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
/ K% p) W  z. @' v' `设计课题:
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:
" f3 L- T8 {% |2 s; `/ l# _% \         题号

2 C1 B! C* U( ]& M! Y6 |" a( H) N 参数 1 2 3 4 5
运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
2 ~/ q* |; h+ T+ `; ?! r8 m运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
! i/ i# x* V( W8 R0 g
7 H$ X9 g/ n7 O) ]二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
* V$ `1 f7 d# [7 y, a2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
( k8 W3 y: j; q  _3.设计说明书一份。

- I) }& W* d8 E5 T+ \7 |: J5 ]三. 设计步骤
1 L$ ^/ j' k9 Z& j* M/ F1.  传动装置总体设计方案
' Q+ u( b& c/ @0 ^- O- E8 z2.  电动机的选择
" m! O+ T# u; N: e# a* E3.  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
5.  设计V带和带轮
1 X* u6 g# R5 Y0 a* r. t6.  齿轮的设计
7.  滚动轴承和传动轴的设计
2 c, s# V/ J- s( k* o  O8.  键联接设计
9.  箱体结构设计
: t0 w3 c, [6 J- P  D& e8 Q10. 润滑密封设计
+ M- }) A" c+ P6 ~% ~; q$ N11. 联轴器设计
# V0 N- e1 c' y8 S
1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 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，
. T! n, }& k6 j- i  [  `8 y% g要求轴有较大的刚度。
8 E4 t* u5 ~8 _+ T; b( N: w& u1 Q3. 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。
其传动方案如下：


. A3 c- o$ e% y% o- X   图一传动装置总体设计图)
3 ~$ @0 o5 g. `/ J" U0 K$ A& E
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
+ O3 D+ z; l2 N5 @4 W7 k! ~; B选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
# j. R9 c2 O" _4 O1 T% e5 g6 \) U ＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
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，
* d" q$ _" @0 M4 D1 }2 y 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)。

* i  |  x# r' _' j
1 `" ?) @1 F- Z3 x2.电动机的选择

8 w2 l# \: E* b$ R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，
# [- j, B: H4 I. O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，
" N( @, G6 h) \0 f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。
# z6 c3 z$ i+ X- D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，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
9 k) Y4 i$ S$ {. H* Y& g额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
# b* P* I% E& _6 d                                               
. S) d+ a0 b. x' X- f
1 \+ p* Y; R% Y- S方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速
5 O% w5 D1 l8 d
电动机重量
N 参考价格
2 K) r. n3 ?0 ~( M2 d$ [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
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
* ?& g7 ^5 Q- V) r" u




  h8 x4 L1 t8 M8 d- f

& Z8 x& T) k; G/ u2 `! F- @( [中心高
0 ?$ l0 w, S$ I' P$ v 外型尺寸
" e; [. `! p; e- s" 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
) ^0 E$ Z6 H" j, o132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
" R% |; Z# _$ k3 w6 `

3 v$ e9 _* f/ g4 L
3 q/ c% u+ i7 Q( F/ V- O
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）       总传动比
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
% S1 }: \7 N" [% V+ U" K（2）       分配传动装置传动比
＝ ×
9 Q! B: o: S; o! r% T式中 分别为带传动和减速器的传动比。
2 h. e4 J3 z1 [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.计算传动装置的运动和动力参数
  m) }9 @6 C& t! f( D/ H, U* j（1） 各轴转速
   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
# X* \4 P1 y5 `1 q1 @4 |   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
2 s7 D: {+ q9 ` = =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
   ＝ ×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
2 g2 n3 F# |* v9 @4 {+ q则各轴的输出功率：  
+ C0 T5 P/ J# q% y ＝ ×0.98=3.06 kW
3 {& h" w% T0 L% i# c  b" ~  B ＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
    = × ×   N?m
$ ]+ J9 [* ?. m电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?
7 j! r, C7 m7 Z所以:  ＝ × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
8 M6 i% f0 X8 e2 m8 f% L ＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
' c6 u. K( V$ N' d = × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
＝ ×0.98=140.66 N?m
, m# \5 z. R+ C& Z9 `7 L ＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 N?m
运动和动力参数结果如下表
9 q/ D- a+ N5 w( _$ {轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
6 w6 g/ I) p% s0 H$ D6 i 输入 输出 输入 输出
电动机轴  3.25  21.55 1440
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

1 y" B2 `4 R/ [# M/ J) Z! ~/ O
- r; j7 d# a# ?0 Y6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1． 齿轮材料，热处理及精度
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
5 l6 n- b' B8 P$ ?2 r/ \, B   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
9 }7 V, b# ?$ K% ]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.
; k, ^4 d& v$ B: I9 [      ② 齿轮精度
( b, q1 X. ]; i" v8 x: b# ]按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

! L" L- o! ~$ }2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
  e0 s( p- B) ~! ^$ v5 e7 i
确定各参数的值:
+ u" B& }2 ]$ |9 Q* f①试选 =1.6
3 L/ n* R0 a: {" g1 w查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
由课本 图10-26      
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
& B9 J# g1 Y  [  u, s: h- @: q+ _=1.4425×10 h
+ y% W5 z) J7 QN = =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:
[ ] = =0.93×550=511.5  
; K1 l# i2 S" Y1 D; E. H- z
9 Q* z0 |3 W$ j3 t[ ] = =0.96×450=432         
+ w  I/ J$ r1 F" u. g# o许用接触应力  
- T) m% L7 K5 J( Q

# ?: z7 m3 ^. E$ O! `& P⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
( ]- \) O/ W& w0 [2 |6 s        由 表10-7得:  =1
; _' I% G! `. t- W, T, D3 L* uT=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
- k+ }, M. a# ]: b=4.86×10 N.m
3.设计计算
7 R# H: @8 U" _' l" w①小齿轮的分度圆直径d

) }$ a! G4 i( K2 g=
" F1 z; k7 g" e7 A5 _5 [' \8 J②计算圆周速度
   
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
       b= =49.53mm
计算摸数m
  初选螺旋角 =14
=
2 H6 ~. \+ s" j) V  ^④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
* ~$ i6 M* Y( j+ t+ U, t& o⑤计算纵向重合度
3 `) t* q9 l9 j% I: D4 v =0.318  =1.903
' A2 R! K$ S% O7 {3 w; w⑥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
- f8 r. n- R( H) j' s7 y, S动载系数K =1.07,
: Q8 y- ~5 A. P9 k: A1 [4 R查课本由 表10-4得K 的计算公式:
  c) \$ l- j, w/ z! PK =   +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
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
; {4 ~; o& z+ d故载荷系数:
- g( A7 t5 y. J, `K＝K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d  =49.53× =51.73
0 K; ^  W7 A9 f5 C2 K* Q⑧计算模数
=
7 J* ]- P1 J% k! \4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
+ U$ H+ W3 s" u" n8 O0 F3 _1 o ≥
6 ^) e0 L$ S  T2 H
5 S" b9 H! R/ l- J⑴   确定公式内各计算数值
①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
/ A  Q; T. w* D7 |7 B/ d9 @; b2 D     确定齿数z
: k0 S. b2 x& v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
7 J7 c9 Y, O# k( FΔi＝0.032％ 5％，允许
②      计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
" r% I( j; W- y5 r3 ~0 wz ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初选齿宽系数
) j# @: b( _+ Z# F1 q( k     按对称布置，由表查得 ＝1
" c; N8 |% x- H7 g  d' `④       初选螺旋角
" ^2 f( A/ I# S6 Q    初定螺旋角  ＝14
⑤       载荷系数K
K＝K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
0 ^' s6 j, U- ]% B⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
' u4 Y. U1 E( R7 U6 N+ D查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
9 @  E  k. H6 d 应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774
, d7 A7 l7 t1 _8 m$ Y
/ Y$ i+ U0 G$ \5 J3 @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
8 J  @! Q4 L" B% E7 T5 f9 N ＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
7 I. D+ D6 w, n- {9 p2 U⑧       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
) s6 F. Z: t+ v  s! t
⑨       计算大小齿轮的   
安全系数由表查得S ＝1.25
" s/ _$ @7 x2 \3 y" ?& I工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
; J$ t& n! E' Y! j) e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                  
& s( {9 i- G: k! M小齿轮      大齿轮
( H* X- Q0 h' _( A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
[ ] =
- K. W  |! m: y5 S0 n. Z[ ] =
  
2 g& [: O  F4 q- A$ b4 ^
4 a  ~6 M# Q6 U4 y, z- w大齿轮的数值大.选用.

4 I% l* G- s3 x; ]3 @6 X& F⑵   设计计算
①  计算模数
0 L( q0 ?1 X* V+ G
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:
z = =25.097  取z =25
; B/ C# Z  K, v* H那么z =3.24×25=81         
. h- H, W6 C. V; U ②   几何尺寸计算
# W2 ]. J& O2 Q7 c, i: B  T计算中心距     a= = =109.25
  N1 R* ?$ V" }, ^1 _: F将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
# b9 n' {( B) ]- W; j =arccos
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
5 y& P3 }6 k* U4 e$ s+ a! f计算齿轮宽度
B=
圆整的      
/ p9 u4 F  ]% _# }7 K
（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.
⑵   齿轮精度
& D. A# E/ u9 M" c- _按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
- P  O  ?2 j8 ?7 _⑶  按齿面接触强度设计
1.  确定公式内的各计算数值
$ r+ H' l7 ]  S4 x①试选K =1.6
  S' G; ~- l6 T. p②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
  J4 R% e2 k+ C+ l4 C* m/ O③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
+ [: u3 j4 q' i3 [# s应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
0 Q+ P- N* ~: T5 l=4.45×10  
! Q# [; Y& p7 R; C: f6 _N = 1.91×10
# A, k& t* A1 w2 v由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
& E: y/ S" ^/ D+ W" A" I! r/ cK =0.94                   K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
0 L, e" O4 I  _0 }大齿轮的接触疲劳强度极限
, [/ c! P" j0 u  B. \取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
9 F2 e, W. U7 y2 }, g[ ] = =  
, u, n2 B) D* \2 J# v" d! Q[ ] = =0.98×550/1=517  
5 X. ?  U( S# E3 {$ O% u- j4 J, H' ?[ 540.5
6 a* c* G% p4 B% v查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
* e7 V$ y7 q! @/ Z8 T选取齿宽系数      
9 b( [( j8 n8 M/ c" ?. i- y% uT=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
/ P! e  W; k% o4 v  ?=14.33×10 N.m
; p$ ?# Y& o1 j$ _! `% R3 m! b3 y, y                           =65.71
8 L% Q+ p; i2 l9 N7 G2.   计算圆周速度
               0.665
7 S0 X/ p2 n- E/ h0 a3.   计算齿宽
0 r5 E" [8 C" w8 Ab= d =1×65.71=65.71
. ^9 }- S0 g$ j0 _: U4 F0 \4.   计算齿宽与齿高之比
  模数   m =  
齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
  =65.71/5.4621=12.03
8 g5 d  w) z' q3 ]6 G3 D" `! S$ z( h5.   计算纵向重合度
+ f7 p. ^, K" a$ B; ~, k
6.   计算载荷系数K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
/ C! C+ O( C( V6 p+ E4 y          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
" ]4 u, u3 d3 |5 J+ q使用系数K =1   
5 N/ _  q9 S. k4 B' Z! y同高速齿轮的设计,查表选取各数值
! ^: k) Q% {, K- J# B' P =1.04   K =1.35    K =K =1.2
: \& u$ l. P9 Z: x" H5 g+ Y3 z故载荷系数
5 \& s  I4 a1 z' s, UK＝ =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×
计算模数
3.   按齿根弯曲强度设计
m≥
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
（2）       确定齿数z
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
Δi＝0.032％ 5％，允许
) x" Q) U1 q& g# g/ M5 q( W（3）       初选齿宽系数
+ U0 W/ r8 G! ~# ^: h' ^- @   按对称布置，由表查得 ＝1
* }3 T. ?% b) p（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝12
7 t6 f1 h9 G" `9 w, [（5）      载荷系数K
K＝K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
# n( B* n! F& }; K8 K1 ^2 B（6） 当量齿数     
      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
      
" P' Y; f3 q- k% S+ Z3 a（7）       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
: e6 X8 H- \# I- i（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
        
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
5 n; c# r! d  T; H8 ?K =0.90      K =0.93    S=1.4
[ ] =
[ ] =
; V, w6 P$ Q/ A2 T    计算大小齿轮的 ,并加以比较
7 T3 s8 A: }. E2 C  
                  
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
! M0 ~" J- \, D6 @9 i$ A7 h①  计算模数

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.
+ e. r3 s2 u. ~, G! R2 N4 q! {z = =27.77  取z =30
z =2.33×30=69.9     取z =70
+ F; h0 }# x2 j1 L    ②   初算主要尺寸
计算中心距   a= = =102.234
' v5 N0 U2 b% \7 F将中心距圆整为103  
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
   分度圆直径
      d = =61.34
$ R& {" W+ o. u$ Cd = =143.12  
3 d( G) z' W$ V! D1 _8 w计算齿轮宽度
; P9 {6 Q5 a$ n+ J+ n
: I; U7 y% X+ Z8 q圆整后取      
2 U% W2 c" G" q7 K. q
: Q, ~; o2 l# F8 P  b" }' y                                         低速级大齿轮如上图：
6 F2 C8 z7 H7 |, |% ~3 B
9 b: s7 d  M. d7 }% ^; Y

V带齿轮各设计参数附表

) C' m2 }* O& x. f/ H1.各传动比
/ I  |/ d% y) L% w3 ^$ H- ]7 iV带 高速级齿轮 低速级齿轮
7 X8 G9 t5 k4 Y; o6 Q/ Q5 C. M2.3 3.24 2.33

2. 各轴转速n
(r/min)
+ Z& e1 ?; S% C1 ]! J3 j, P  G (r/min)  (r/min)  
0 W' y9 ^$ W9 G" A(r/min)
, `& p& z/ \  I: S9 @626.09 193.24 82.93 82.93

7 p$ w3 h# O3 z, n  |/ C3. 各轴输入功率 P
7 d' a3 j& }3 [+ S （kw）
（kw）
' k  R, A( z% H$ @  ]/ G7 l （kw）
(kw)
& H  ?  i) e6 X* w! Q& d( ^
3.12    2.90 2.70 2.57
0 t& A5 @* [0 o* c( w) _. @( [* v9 t
% r6 C. P7 N9 a6 H3 A2 u+ `4. 各轴输入转矩 T
(kN?m)
( g" S: j5 E! m) }  Z$ ^: o) y+ _& T- J (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
7 H4 l2 |: B# B, L- F" s47.58 143.53 311.35 286.91

4 R$ M7 c" _+ O) b 5. 带轮主要参数
- ~6 s2 l9 l, X3 x小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
# G" T- d0 w. ^. S4 L中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
9 ~& [  P" U9 T
1 k# t! `. I1 s$ \. f- f3 a- f
  V( J* f/ G6 K( A& a' X! h" r, \


) e8 y9 F) ^: L2 f, j7.传动轴承和传动轴的设计

1.  传动轴承的设计
7 q" \2 N) n# T( o7 I/ U
2 @1 n) p) K/ _1 B⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
=311.35N．m
& U. w. k; o1 V⑵.  求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
4 s. ]" V- H: [         =143.21  
而  F =  
: P( o' O, a( f. }     F = F  
  O6 H) e7 V* `/ T& V2 D; n4 d
( Q+ K  K. @% \     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

% f6 S" i. P9 l$ J' H: Q* t圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
+ `7 b+ |: a- k/ @: K% T! M+ T
/ }+ M0 a, q. o; U6 O- ~; \⑶.   初步确定轴的最小直径
; P! \. t, G" x" @* c) s8 m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

& t2 e' L  R7 S$ H; [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
查课本 ,选取
2 ^% A+ R/ g! a/ ~
, {7 l2 K  s. U2 t% p5 @9 k+ [因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
! p3 K2 e$ C0 V$ t4 Y% @查《机械设计手册》
  _( N6 u; t2 L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
+ d/ [, p3 ^1 b& l) p

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.
' E# J0 {4 r/ b& {

% i0 i9 @6 |: b6 I- y! v, c+ c% XD B  

; i9 l% V: K5 L; q5 |轴承代号
) G1 J; P( }3 [! H8 [$ \   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
/ J7 r8 ^* H- R; M! Q) N$ q5 K   45 85 19 60.5 70.2 7209B
   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
) ~3 m) Q* w+ N; t         
7 E+ {. u) Z# J3 a% w- C6 J2.  从动轴的设计

   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
1 e7 S( f4 e, f: K1 R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,
/ u- a! O: `4 R$ T* {2 S③   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.   
* r) I8 Q1 C! `! y- v* b
④    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 .
( ?2 n# E. K7 n7 v% ]; P% F7 R⑤    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 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则
% I- w) B0 }2 b% K; [6 g+ G1 g

3 O* p$ p1 l6 q$ n& W, I  y6 m至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

+ a! ]+ E8 V! o& H4 l5 Z& z5.    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,
6 c, U; k" j. @查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
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.
6 w+ ?5 |; D2 L8 N  
+ g: C2 Y% j# h0 F

" v, P3 ^& {* R1 u9 f' C9 f

% S: n" a: p6 G9 d4 k
: m! _! B$ Y9 g# q; Y0 m- T+ ^

8 R' [* o% u2 L     
$ `& }; L- _+ L/ `2 _1 c
6 c( w. W2 Q6 E; o' ^) Q; h* `! {传动轴总体设计结构图:

- |* S7 j6 `6 ^3 b( ^6 u/ J                             (从动轴)



                (中间轴)
- t9 d) q" x2 M: c- M
* M7 p0 t" {  J5 `, y9 f7 ]                             (主动轴)


; ~: l4 w3 K6 O; ~; z        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
根据
= =
: ?4 u. }! M( ^  L! `6 t前已选轴材料为45钢，调质处理。
- e$ E! H( N, L, K0 Z- L查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此轴合理安全

7.     精确校核轴的疲劳强度.
7 A2 ?9 n  A3 w2 D% V⑴.   判断危险截面
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。
( [" @" T. B+ F. \7 o* G# {抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  
- u& _, j% {8 O- y截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
& c  Y. E1 U+ p, K! p截面上的弯曲应力
  
5 A1 ]: p6 N- E  s! `9 f; e- o5 ]截面上的扭转应力
! I: G2 P7 x+ }" r( e8 ~) v& s1 f  = =
- X% t9 `2 v! u( P1 [9 y& ?轴的材料为45钢。调质处理。
7 E( e' x1 ~, L4 s由课本 表15-1查得：
            
因                 
经插入后得
3 U, \  {. t  v5 k9 @  2.0          =1.31
" C4 u& U1 r$ _5 q3 A轴性系数为
         =0.85
: @# T2 ]: [/ I. B: u K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以               
* R6 o  _% K* s- a# G1 P
综合系数为：    K =2.8
K =1.62
' I2 I" }1 p% Y! l( ]碳钢的特性系数         取0.1
* b$ J- N$ \: y/ Z' p% u$ C2 @    取0.05
! P7 s+ |' R9 {. E0 ^0 s安全系数
S = 25.13
S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
! g" N) @! _; t" g" i  t2 L截面Ⅳ右侧
抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500
+ X+ j  g, L8 g" L( c2 L
: c, V# _# r" C) d" b抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
& {9 g; ^4 @$ `9 I: e5 |
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560
  l4 f1 z7 w1 [& m  K. Y. \# A/ Q- ^
截面Ⅳ上的扭矩 为    =295
. }1 P# H; Y" S$ F截面上的弯曲应力     
" A: D2 z/ n9 N& r! d6 {截面上的扭转应力
  = =  K =
- v# {% \9 l! q  U7 E  QK =
/ x' @# n9 i7 v" L- }4 e所以                  
综合系数为：
4 ~+ x1 W9 D, R- a6 ^# s2 AK =2.8    K =1.62
碳钢的特性系数
     取0.1        取0.05
安全系数
S = 25.13
S  13.71
+ x+ @" _7 M& N0 d/ Z# v9 M  ≥S=1.5    所以它是安全的

% S! I- G% u7 D- d6 R8.键的设计和计算

" A4 I, h+ Z' S3 [①选择键联接的类型和尺寸
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.
4 u$ m! [  k% L# ]& A8 m; r根据    d =55    d =65
查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50
+ c0 S5 g. d- {1 q! R% ^+ H- x
# @3 @0 \' p; q, w②校和键联接的强度
  查表6-2得      [ ]=110MP
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：
) }. q( C* z" J         ＜[ ]
5 b* V4 J; b' h. x         ＜[ ]
! E+ i3 Y. @# Q2 Y' m  d两者都合适
取键标记为：
0 i: P, F% a" y% K* T           键2：16×36 A GB/T1096-1979
" c8 M1 y' h$ T5 h键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
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，
大端盖分机体采用 配合.
' H  x5 a$ M% a. ?- v) O
  i! p- q% O# |# q1.   机体有足够的刚度
3 t0 q! a# Z4 R: M2 s在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
& b5 ~( M. E, l' T" d, L
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

. X" m) K+ c" {; ~) H& g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
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
/ y4 [  g# n- C6 L
7 p" |3 J, j4 J& v& b: B6 `3.   机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

/ p6 A/ d6 z- t) V4.   对附件设计
& e6 u: [% t0 b/ X A  视孔盖和窥视孔
9 ?" }0 g/ O! _! g  A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
4 w! k3 e- u# P4 a  s: YB  油螺塞：
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：
: J: Z, k* G+ n# f油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
" n; J3 G2 _( ~油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
, N; E8 S9 p* ^  K
6 D; ]: r0 y" T: R# R: yD  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.
7 m" ~- |) R5 H2 _E  盖螺钉：
* k9 q2 L* v2 X- R0 G启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
" O8 _$ u" B# I- S. ^5 j钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
( F- r! T5 P8 t2 dF  位销：
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.
) k3 g; R0 |, n* _/ H4 u% p3 s/ w& N  ?G  吊钩：
* S# W5 c9 S; `0 S% F% f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.
; \& [! o1 q  S
减速器机体结构尺寸如下：

7 U; O# r$ B  {) D名称 符号 计算公式 结果
' z" b2 B) b5 [箱座壁厚  
) V' Q0 p; q1 ~/ q7 ]) N
10
8 Q( t4 G$ A0 ?' o: A1 c; A箱盖壁厚  

9
% w3 j! I. A* z3 @7 V" z* f箱盖凸缘厚度  

12
箱座凸缘厚度  
) W& q/ Q! j# z+ n
& \3 m! ^8 |' z1 x5 R+ N5 }15
, `. z7 _6 [8 `" t. y2 Q  j箱座底凸缘厚度  
- h- R' J( J: Q. K/ Z
25
地脚螺钉直径  

M24
: u" n' b# p2 ?! f' q地脚螺钉数目  
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径  
- J2 V# \8 b+ |$ z
M12
机盖与机座联接螺栓直径  
=（0.5~0.6）
M10
0 s4 K% v- a2 h6 j  S: U" j' P轴承端盖螺钉直径  
=（0.4~0.5）
10
, V4 \! y1 j" \$ T0 W( I视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
) X4 `2 y& A8 i定位销直径  
2 P" Z" W. ~2 S+ m, z =（0.7~0.8）
8
8 a; W+ C" V0 B) q. ] ， ， 至外机壁距离  
查机械课程设计指导书表4 34
22
1 l& l! r; H9 L; v18
$ j6 D% Q/ O# i. m& f5 P ， 至凸缘边缘距离  
查机械课程设计指导书表4 28
/ E, i% E1 \/ C" z16
) d- B$ {( P  M2 d8 f外机壁至轴承座端面距离  
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离  
& Z; [9 J% L4 X: R& \' Q2 x >1.2
15
齿轮端面与内机壁距离  
3 \6 q& _5 o" f2 X- u$ n >
- L) ^& ~- u$ j$ u4 T. m' X10
机盖，机座肋厚  

8 _, n% I/ S2 j9 J 9     8.5

# ^9 j, ~1 b; N2 O+ B, p轴承端盖外径  
- s. |$ J- @3 F +（5~5.5）
+ z) a4 D6 z5 Y2 A1 l0 ]5 U120（1轴）125（2轴）
  v& P; F' V$ h150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离  

120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
1 c( y) Y3 n+ n/ r% @
10. 润滑密封设计
  h6 K# f, i! }% s5 \# A
& E7 `1 }# x" U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.
" V6 a- n0 R8 {6 v9 Q油的深度为H+
     H=30   =34
% r5 N6 U$ C4 E5 a! W& b所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
$ ~$ _' j! S3 U: e$ y; o/ C4 ?% g凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
( g4 s0 K8 j# _- t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。

11.联轴器设计

2 o1 r8 c: X$ a! a! Z1.类型选择.
; n. i2 ]+ a3 f1 n; i为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
% k( j9 }8 [1 S# w' q2.载荷计算.
% S; L3 n0 \+ ]- f公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
; S% ~+ N% n% d  ~+ U所以转矩   
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm