精度
7 Q- W3 e( `* {% Y6 t$ ]' t6 G按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
9 r! @( o5 S- ~4 ?3 |8 J/ E
3 X3 t5 ]1 z! O) \2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
5 ~2 B( o  _: V按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
' ~' B2 P. W8 S6 `& q! e# ]①试选 =1.6
) f8 W4 H% {2 G2 g5 Q查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
) f) K6 R2 V$ P; |由课本 图10-26      
则
* L8 ~) r1 ^% r7 L& ?6 J②由课本 公式10-13计算应力值环数
/ y; y; n5 M( e8 dN =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
' \$ y# U7 s6 J* m=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本  10-19图得：K =0.93   K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
, Z2 D2 d5 H& P8 v. P[ ] = =0.93×550=511.5  
3 k8 E% n  |6 x4 u9 c8 D* i/ ]
[ ] = =0.96×450=432         
8 ^. U" E3 ~  }6 C* A9 u2 s许用接触应力  


% G2 c; J; C2 L+ Z" }⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
, D3 Z, H: j% H+ l" Z; v        由 表10-7得:  =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
- E/ C1 A9 }) x  v: N3.设计计算
" w  \! ?8 G. m①小齿轮的分度圆直径d
. D) w- g1 g- a; f
# _( L7 \! u/ n8 F, G1 L=
( B9 t8 z% ?& z②计算圆周速度
   
3 B0 y8 w. A& P" |8 Y: ~6 H③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
       b= =49.53mm
4 p7 W# ]# U# l2 q2 C) E计算摸数m
+ @- F% S. ?6 k+ N' I) [& \  初选螺旋角 =14
9 K% Z+ i; M' p3 P# H8 n+ T' I" b =
6 ]/ f5 p$ l$ R. ^* ]! u! ~  Y' A. d④计算齿宽与高之比
; K9 O; f8 a& `+ k: d齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
⑤计算纵向重合度
  b$ L2 Y8 N. |. @ =0.318  =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
7 I* b3 Z" L& r6 t$ W查课本由 表10-4得K 的计算公式:
7 {% \2 D8 D. o9 s6 aK =   +0.23×10 ×b
  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
/ k: [' B. g2 T- R$ X1 |9 F& J查课本由 表10-3 得: K = =1.2
: ~' z# u$ }: U: S故载荷系数:
/ e% \- j' a, F0 s) \( ]1 |K＝K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
9 b, }* D: b3 M& `⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
$ Q" L- y( [) Y0 Y7 cd =d  =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
* m' w2 ^; E: \; _5 [8 z4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
/ u9 i7 S5 e( r% L  e; _ ≥
7 L$ |" U7 E- s& a" R4 L
⑴   确定公式内各计算数值
) L4 n  p; H( _) ^$ L  T①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
     确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i  z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差  i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
9 x! e6 U$ n. d, Y/ J* pΔi＝0.032％ 5％，允许
( z5 d/ F( F4 z5 m* W- }" H②      计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
3 ?( m0 A2 b5 R" n- i. ^z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初选齿宽系数
) m' _& [: [0 g6 T. x! e/ K     按对称布置，由表查得 ＝1
1 x; k  p0 u& z: R/ C0 p3 j. M④       初选螺旋角
, J, ^0 K! i- P3 u2 T    初定螺旋角  ＝14
* T( t& _% {% [# q  y⑤       载荷系数K
5 f- O# s6 [, j  M. f, qK＝K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
6 n' \" J* ?3 r⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
, q% \" n5 D% h4 F9 d, R# u查课本由 表10-5得:
1 \$ P1 F- S. q* b& t6 U6 Z% G齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774

⑦       重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
! z$ d/ ?* n# d ＝14.07609
- d3 Z9 \6 k  y, {' x7 g- L( U因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
" E% a& f# \" W⑧       螺旋角系数Y
) D+ ?: T/ O$ C$ Q5 v 轴向重合度  ＝ ＝1.825,
3 @; i- ?# y- q6 D# O) G7 gY ＝1－ ＝0.78

⑨       计算大小齿轮的   
安全系数由表查得S ＝1.25
: b- d6 `7 Q1 O( e) L8 F工作寿命两班制，8年，每年工作300天
1 O' ~* J6 R3 i& h0 S小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
: C: ]* B8 u, h' D/ V) M3 R3 N大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮      大齿轮
6 h6 |0 L9 K. @; x) ?1 Y: `查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86        K =0.93  
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
3 W8 \+ {4 s+ a! {1 q! G7 B8 L' _[ ] =
[ ] =
2 G( b0 O& E9 m% u  

+ e8 n- ~+ `2 F4 L6 }大齿轮的数值大.选用.
7 ]* m+ e# ?* o+ d' N
! p  a1 `, v6 h& r* Z* s2 }- x: d5 g⑵   设计计算
①  计算模数
0 E# k' O) C$ V9 M
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
5 F9 _2 J& j4 h1 nz = =25.097  取z =25
那么z =3.24×25=81         
②   几何尺寸计算
, e, I; G- C' W6 C计算中心距     a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
! z; M9 L1 g" F: \0 U =arccos
2 y8 a6 f& ?# G1 R$ n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
! i6 n2 E9 p9 j, Y计算齿轮宽度
B=
圆整的      

（二）  低速级齿轮传动的设计计算
⑴   材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    z =2.33×30=69.9  圆整取z =70.
1 E( J3 S9 p. e& O# r ⑵   齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶  按齿面接触强度设计
1.  确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
$ L8 ]# `. S; U! Q, X! `# @③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
3 g8 ^, l* @* E$ U$ [N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
; Y* F2 u4 ~6 d+ e: O=4.45×10  
2 d( F. ~  l" Y) ~, S8 JN = 1.91×10
. Y& {3 c5 |* }6 I+ ]由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
& A; E/ H2 E/ _  c0 oK =0.94                   K = 0.97
查课本由 图10-21d
: S7 w9 `8 O, y) _! f# c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
4 R& y: {6 |  u) u大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
9 F8 w7 r$ l7 M' n; \[ ] = =  
[ ] = =0.98×550/1=517  
* K* v+ m; o" M3 K* \; f2 u1 \4 A[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
  x% y1 i" R- K- z选取齿宽系数      
. o9 u) l3 |# q7 B5 a0 KT=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
1 A, J. F6 h# u' [1 J/ R=14.33×10 N.m
5 b1 T' o1 i6 {0 A0 R+ Q' G: R                           =65.71
2.   计算圆周速度
( e" k6 U* U5 l' B- V+ n               0.665
3.   计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4.   计算齿宽与齿高之比
  模数   m =  
. Z9 k  v- E( v, W% M' y# J 齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
8 W3 I1 N, k9 y( j$ I  ^+ m% ~  P  X6 F  =65.71/5.4621=12.03
5.   计算纵向重合度
. L/ ~3 ^: c3 l
- S, v1 \6 c' D5 r; K8 f7 o6.   计算载荷系数K
+ N( K3 ?: O$ [5 r/ wK =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
) a. c& K4 H5 j" h! F          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系数K =1   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
& J: k+ A; V- u9 r =1.04   K =1.35    K =K =1.2
故载荷系数
& G, |5 _# ^6 Q* h* nK＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d  =65.71×
) N4 q6 k" A& }6 W计算模数
3.   按齿根弯曲强度设计
m≥
3 K  W1 [4 P. W5 m' j+ H0 \一确定公式内各计算数值
（1）       计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m
% J$ O3 g& q. h8 X+ P9 l（2）       确定齿数z
2 N7 N. d1 }: r" z- e8 u, _1 P4 M+ e因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差  i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
4 E* ^$ P. Y# w6 P# ~2 Q# yΔi＝0.032％ 5％，允许
7 H* {/ `0 e4 h% }（3）       初选齿宽系数
2 e! E5 }. q; ]   按对称布置，由表查得 ＝1
（4）      初选螺旋角
' E" C; f8 z5 N7 b7 b+ E$ }  初定螺旋角 ＝12
- @( W* j1 u  j% z; r2 L（5）      载荷系数K
: `( k+ n" u7 K& [/ VK＝K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数     
2 V1 T$ }7 z4 B0 q$ ^; X5 B) \      z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056  
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
* c9 o6 x7 C. q% F/ k7 Q( x+ D/ s      
（7）       螺旋角系数Y
! d2 o5 `/ {& Z  c5 S: d4 P 轴向重合度  ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8）       计算大小齿轮的   

查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
1 _: w8 x3 D! t* s  x. h7 ?+ e        
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
. ~" j& s0 M7 H. u7 j$ V  c# fK =0.90      K =0.93    S=1.4
[ ] =
& q) G" @$ z# `# l3 I[ ] =
    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  
7 ^" R8 o9 d6 F& y% q# {6 A, g' w                  
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
+ s. K3 g9 T0 T) P% S①  计算模数

/ l( ^' Z6 l+ h! B" l7 n8 H( |& I对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77  取z =30
z =2.33×30=69.9     取z =70
4 ?# d# Y/ ]% v: C. m; l" X    ②   初算主要尺寸
, g. H9 t- j1 J+ n$ Z  c5 W$ v计算中心距   a= = =102.234
将中心距圆整为103  
, I. v8 a8 ~7 _修正螺旋角
6 V& y0 F  o3 L. O =arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
   分度圆直径
5 T9 }$ V7 O$ N6 i4 X& T: k      d = =61.34
d = =143.12  
) w8 G( l( i; u7 ^/ B+ E/ i+ y3 X计算齿轮宽度
+ ?! Z  `. c" j# S( {
& u/ W1 d9 g- X) c圆整后取      
; V5 y1 L9 m* J, R
, U6 \: f6 o4 m' v' s                                         低速级大齿轮如上图：
# X3 B3 @% _# J" }
: S. s& s+ v8 Z+ k# ?$ [
# U6 c; f8 Y1 H2 K3 `: }* ?
V带齿轮各设计参数附表
0 @# _& ^5 K5 M% O8 a$ w6 {- Y
1.各传动比
& z/ J/ B+ K+ L  G- n, P: c3 t6 m8 fV带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
2 i4 c. l' ^, A  J% i2 c
2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)  (r/min)  
(r/min)
+ e3 C9 k( _4 K( H626.09 193.24 82.93 82.93

3. 各轴输入功率 P
; M$ \1 ]6 j. K9 N9 o% l4 l9 Z5 D （kw）
2 o8 d  z4 q" X: k/ K$ T+ k# h% a （kw）
2 |) J7 X/ P6 a6 T% x" E （kw）
(kw)
) G7 t  D% H: k' _% Y" {% C( F
- F% L$ }6 W' G# w. Y5 @3.12    2.90 2.70 2.57

3 m0 V3 V% U6 l4. 各轴输入转矩 T
3 w0 r! A* S: t (kN?m)
9 ]& o& j5 o9 _3 T# q7 S (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
/ x, q& w6 f. n& u( u: {1 X47.58 143.53 311.35 286.91
1 e4 F1 V( K2 K# ?) _
" D0 s0 S! R9 R- N 5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
) z1 X1 i$ B  f4 f' \9 j: f中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5



% |9 H' e* y; ]6 |* O
* |) X2 }0 X0 C5 Z2 I
7.传动轴承和传动轴的设计

- _( z& ~) N' ^: E7 b- z1.  传动轴承的设计
" o; E; E. C- K8 `6 a
⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
( X/ Z# s+ S7 ?0 B( Q =311.35N．m
⑵.  求作用在齿轮上的力
& E2 @" W1 R/ m* y( q已知低速级大齿轮的分度圆直径为
         =143.21  
而  F =  
     F = F  

     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:

⑶.   初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
3 }' A  H. z) E: t
$ H5 q0 ?1 w/ B/ q输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
" h) e$ {7 x7 n查课本 ,选取
) o% e- t* E3 y/ l
( z4 y3 B# `2 a( Z$ \因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
! n4 M. r  I$ R; N$ I: G选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
% Y3 X) k# B5 I7 F
8 T" r& z1 |# o
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与   为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

7 ?9 Q3 L2 r3 `* q7 m, \; D3 o' o
D B  

轴承代号
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
   45 85 19 60.5 70.2 7209B
/ G6 w$ t. F' z; \' t   45 100 25 66.0 80.0 7309B
   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
   50   90   20   62.4 77.7 7210C
         
9 i; u- e. o+ K/ K2.  从动轴的设计
, z. g: }- @) O* I
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
4 Z4 z0 O+ d9 f, q③   取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.   
7 ?- z* i' d" b! A5 g3 K5 i! e
2 J, Q- d4 b, c6 f% \' A④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离  ,故取 .
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
6 t! m! _6 L! Q9 D$ w' t! C# ?高速齿轮轮毂长L=50 ,则
! S% J- B0 [4 w! X( o; B
/ d: E5 E4 U8 [% m1 Y. Z; t5 a$ t" N
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

- L4 W  j0 b5 s6 L& E! r) _5.    求轴上的载荷  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
; w7 C5 U" `1 W9 T. P查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
( R; [  h* h4 @对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
  
$ O1 b; C4 m) ?# ^: h+ ]  N


) N) D1 e+ m1 I, D# ?1 k7 Q. A

& t6 I3 B  T- B

- v) s1 k, ?: Z6 r$ {+ `     
- E' c/ G& k1 t0 z: ?' S; ~
! V' T( x( I) L( g- |+ ]8 @传动轴总体设计结构图:
/ Y7 w; m8 J/ ~* R  ~  |+ n* \
8 Z+ U0 V/ N+ C6 ~! F; z                             (从动轴)


- P4 Q, |1 L) d+ p/ K* k
                (中间轴)
. C0 e) ^( ^% f8 w$ G" h+ a; C
- ?! S- @' ^7 l2 v8 W, K! X. ]                             (主动轴)

* k: I* M/ H' B
        从动轴的载荷分析图:

6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
7 `1 _% I/ ~# [& F根据
6 }0 K$ H2 K: _4 R2 f- T = =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
" z/ T, ~) O' N+ H) a. D% S1 Z9 i查表15-1得[ ]=60MP
) j) b5 J, X# s- M  T4 R5 h 〈 [ ]    此轴合理安全
! w- G. \8 Y! V) ^+ e; Z2 g
8 M  r! y% F2 b7.     精确校核轴的疲劳强度.
! g' J+ i# E) l/ l4 f. Z& N⑴.   判断危险截面
8 h6 g; `+ F/ ^8 A+ q+ H截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A  Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵.  截面Ⅶ左侧。
0 s& o- |5 I+ o1 o抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
& [/ b; \$ s- N) A$ t4 n截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  
截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
截面上的弯曲应力
! |2 `2 _/ [8 F% E$ Z  
% {$ F/ e3 z* p- Y+ C) a截面上的扭转应力
$ T/ T4 Q/ o, L. w% _  = =
轴的材料为45钢。调质处理。
1 b0 h  ~; l) T由课本 表15-1查得：
            
) F- z+ V2 }) ^* h, u) ]% _因                 
3 z! T, O+ A# F! A+ {+ Q. g% T经插入后得
- ]0 V7 C( Q7 w7 }  G! N6 _8 G  2.0          =1.31
轴性系数为
         =0.85
, c/ b* Y, ~. V' \- _ K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
  s+ i9 M1 @7 Q! i7 N所以               
6 C$ B6 w$ Q' A
) F/ q9 n/ R- Q- c1 @; F) K综合系数为：    K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
安全系数
( h3 p, I4 Z( P( f) f, B1 D  KS = 25.13
7 n, F' Y' h2 u. Y+ I* @S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
  r+ I. i0 ?. h. t! r: ^8 N截面Ⅳ右侧
抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000

! \% _7 n9 s  ]3 ]' f  a1 N! R9 v% b; N截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560

截面Ⅳ上的扭矩 为    =295
截面上的弯曲应力     
截面上的扭转应力
: N' x( M. r6 T  = =  K =
% m2 _6 Y( |2 \% J: B7 j: DK =
3 l5 u, b1 M1 C& \# Q; I所以                  
0 N# H+ s+ f3 g/ k2 U综合系数为：
$ V3 f3 R8 K8 B1 s* kK =2.8    K =1.62
, g: l) o5 J( o7 U: \' k1 U1 i碳钢的特性系数
     取0.1        取0.05
安全系数
2 R5 O4 Q9 ~: K7 r& U8 AS = 25.13
S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
6 d7 @5 r  _4 q( h- K
8.键的设计和计算
' F" E' X0 M' x) f
①选择键联接的类型和尺寸
- Q4 v% ~) g* U$ \% x. E) m一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
2 J9 L: W+ j0 n0 v根据    d =55    d =65
' b. O$ `* v0 N6 x+ a6 c查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50
, h6 A+ U9 q1 Z' ^- s# N5 c, H% @
8 u  ^% R3 n" e4 L5 l②校和键联接的强度
/ c( \3 g" p: K$ W( |  查表6-2得      [ ]=110MP
* L. V, B8 x8 j% E+ Q6 o工作长度   36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
, @6 d- c6 t  Q0 i' A         ＜[ ]
         ＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
           键2：16×36 A GB/T1096-1979
$ w# x# T1 ~' n+ n" i键3：20×50 A GB/T1096-1979
% S2 |* f7 c% {0 ^) s; {' B9.箱体结构的设计
7 y: o, N, d. [1 b% |) y# ~减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
; g7 `. f6 e3 @! W5 W" _0 S* e大端盖分机体采用 配合.
+ K: [" G6 Z) y7 A1 }. Y
$ O0 Y( l7 R' F: U. X1.   机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
. b/ W6 R/ Q4 o& E2 E
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
$ O) t7 k& \1 q" C. ^8 a
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
; U8 A& T+ w+ F7 U为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3.   机体结构有良好的工艺性.
& R5 P( \: u# V) c) j+ R# N铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

2 l3 Q, e: |( S4.   对附件设计
A  视孔盖和窥视孔
  _/ O# ?+ s- W& L" U在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
( I3 ~% O6 W7 O6 `0 ^- W0 ^# SB  油螺塞：
; P  C9 r4 v3 v放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C  油标：
/ B; V6 M/ Y* i1 w油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
) Y, W# h+ }5 l; A5 M( {" ~  C
D  通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
' R5 g9 O. S, P; A2 lE  盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
- \0 r- n3 H2 w钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F  位销：
" N4 U7 L6 G, Z为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G  吊钩：
8 m0 d. W  E% w1 `" x$ g# K' V; j在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

, b+ Q' t* E6 V: |6 M减速器机体结构尺寸如下：
5 k1 u8 c1 }; ~! }( v
名称 符号 计算公式 结果
9 ]* S. e$ S" l5 X* f箱座壁厚  

: l3 a8 c# I. p! h, g" d# M; ?- V10
7 F6 ~3 |0 K3 I箱盖壁厚  

+ ]2 d. H! H# x5 y9
+ Z% g: i+ R1 {3 ^; Q. c箱盖凸缘厚度  
& @+ n( W/ E: D3 B9 H8 C9 J
: D) M! X/ @; i8 U; I! o: I12
3 o( R- M: c1 [- N( e/ _箱座凸缘厚度  
' r2 c* g- Q% p& v$ E8 y5 w7 h+ E
15
. F, y* K2 v4 q7 p7 j- S& B4 s箱座底凸缘厚度  
/ }9 _+ F' f3 O7 B/ w
25
地脚螺钉直径  
; V, P3 R' H* L; f* z( c2 E6 D! q
8 i$ q0 X! `* S  Y* b" i6 v8 dM24
( U$ L( |9 ~. a/ V$ H/ b9 B地脚螺钉数目  
查手册 6
1 ?2 ^$ X; M" [1 |轴承旁联接螺栓直径  

M12
机盖与机座联接螺栓直径  
0 \- q# t  Q( C' w6 e  F9 I =（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径  
# k/ Y& x2 z/ Y6 @4 Z- P% b =（0.4~0.5）
10
0 {& n- ]+ V% B$ V+ ?) W视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
' y7 r+ v, ?2 m5 e6 F/ e4 U定位销直径  
=（0.7~0.8）
! K! F1 e" j9 Z4 R; h2 d8
, \- N- Z2 F' ~! w$ x$ U6 O5 `9 N ， ， 至外机壁距离  
查机械课程设计指导书表4 34
+ s% ?. ~& T3 }3 _8 G22
& R% P, O  f: A9 ?5 z, ?" m; D4 ?18
， 至凸缘边缘距离  
查机械课程设计指导书表4 28
0 b  |4 q$ g) P7 Z16
外机壁至轴承座端面距离  
= + +（8~12）
5 Z& Z$ \9 A' f$ r. A50
大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
% D  n. C, q# h+ \; H2 q" U齿轮端面与内机壁距离  
) n( n. k, d  i8 b+ i9 l >
' n+ C* W: O& c! B) h10
机盖，机座肋厚  
2 _$ P" a3 l$ z- N$ _" Z1 Q
9     8.5

轴承端盖外径  
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
* v" o' M8 b. w' w! X150（3轴）
! R- D& [9 I; Z! O+ ?4 v轴承旁联结螺栓距离  

120（1轴）125（2轴）
8 H/ f" `$ R( k150（3轴）
8 k  m' m2 n. U* B- P
3 V. u- K- G# a: `" V10. 润滑密封设计
$ `  o7 z) E3 Q; q: J8 }- O
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
% d# v1 |1 d( Q     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
+ n4 g- v( T6 i$ O
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
9 m  l6 j1 P3 U凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
- t  ]: ?+ O* g0 A* r+ ~密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

. u0 a* Z6 t4 K/ j9 ^2 J+ ~) Q11.联轴器设计

1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
/ L6 K8 V' M, S  @$ p查课本 ,选取
所以转矩   
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
/ ?/ |; M( i8 I1 ]8 L% A查《机械设计手册》
" [, G% }% z4 v选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm