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
设计课题:
7 _, ^2 \* N" F4 [# v8 \$ U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
5 ~* O4 i( ^; l8 H) A5 i  k表一:
         题号

( `! _5 i' E# e. ]2 F) z8 ? 参数 1 2 3 4 5
. F3 r, V" W' D* ~1 p/ n, t, b运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
. S2 n; e7 N9 a5 l5 o5 P/ N卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

二. 设计要求
+ o  q6 v; q/ b" ~* H4 ^1.减速器装配图一张(A1)。
) t; G; u6 r5 T2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。

  {2 ?5 j! n" w1 n三. 设计步骤
* V6 E- a: V6 q! L( b7 Y9 \* I! n: Y1.  传动装置总体设计方案
2.  电动机的选择
3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
0 ]$ R7 g5 @- }5 D6 `4.  计算传动装置的运动和动力参数
! b6 _6 Z: W- A. T& X1 G5.  设计V带和带轮
3 ]( A0 e0 `* l. j6.  齿轮的设计
" t& ^* P0 q1 @% j! q. k) @* l7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
9.  箱体结构设计
8 G) ~) }/ c+ |0 i10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
9 t$ t: O" z5 X+ c0 v/ D2 z$ T6 n
1.传动装置总体设计方案:
; t& `. z1 V8 w6 e
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，
要求轴有较大的刚度。
4 H: b  z4 V& P( U9 b) \2 y9 @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。
其传动方案如下：

% F  s# S/ a; j1 O7 _
   图一传动装置总体设计图)
) C4 B9 _3 `. m3 }; C
7 d  `5 b0 R/ ~4 K/ t3 G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）。
' f. U. W6 S" N1 k- j5 z; ^传动装置的总效率
＝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，
& O- Z8 `! ?5 s+ n9 c( Z 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
3 Z6 {& l; V6 |/ H% M5 Y. Z因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

  r0 z  f# n% N  j' b1 ]( I, Q( i
3 N. k' n( k2 P3 i. e  Z  P2.电动机的选择

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，
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，
) x: i! X( o- T+ m/ R3 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。
5 q+ j- r( j. }) w3 J. o2 e$ j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
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
. J: o5 u' O3 }( {& c                                               
- R2 Z& M+ r7 \" E( X
方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速
( z7 T" ?, g( K3 _
  @: F& A( F: w5 O0 a9 V+ Y电动机重量
0 ^% v  T4 r! o8 F% [N 参考价格
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
: b( Y% ~2 ~. x8 a& l
# ]# b1 b3 l$ m
( {$ L- d+ L6 c* |


1 u, F" i+ m; ^! |! S

中心高
外型尺寸
L×（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 C0 Z& L$ H3 y# T: a

6 M0 B. ^9 o; c) N' _! K# S

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
（2）       分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
; Y4 m; M; m7 M7 \$ D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
! |/ v8 D# g2 Q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
3 u& o) O4 S% \1 }（1） 各轴转速
   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
8 |' t( _- @7 ?. R& p8 r   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
, F5 m! \6 j' Q/ V = =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
( e* U! [. R' U" n! M   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
9 o2 Z( y' a. l9 z: n+ N ＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
则各轴的输出功率：  
3 a5 F( q, i* M1 l! u ＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
" I1 z* O! Z8 r' H& K& j ＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
& K& Q# i& O/ P" M（3） 各轴输入转矩
3 p! {. b  K; A' `    = × ×   N?m
, }( m  D" I( ]1 [电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?
+ Q/ p9 s4 C+ P" [2 p- m7 Z所以:  ＝ × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
9 w5 b# @8 P0 Y4 s1 ]! T3 P& x ＝ × × × =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
: O7 T- O: O) p* J9 S输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
! B4 A$ ]7 ]. {' B ＝ ×0.98=140.66 N?m
  O* B1 K% X6 H ＝ ×0.98=305.12N?m
( E$ V$ t4 @7 Z% ] ＝ ×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
- z$ S. `' w, K 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
9 V8 X4 O. b; t2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
& K/ h  n2 x1 m' n3 {3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

) K. f* T" n3 {0 [8 y) y0 Q
1 I0 F* w% G, a3 [  U  @- x8 k6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

; s+ o7 {$ Y/ ?1． 齿轮材料，热处理及精度
$ O' U# I+ Q# b; r5 w" ?! P" x6 V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
' v  X$ ^* `  C$ A! k; p2 S- u- H. B（1）       齿轮材料及热处理
   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
4 M" G4 W  K9 O# X% h+ ^8 ~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.
1 \2 t! [! ?! `/ r0 |  G4 u      ② 齿轮精度
$ i3 R. ]! X2 n9 I6 s3 t按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
7 G( H5 Q+ u0 ?1 ?8 p% S
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
: [9 o2 S& `) K; E按齿面接触强度设计

8 e. Y8 i+ B6 W6 M' U# E确定各参数的值:
①试选 =1.6
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
, j! ~/ l1 B( Q, L2 F, l1 V3 MN =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
7 J$ f3 ~1 d5 G, m8 P8 o4 }1 Y# b=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )
( _9 g4 E( K" j③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:
5 |# ^7 G/ A. f7 Y6 U  c[ ] = =0.93×550=511.5  
- }) }6 z) P# G2 X) Q/ z
, L9 u. O2 t; G2 z( H4 X% W[ ] = =0.96×450=432         
2 f6 j4 a/ ^% w3 E# w* W( O许用接触应力  


⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
; o: w, h( |1 \! \' y        由 表10-7得:  =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
, @" M( |2 E3 s=4.86×10 N.m
* Y6 L$ }7 `; \3.设计计算
* |$ g1 K5 ~- e$ c; A( }# h' I, r& @+ B# g①小齿轮的分度圆直径d
. @& [' ?* j3 j8 p0 K. b" d
=
②计算圆周速度
3 y( d5 K7 _( Y   
! |4 e  w9 W7 Q# ?" c③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
, q' S' X- K/ n0 a, R+ G       b= =49.53mm
1 x3 n$ A9 G0 Q3 a计算摸数m
/ G  z( i" F; ~$ h4 G  初选螺旋角 =14
: \( U- `7 O) r8 Z4 N: P2 J) P# r =
④计算齿宽与高之比
  q8 o3 u& u3 o  K齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
/ r+ {' H8 W+ b, g2 ~/ F⑤计算纵向重合度
=0.318  =1.903
⑥计算载荷系数K
6 u( k7 W7 e7 N  T% v) n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,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
; v! V& L9 e: M' ^) ^K =   +0.23×10 ×b
0 a8 q1 K# {) J, C  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
4 z$ [5 _! E/ i/ S( j0 a查课本由 表10-13得: K =1.35
7 M4 Z1 F1 z5 d: K查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
; ?: x* U. V  H/ h4 I7 A- n; LK＝K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
! m# J" t' o# y; A' x; z: o⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d  =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
! {: m2 T' R& c8 X# y% n4. 齿根弯曲疲劳强度设计
6 h3 ?& g1 t1 \# r: J由弯曲强度的设计公式
3 Y" h& e! D: u/ n! W8 u ≥
" ], Y3 q- M( B% e. k% R2 \
⑴   确定公式内各计算数值
! x6 l$ _8 Z* P, `1 [①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
, Z: x# U2 ]' v1 `/ v" Z     确定齿数z
: Z1 J4 B# n% l! d; I( o( g% Y7 {因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i  z ＝3.24×24＝77.76
6 ^* `1 P. `# v8 c传动比误差  i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
3 j/ J1 b! U# A2 B+ @Δi＝0.032％ 5％，允许
②      计算当量齿数
" B5 s2 L- y2 j8 V& ?9 F2 M" h3 m. Fz ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
2 a/ s+ {0 W2 T! j③       初选齿宽系数
. Z$ v  V$ J4 L& e6 Q! m     按对称布置，由表查得 ＝1
④       初选螺旋角
    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
⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
4 N7 \/ X- V; A$ Z% n$ t查课本由 表10-5得:
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
" Y, r. G" d/ q7 x9 y  r端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
( y$ c8 C4 W' G! x ＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
* }; @! H+ C1 {4 X* r" u  w ＝14.07609
' @& ^( [1 E) P' D0 ~) k因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧       螺旋角系数Y
% s! G4 Q* R9 t1 P' N2 l 轴向重合度  ＝ ＝1.825,
2 x8 I' o+ j9 I; B2 k! wY ＝1－ ＝0.78

% V  J1 U( x6 I8 a+ x( K⑨       计算大小齿轮的   
0 A" J4 q4 I4 E 安全系数由表查得S ＝1.25
1 l) D4 y+ z3 J4 q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
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                  
# P$ A5 o: ~3 d- b小齿轮      大齿轮
0 f1 u" X4 c$ |/ [6 K& O查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86        K =0.93  
- b4 v. M5 c3 I- C, F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
; L$ ^, \: A# X5 h" x  Y; v[ ] =
: H+ _# y+ b. ^! `[ ] =
  
. `9 y8 g( ?0 U6 _: G6 X
大齿轮的数值大.选用.
. P6 n( Q% l- J$ w: G' A
5 O' f8 p2 t4 `, N+ v⑵   设计计算
( [* L8 t+ d9 _' \6 f$ }①  计算模数
* X  @8 K& U9 E. X
6 r2 |, K5 f) {' f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:
( F% q" l! c: K! n) s0 k( v+ wz = =25.097  取z =25
那么z =3.24×25=81         
②   几何尺寸计算
计算中心距     a= = =109.25
2 h6 L$ Z5 d% _! m+ p' m将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
7 j$ \& ?- X" k6 }/ H, }4 c =arccos
4 x2 z" `. h* C+ X  U. \' C4 G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
* f# k2 V0 ~) y' n# Y/ v5 j( ld = =51.53
d = =166.97
% j  V7 a6 v6 A: t计算齿轮宽度
B=
  v* A' {, T% t圆整的      
1 a5 ?4 |  y' Y* Y( c( N6 _
（二）  低速级齿轮传动的设计计算
- l+ Y7 I: |+ v+ M) ~0 j8 O3 ~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
, k/ T# ]# z( B/ i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
4 J1 T, G  Z& H3 Z! f& h* P+ v按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
( l1 a, p* g5 A⑶  按齿面接触强度设计
+ t- P5 z* K  P3 M7 I. M1.  确定公式内的各计算数值
' R; L* f7 E, M. m①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
) |% h+ Z6 C/ {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
, `$ X) h' e+ i5 z3 ~N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
1 H% B+ z/ j1 h# l1 ^: ?$ V; c& P=4.45×10  
2 d7 X: j/ Y. Q* B) FN = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94                   K = 0.97
1 A0 j' B) q1 e- N% E8 ^5 d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 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
+ ~" Q! |' }* o% c( @+ K% U% J3 }取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
5 }" I0 ]: x8 r[ ] = =  
[ ] = =0.98×550/1=517  
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数      
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
: R2 L$ E6 I( S2 J  ?6 y=14.33×10 N.m
                           =65.71
2.   计算圆周速度
               0.665
3.   计算齿宽
# A& b( g7 ^4 d: y& ?0 \$ G5 B. Q$ ub= d =1×65.71=65.71
4.   计算齿宽与齿高之比
  模数   m =  
. b( i/ G( T, m) r# }/ x% M7 } 齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
) N8 {# o" V" p  =65.71/5.4621=12.03
1 S/ C3 h% [* v% N5.   计算纵向重合度
- ?/ i  n3 d2 M6 A& r
( s! _% B3 N- \( ]( @/ m6.   计算载荷系数K
* E1 ^% x+ b0 ^' |+ e7 {) @" VK =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
0 ?: E2 P7 I# B5 V0 }4 H使用系数K =1   
: o% U: W* r3 z- S同高速齿轮的设计,查表选取各数值
3 d# j; W5 k! O; s& m =1.04   K =1.35    K =K =1.2
故载荷系数
* ^5 G. q% V& i) b" Z4 @2 m- z; cK＝ =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
" T. a: D4 d! ^0 H& ~& Z9 x4 c' L（1）       计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m
( M4 y3 b7 h/ Z. e（2）       确定齿数z
  W, p& A- ^  @, H) }6 z9 G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
（3）       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得 ＝1
（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝12
. M3 l) V5 I0 z- A  a2 Y+ C（5）      载荷系数K
) B! }  ?, C) T# N, G! V2 G! pK＝K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（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
/ I2 V5 r2 G; Z! z. K! V9 R      
（7）       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝2.03
$ e, h. S) z2 ?  W7 T  XY ＝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
+ E3 c! l2 V5 x7 s8 H& ]        
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90      K =0.93    S=1.4
, q& Q0 `4 x, k" V4 N9 i& ^1 i, ~[ ] =
/ D/ X5 o9 W  C6 ][ ] =
" u6 m+ N5 D, ^$ g: z    计算大小齿轮的 ,并加以比较
* e8 o% `, f) C% q2 B5 F7 ^  
                  
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
; N/ N! L5 c# J' W  `7 |6 G8 `①  计算模数
+ G6 f3 `2 j$ ?  {' g/ w
) m! }- w; m2 H3 h$ P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
    ②   初算主要尺寸
计算中心距   a= = =102.234
将中心距圆整为103  
$ M# Z7 a1 l5 F$ T1 Z- z8 z修正螺旋角
& f9 e* W# }& j; w+ ~ =arccos
! b7 T" M( `2 }1 ]因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
   分度圆直径
      d = =61.34
d = =143.12  
  h* ^# [( Z; D# H" k, X" q计算齿轮宽度

1 ]1 K4 Q) c4 W圆整后取      

                                         低速级大齿轮如上图：



( t) v* P4 j1 ^0 C7 j1 B, VV带齿轮各设计参数附表
# {0 ^  D3 @9 F8 A+ S
6 m$ L; t! a: a0 ^7 U. m2 `3 |6 R5 n' `1.各传动比
. R4 Z( ?1 s. dV带 高速级齿轮 低速级齿轮
1 U2 k/ d, C$ @- f2 U/ r' @2.3 3.24 2.33
9 o; G* N* ?8 T" j5 F
2. 各轴转速n
0 N- q4 k4 @& F/ C, R (r/min)
(r/min)  (r/min)  
(r/min)
7 D  B1 C* i* j626.09 193.24 82.93 82.93

- K+ E6 L5 L* u0 O" c3. 各轴输入功率 P
$ I: S1 F/ w) v' }$ ?. C3 P （kw）
, P3 ?) c, V0 H- l! X: f- k. Y （kw）
9 O6 M& q, s7 E2 A: h% B: i （kw）
3 ~. }& t+ ~- L" F; T; m& m (kw)

3.12    2.90 2.70 2.57

" i" o% }: a  k. B4. 各轴输入转矩 T
(kN?m)
(kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91

5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
' b' _( X8 a" @* I$ H中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
: t" d& q0 N" Y8 F. N1 a90 224 471 1400 5
6 N/ u. I: U7 U# |


8 x! W- M' \- h7 y$ }1 E( K. ?

! z. X9 l: j2 A$ t, D7.传动轴承和传动轴的设计

1.  传动轴承的设计

; _* [" M0 I% w# J⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
8 ]* Q. F" D+ m+ `# c: M, f2 cP =2.70KW             =82.93r/min
=311.35N．m
⑵.  求作用在齿轮上的力
( Y9 A# H! ?3 }已知低速级大齿轮的分度圆直径为
( \5 H2 \6 W  [4 O         =143.21  
3 J; M8 M8 h; x+ Z# {而  F =  
     F = F  
2 f& o( }+ ^6 I
     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
1 H8 O  M8 s4 f& I
3 i' h6 c! X9 {圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
/ t" c/ ]9 ]; K3 Q2 Y# ?
⑶.   初步确定轴的最小直径
' s# S8 J2 e* E5 O& x2 v( F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

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
  o6 |/ u7 w5 B( w6 [! ^6 q; \
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
. l- G; M. F6 S2 m( n/ g/ j9 |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,半联轴器的孔径
0 A. w' t# y  I/ `+ X# g6 M
" j( _+ X  U! u. k' }& F1 I" Y* G
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
5 d  m* t( C: Y' r/ v① 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.

! G4 E  Q+ J3 G) J2 v6 `
D B  
8 F1 `+ y6 q9 ]
# |; s5 \4 h' V0 i1 r8 d轴承代号
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
   45 85 19 60.5 70.2 7209B
  L! s% m+ _% m8 k; [   45 100 25 66.0 80.0 7309B
   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
' y$ \( i0 [, J" ?# l   50   90   20   62.4 77.7 7210C
! q/ Y+ @2 M8 r' W4 n         
0 O/ h- p6 W" R* d( ]! C2.  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   .
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,
( N+ v: e3 b) {: |7 C( Z! B③   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.   

4 j0 }: s+ h9 J7 {! s7 d7 w: u; R④    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 .
9 Z) B" ^$ }. ~: g+ s0 m; ]' u& d" Z⑤    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 ,
0 a& U& V% V8 k$ C1 @高速齿轮轮毂长L=50 ,则


至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

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,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
% |- X5 y6 T& Z2 _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.
  
4 ^& ^& J- d1 D: E( ^# {
4 G( W) l9 M* U8 D% @

8 P, @( Y, T/ U" F

+ W- @6 J8 P4 o" ]/ L9 r
% s. v& h1 e6 M
4 K9 M) r  a$ e* T. @3 a     
8 H! K8 C' O# }4 Y, u
# I# a1 j- j' l! `( O9 ]传动轴总体设计结构图:

# _7 d( ^* s9 M2 I* Y                             (从动轴)


  m' E0 v$ p  E- a- C9 u
$ w& U  p" ?1 a: F, e                (中间轴)

                             (主动轴)

: s' {& Y. a* B2 h1 s" d  K
        从动轴的载荷分析图:
8 h8 c3 v8 M: X; D$ }
6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
7 Q5 {+ I+ ]$ `0 J前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此轴合理安全

7.     精确校核轴的疲劳强度.
- R  h: Y9 b3 ?* ?+ L- K⑴.   判断危险截面
1 r) h: R8 s# |6 [& ^9 c, c* w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。
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  
截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
" Y( g$ [" `) O截面上的弯曲应力
  
截面上的扭转应力
, X) _$ u$ [1 |  = =
9 ^9 `; q  r# `7 d+ J轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
            
% b9 V5 D% _: f4 P# g) i: H7 b因                 
经插入后得
; C( p' K& G' c# w$ n6 Y2 r1 {) `  2.0          =1.31
1 A9 S3 |7 Y* z轴性系数为
) {% G: ^+ V- }. m* g         =0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
" P9 E9 I: C& q- a所以               

综合系数为：    K =2.8
  q0 J+ i' f9 s" l; o" bK =1.62
碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
; [; F( t2 b8 L9 B" p/ y: u安全系数
S = 25.13
5 h+ }+ ^" ?& o6 n" _' x$ JS  13.71
1 ]5 w+ ?# @+ R" f: B4 U  ≥S=1.5    所以它是安全的
! @4 n( ?+ h4 m( [# C7 D: ^* O截面Ⅳ右侧
; G0 Q0 Y4 f# b5 j抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000

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
  = =  K =
; K, j' W4 M+ \* mK =
所以                  
% I/ C1 @# ~9 h. |9 h, S* _综合系数为：
) H4 f2 a. u+ e0 X% U9 XK =2.8    K =1.62
碳钢的特性系数
& {, v( r- V+ M, r: k     取0.1        取0.05
2 a. k3 _0 N$ z$ D0 d6 h$ J, M安全系数
/ z: L1 q% @8 Z# X; h* k5 iS = 25.13
' ^( q9 ?1 Q+ C3 D9 r. SS  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的

8.键的设计和计算
9 l( z* J1 C$ G6 y. i' q
①选择键联接的类型和尺寸
7 t8 H. K& S- a+ s* ?( P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.
根据    d =55    d =65
0 w4 g& [& D7 z查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50
; f: w7 J7 u5 E: J) T" N+ @: ~5 w
②校和键联接的强度
; e$ H! W- W* }4 V" ?& P5 s/ z0 K# e  查表6-2得      [ ]=110MP
8 o& C4 l9 I8 ]( D1 I' d; c" B工作长度   36-16=20
4 }; D% {$ Q( ?& Q  r* W, ? 50-20=30
6 p6 J( s, Y+ \③键与轮毂键槽的接触高度
' v: t8 i$ _( }* ? K =0.5 h =5
0 R, Q4 ~% Z6 b7 t  z9 c" YK =0.5 h =6
! Z4 M, {% X" Z( h; D3 T# J由式（6-1）得：
         ＜[ ]
         ＜[ ]
# X9 c4 _. R1 ?5 Z% `; j8 v两者都合适
取键标记为：
8 L# d5 H/ _7 @7 z3 }  v3 J& [1 u& x           键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
* y/ e' O1 m; y! ]  f0 f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.
3 p/ ~4 I2 ~5 }' c7 e4 X
1.   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

2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
& @1 _' k( b% H4 W, T# k% _
* I6 m$ h5 |. ~; x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
3 U( E2 r9 H9 K7 L- o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

+ t$ A+ n, `) A# k4 c# B3.   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.
, H: i9 T! j/ n& h# ?# X
- F7 `6 c' V. P, D1 l4.   对附件设计
" n6 B7 k0 C# k. A+ h$ i A  视孔盖和窥视孔
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
B  油螺塞：
! Z% W1 S- @' f( F2 b: Z) 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。
) ~+ k( w7 s' J, j( y- p$ }C  油标：
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.
4 M, `# `% B  b8 o6 \) Q2 R
. n" z, K. B; C: rD  通气孔：
7 [  O) C; v7 D2 q2 L: T+ k2 d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.
E  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。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
1 f7 ^/ e6 @* ?) P+ ~# CF  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.
G  吊钩：
& Y- s. E8 e" w4 q/ R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.
$ N- R* `& N. i: E
1 f7 U) @0 X+ g% L' h减速器机体结构尺寸如下：

6 ]  f+ d' d2 J: E名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚  
$ K$ H4 R. [" l1 M7 L$ i' @
  V3 Z& x1 H* x0 J4 _10
( A4 a- Y; N3 B+ P7 S箱盖壁厚  
7 f" l# m: I; J. B# r
9
6 S1 d8 Z& Y) M4 ^1 d) E6 l箱盖凸缘厚度  

12
# g$ |. T* b4 _5 S* y1 X箱座凸缘厚度  

; `7 ^  h3 f: o, C# C$ l( u15
箱座底凸缘厚度  
. R6 s# a& R& O" r6 d1 V
# ~+ @+ k/ j% N/ K7 B- ]7 |25
地脚螺钉直径  
  m# X9 t: l9 l' c
M24
地脚螺钉数目  
* G8 n: a6 H9 [/ l4 Q查手册 6
& N* Q6 ]3 W6 A" i; v: H轴承旁联接螺栓直径  
4 e; w$ B8 G/ u  {; a
4 R/ N3 v* ~8 |" q+ tM12
" L2 {- b4 c, l0 @# \/ y* h机盖与机座联接螺栓直径  
( n! d4 N6 h# n =（0.5~0.6）
M10
' S7 w9 m# ~) l轴承端盖螺钉直径  
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
* L. |- T- r& k5 `8
% T: Y  U  r6 G5 B4 l& G8 {* w定位销直径  
=（0.7~0.8）
8
9 a+ U- J% X- t8 e: F/ r ， ， 至外机壁距离  
2 \" q7 e. ~- |7 v/ |9 d+ a/ n; y& f* Q查机械课程设计指导书表4 34
7 T: a$ R8 y) w% E6 e5 b22
6 O+ ?5 Y/ K+ k1 L18
， 至凸缘边缘距离  
$ ^8 f8 M7 r  h4 e* ]查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离  
3 W1 ]+ {; y9 n% u2 P2 p = + +（8~12）
50
! a1 Y6 n9 K- H+ s大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
& G1 y% F" ~4 i4 J* x1 O: Y15
! L) w/ a' \1 N! D7 K: O齿轮端面与内机壁距离  
, x  r9 K1 o6 F1 n' I; M1 u >
10
机盖，机座肋厚  
  a+ ]" i# o* P! t7 @3 i9 I
9     8.5

; q/ k6 A. t. U: M+ ], M6 X9 w轴承端盖外径  
& S/ z  J' P" y% ]5 l. l5 w +（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离  
6 ?8 C# s2 v8 Z3 _4 O3 c8 n1 d) I( U
2 R( }5 @! V! N9 s0 Y120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
& s2 e0 w6 L6 H: e
' ]2 K+ e3 d2 u5 ^10. 润滑密封设计
# ^% Y3 ]8 `) D
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.
- W- k2 i) b8 ]7 e油的深度为H+
* ]) W2 R( A% ^5 Y! m  T     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
* j+ x/ Z" L$ [4 `- R% Y5 L其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
. |4 E4 y' u1 d! y4 `  O+ D
$ Q- |  p* y; C" M: }8 x# y, K! L密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
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
$ O3 ^# T" ], z7 W大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
' m0 [7 C' }5 P7 n: |: D" U& a
+ o7 j3 j/ I( {) b% n! B6 G, G11.联轴器设计

, C; g8 p* S- `1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
- g, I! O6 z% R) U" i9 C4 I2 C' l2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩   
+ f' Z/ X# |% k. V) `因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
1 W; o, m& e+ ?" ]- b2 M6 ^查《机械设计手册》
/ n' f3 C1 I$ a/ f选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm