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:
. o0 X& Q! C2 J* b$ q  X* l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:
         题号

参数 1 2 3 4 5
: V7 o; A4 O4 y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
" l3 w# P# n1 m+ R0 `; B卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

% p: c* D, q4 O- @: f) b% a二. 设计要求
* k: r+ ^" k+ i# J& p) D: f: S) g, O1.减速器装配图一张(A1)。
( C, m+ B9 r* z  p4 Q% f1 O2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
. h/ C# r8 G0 u, E1 l1 z9 T3.设计说明书一份。

三. 设计步骤
8 B3 c0 X9 Y7 z6 p: _1 x1.  传动装置总体设计方案
8 }1 S2 Y% W, Q5 H4 r) H0 F5 K2.  电动机的选择
3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
- w: m9 c' i6 W' ^4.  计算传动装置的运动和动力参数
) U2 R9 ^+ F+ ^) N" h) s3 ~5.  设计V带和带轮
1 v+ l2 \! E" ~. H6.  齿轮的设计
+ T# z2 u; o- B5 [, r7.  滚动轴承和传动轴的设计
( J! ?- Y' \- w. p8 X0 v% e8.  键联接设计
9.  箱体结构设计
6 i9 x. p# q+ o1 ]( a$ @& X10. 润滑密封设计
0 L3 C# {# ?+ }! c" \6 p/ Y1 m( q" H11. 联轴器设计
; A% B5 Q4 b6 |; Y, K# ]7 c- P
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。
: @- L. L- X% y# ^0 S2. 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。
1 `, L" ]  Y. u' S2 H3. 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：
  d* X" P/ h- ^' G  z
' b) v$ Y1 t5 G$ X+ D3 C1 y
   图一传动装置总体设计图)
; d6 q" P+ A6 C) L* m) n1 ]( C2 r* ]; v
* D9 g# v1 f2 E& q7 i4 p8 B初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
* ^. z# w9 J( W* G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
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
4 `0 _# p# E3 [8 o0 U 为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
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)。
; b8 n* l' N1 O+ D/ v7 e* I
+ S4 A; ^; H! U/ c/ I& T1 y: A/ G! \
& Z9 D& h1 ]  d2.电动机的选择
$ [4 r: W: V/ p* q
$ j- R* r: G$ t2 \, |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，
& _/ }  m, F$ X8 C4 z" J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，
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。
- V: J1 E9 {/ s) ^$ L6 b                                               
- b( A% Q  D8 u( j6 f: N" }
5 o) b+ d' @2 v. Q+ k方案 电动机型号 额定功率
' L, G" y) p# e4 s/ M: A, OP
kw 电动机转速

/ ]9 Q4 P! I) Y8 h' y, F电动机重量
6 D' C' o* G2 }" {+ i# s8 AN 参考价格
元 传动装置的传动比
) S. A/ _  Y$ B: M9 Q# S   同步转速 满载转速   总传动比 V带传动 减速器
# b9 }9 M( B' v- m: r% F, z1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
3 o2 b% J7 m; M$ e3 I  z4 M
( W: [; G/ Z/ u- L8 ^, S3 @



- A8 ~7 T# B/ x; w7 ]

中心高
5 {8 p, W% v6 ]8 f! q% d1 E 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

  }! P. ~9 D; t. O: W+ d
) Y- E* u1 [  z

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）       总传动比
! v* p& E+ Z- ~& }9 h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。
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
- Q3 W0 `" a: W" M+ V" N6 a2 o
" ?. c. m. ^+ K4.计算传动装置的运动和动力参数
2 E+ {- |' c0 Q7 s2 z7 ?+ S* h（1） 各轴转速
4 M+ m1 m+ x: F. ^   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
' R1 z& N: V( S6 z = =82.93 r/min
0 t' r& \3 F6 P: X& _（2） 各轴输入功率
$ {8 f) }; v4 d( y ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
' S5 s9 R3 s" C5 l4 U   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
" b# a! ]  \8 z* P, s. r& q* p ＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
则各轴的输出功率：  
4 _5 |; l  i- Q5 t ＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
/ T( v( d7 S; k2 U( p ＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
; C' Q% `: K) s" L# ?" g1 M（3） 各轴输入转矩
    = × ×   N?m
1 a0 a; ~' A+ y% l* s7 J电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?
, F: H$ z5 c8 r, B6 j8 @所以:  ＝ × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
  f, w7 a8 x3 {2 v, ?5 H ＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
7 d* D0 T+ z; G/ C: v! Z; l- g( Z" } ＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
) ^" K9 g' J4 I* U5 ~ ＝ ×0.98=281.17 N?m
运动和动力参数结果如下表
- c% s2 w2 s0 p& x3 z轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
% B6 f( I& b! q6 `/ k电动机轴  3.25  21.55 1440
7 N4 T* I; B6 g# ^* ~7 g; K1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
- E" e! S3 Q$ y! f5 I4 W& J2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
& O' m1 A8 V. {. z2 \- N. D" ^
4 Z8 m3 g: q2 T: b* c
6.齿轮的设计

4 D. W( L8 K% \（一）高速级齿轮传动的设计计算
- r5 z6 Z6 W& ~: m3 {5 W
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
   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
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.
      ② 齿轮精度
' g$ o: ]5 v9 B- i! u按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2 q: ~9 o0 O+ M2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
1 v; ^3 ?- Y% z; y/ y, B
- A8 `" f( Y4 d4 U2 y( z" R) V! c& S确定各参数的值:
①试选 =1.6
  `- x- c6 u# V# D! \查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
由课本 图10-26      
2 m# @( @% t3 h/ Q2 Z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）
& c* q$ |1 d( t) w$ b=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )
; Q8 T/ S1 N. m, i3 H③查课本  10-19图得：K =0.93   K =0.96
) E" {; j' X9 H④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:
7 J5 Q$ N2 f; Z+ h[ ] = =0.93×550=511.5  

[ ] = =0.96×450=432         
7 R4 ?2 p; R- y: m- b" m/ ?6 A+ Q许用接触应力  

1 S+ u# F. |7 m3 f4 u+ S: O5 X- [
⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
        由 表10-7得:  =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
* I* F8 N  c2 m$ ^# u+ C=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

- D; T* L! O* m4 B. J0 [=
②计算圆周速度
; R- R% J* P8 Z1 y: Q( E   
) c; m) s5 E+ |8 i  j* x" a8 Y③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
6 C' I& B/ U6 B1 j0 l; y       b= =49.53mm
" G' ^( C8 ?/ d" A* C1 `0 v计算摸数m
  初选螺旋角 =14
* }5 R$ _" F, V =
④计算齿宽与高之比
( y. i' m% ~8 B3 m* l  L齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
8 L! `' `1 k- }8 g, }5 t+ R  =  =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318  =1.903
4 t' y9 s8 i' ?, T8 f⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
5 v+ q" ]# R6 Z  x* q根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
3 [) o5 a1 u& _动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
; V# ~  t4 T6 }: cK =   +0.23×10 ×b
  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
' [* f6 j, n) C$ j4 O6 F查课本由 表10-13得: K =1.35
! m+ V/ o! q/ g5 N, m9 g4 p- n5 }1 v查课本由 表10-3 得: K = =1.2
/ \4 w7 n' \% d" s% ]故载荷系数:
% F) L% t) r* c0 q1 LK＝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
. z' k- J7 l% y! F0 @d =d  =49.53× =51.73
⑧计算模数
0 S3 C, U6 g; g4 Z" I) z$ w) X =
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

7 M# ]: r. U. D% C$ T⑴   确定公式内各计算数值
①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
     确定齿数z
4 s9 H% i) j( i' k. i. S, O/ m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
Δi＝0.032％ 5％，允许
②      计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初选齿宽系数
     按对称布置，由表查得 ＝1
; `  h( ~5 Q- t& a) {# o* |8 y4 }+ `8 j④       初选螺旋角
0 G8 R4 d& M1 o' v    初定螺旋角  ＝14
⑤       载荷系数K
8 x3 L" {+ S: P* v# F7 B' EK＝K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
- K& i+ R: {: g8 Z# j: B⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
5 {3 ~' u7 f( O8 T3 d! \/ a查课本由 表10-5得:
7 [5 J) U$ u+ S" l齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
& n# W1 A5 X7 q 应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774

7 C/ y9 G' k8 s⑦       重合度系数Y
, X7 C# x8 m) g  A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
＝14.07609
2 u/ \: s" ~# Y' O1 f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
* B5 u- |  l) _0 J. |& i2 I% Y 轴向重合度  ＝ ＝1.825,
6 B" e' t% |  l0 w! b" l" NY ＝1－ ＝0.78

⑨       计算大小齿轮的   
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
& [: o8 `/ W; t3 a7 d' t4 O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                  
9 E1 M+ p4 \# V1 |0 u$ F小齿轮      大齿轮
6 W* c: R5 S$ i2 }( H  ]5 z+ T查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
) [! _# C+ Q4 g6 U9 j% D# t" fK =0.86        K =0.93  
7 ?- Q5 N5 l. ]& L# S 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
, f% x# x7 P: z[ ] =
  
8 |7 m; t& B& `" J. O( o
大齿轮的数值大.选用.
  P2 d* ^" ]5 Z, P+ Y5 H& K
⑵   设计计算
! S& i9 z# `. _7 R$ z) j①  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 =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:
4 W' k9 x% ?! P1 b0 {- ]z = =25.097  取z =25
/ R/ c* D5 }8 J2 Q9 `那么z =3.24×25=81         
! q2 S4 x( j+ d, n% W1 I6 b ②   几何尺寸计算
; [$ \& }3 m; ~7 U; X" z, _4 ]8 _计算中心距     a= = =109.25
# p' X3 Z& N: i8 k2 t9 S将中心距圆整为110
% M" R3 j) W/ f: H8 ?按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
6 s9 V5 G& F0 Y" P2 s计算大.小齿轮的分度圆直径
- w6 G, n3 F* ~9 Ad = =51.53
3 o4 O# q  \0 e4 K9 ~d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的      

! E- l2 A# [0 n) o（二）  低速级齿轮传动的设计计算
5 O+ t1 R: o- \1 I⑴   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.
* U0 k$ S" b# r5 C0 R3 g ⑵   齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
5 J9 m1 y6 q2 t! q! h1 T6 c⑶  按齿面接触强度设计
1.  确定公式内的各计算数值
+ P* N2 F5 M8 m% G" i①试选K =1.6
/ F, s; L, J* p/ L②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
0 M& D7 p4 `3 I  t3 k7 w& E应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10  
N = 1.91×10
( r2 K& u0 [1 c, Y) o- s由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
7 O: o1 o  U+ p! j/ wK =0.94                   K = 0.97
8 {( m, j" F" P+ l* I, X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 ,
! M- X) a: R3 ~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
" M/ S  V, N6 m3 [[ ] = =  
[ ] = =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
=14.33×10 N.m
                           =65.71
2.   计算圆周速度
, C- L0 a: p% d& z- o& @( m  V               0.665
# t% Y5 `, a$ q7 q! F1 g2 g/ d3.   计算齿宽
: G8 R+ k& l% c4 Tb= d =1×65.71=65.71
4.   计算齿宽与齿高之比
  模数   m =  
/ a& O, B% P5 z' v 齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
( z7 C& ]3 Q! l/ A% t* z  =65.71/5.4621=12.03
1 b  O& E2 ~  o5.   计算纵向重合度
$ u3 f; r% W; L- `
+ x8 m1 z* Y  p" F# U0 Z5 i6.   计算载荷系数K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
1 O( {8 d  C0 E! n$ s$ l! @/ R7 f- }          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
, U; X6 g2 g. T4 z- c使用系数K =1   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
. X) _( x/ O- s9 z" p =1.04   K =1.35    K =K =1.2
2 E( _. V, N" p3 {+ S故载荷系数
3 g5 X0 I  d- p& C8 p1 zK＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
" y7 y) F  c" Q8 W$ h% O7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d  =65.71×
; ^7 P  H( K4 c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
$ b3 i/ k% s* Q- {（2）       确定齿数z
. V6 i- _; O) U# _4 |0 ^. A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
; p% D9 c# ~- u/ f' l% N. _; W4 XΔi＝0.032％ 5％，允许
（3）       初选齿宽系数
6 h; f5 R' `+ n   按对称布置，由表查得 ＝1
（4）      初选螺旋角
! ]( j7 J" n0 ?- w) n) d  初定螺旋角 ＝12
（5）      载荷系数K
K＝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  
, Q6 e2 A& Y5 n% Z' r8 hz ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
( C( }: T7 e; W8 Z- z$ O由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
      
（7）       螺旋角系数Y
) o& J0 K& W) K9 S* ~0 p+ b 轴向重合度  ＝ ＝2.03
, O3 j7 Q, x- l  U- lY ＝1－ ＝0.797
- B" e7 W* p5 H（8）       计算大小齿轮的   

3 W9 W; d5 z+ t/ P$ C2 p/ H查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
* S; I8 E2 [- }1 y1 e3 ?. q        
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
[ ] =
; ?) f% J" ?* m5 i) J8 B3 W# [[ ] =
    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  E+ \, p* k4 M' ^. K6 V  
                  
% D  a3 `' q& i5 q) a大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
; p, @/ y) [& E①  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.
z = =27.77  取z =30
z =2.33×30=69.9     取z =70
    ②   初算主要尺寸
# L% m1 M% K8 V" E) n计算中心距   a= = =102.234
将中心距圆整为103  
修正螺旋角
9 P+ p" K8 m- [+ ~$ \  v2 g& O =arccos
- t" e0 c9 L- \7 m+ e7 W因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
2 ]. V  W+ l. C# U   分度圆直径
      d = =61.34
2 Q  \& k! |$ ?2 V8 _, {! I$ fd = =143.12  
计算齿轮宽度
& m6 G4 C5 H- L! A9 j5 ~" D
; R) I4 V) O* L6 _, l圆整后取      
0 j- w- i) x0 V. U) _
& d/ d! [1 q" h                                         低速级大齿轮如上图：
$ Z5 ^( `6 P, U5 }' q9 v
5 ]& T7 P% {- A* g

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比
, G! x& l  M, _, p( T& k# XV带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
) X6 ]8 H2 Q+ `0 [
' R1 m% J: d$ i5 R: ^3 M7 X 2. 各轴转速n
* R' e& R9 U. S. |" D (r/min)
(r/min)  (r/min)  
(r/min)
; i; \) A7 B: Z626.09 193.24 82.93 82.93

3. 各轴输入功率 P
  ~- `" h4 O3 h, @) D- v （kw）
（kw）
8 P8 |3 M/ S& O （kw）
(kw)

3.12    2.90 2.70 2.57

4. 各轴输入转矩 T
# W! X  g8 u8 C (kN?m)
0 Y$ d+ F+ q$ A/ t# Q (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
7 J5 q& N1 c. h5 _47.58 143.53 311.35 286.91
8 n1 P6 E( n; B8 i) m( X
% l& S1 R& Q# P* [ 5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
3 q! r8 D4 g( k9 H' P5 Y8 _中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
" O, Q' g4 E; G+ z  R+ q+ d

9 J# _" g  B4 W/ [, z


* e$ g( i( ^& R  S0 ]* N* [9 O/ \3 H! f7.传动轴承和传动轴的设计

1.  传动轴承的设计
0 C* S$ V* @# W7 I! c
⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
4 a* `8 x: t2 g =311.35N．m
⑵.  求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
) o  Z" z) \. `. D- R         =143.21  
而  F =  
3 b% c4 v* ^5 A/ X' Q& I, f3 j7 ]* V, ^     F = F  

/ ^6 _+ a4 s3 l+ E     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

# g/ \/ {8 k7 P# z8 n圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:

7 E: ~9 z: H9 T( d8 [/ ^8 G  f⑶.   初步确定轴的最小直径
! z+ d& i$ w$ P! v. s) ]/ r! d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
2 y9 W: x% z( s
: ~# T" v! `6 h3 T% f- j& p( W' r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

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
) l6 S. F% N+ Y8 s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
- I6 S" R2 O! ?- w

( R- B) G* \' }  X! E8 h! F6 |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.

& {6 k. g& T' X
D B  
( h4 N* p  Z2 y8 b& s
轴承代号
. X6 w- s, b6 r. Z/ O) `1 z   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
. {) Q. V% p. k! ]& H   45 85 19 60.5 70.2 7209B
   45 100 25 66.0 80.0 7309B
- B* T) d3 i  X" J   50   80   16   59.2 70.9 7010C
1 I7 V5 ]; ~# @9 O   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
) Q) U+ C! i# J: W& }/ w8 m6 h   50   90   20   62.4 77.7 7210C
         
2.  从动轴的设计

  d  K- d5 T5 M) J6 ~: L' d2 y6 G   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
5 [. M1 z" B# }0 I; r( _/ y( Y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,
③   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.   

  }) x( Z. [3 t- I* u9 L④    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 ,
& h) z; P. c: b! i8 f2 G8 ~. Z# H2 q高速齿轮轮毂长L=50 ,则
, b7 n/ m  x8 b3 Q$ d; `
7 H& u7 {. m& A
! \5 R% s2 l7 w. t% g0 Q9 V. s$ r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,
/ T* \# E4 S" K查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
7 p9 E  }0 k6 H# L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.
  

- _( x/ d9 ?) S- k8 k

* t5 X) T; Z' l# L* z1 X6 s

+ y5 h9 n3 @5 {, u! {& P! I

2 H* N; A7 c1 h) H, _) p  H, W     
1 k; E7 D, _. f3 o6 u. Z7 m+ C8 f
传动轴总体设计结构图:

( s, k& U, F! R: s6 {: D                             (从动轴)

/ m/ h" I) }" w+ M: Q/ W5 ]4 |: d" e# p
0 i7 x' A. o  g2 Q2 H9 P
                (中间轴)
8 Q# ~0 M6 E" F& u: z& e  l) V
; v3 k# S3 j& \& q: f                             (主动轴)


        从动轴的载荷分析图:
" [. {( |# I. L% r, I, @; N9 A: x
6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
$ J, G8 b6 O; T = =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
& h& s& X# B* H( @. f$ m3 F查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此轴合理安全
! _. e) V/ g7 d, h
7.     精确校核轴的疲劳强度.
⑴.   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.
2 U+ M+ i8 k" Q⑵.  截面Ⅶ左侧。
  i  ~; y3 c" r# N2 J) E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  
! m/ H$ K* S/ Y- x截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
5 t/ T! j8 A& h0 \3 Y截面上的弯曲应力
  
截面上的扭转应力
  = =
/ R  W0 F+ \1 H. t# Y. C1 N  k0 w轴的材料为45钢。调质处理。
1 x+ m8 D# G: M( W7 F由课本 表15-1查得：
9 x! d* c# t0 Y' ^0 ]: l2 N            
因                 
/ \8 o0 \5 O/ \/ Y经插入后得
  2.0          =1.31
4 I7 K1 h4 u8 \$ E+ e, i+ w7 H轴性系数为
         =0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
, e% a' H3 c9 P1 B/ ^! U7 Z所以               

综合系数为：    K =2.8
0 ^# `4 @' Q! ~K =1.62
碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
安全系数
% i6 y4 X  U' C# I8 |4 US = 25.13
/ X6 w, e9 T& ?( JS  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
- d& y. `6 M- r& G) U# u截面Ⅳ右侧
抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500
3 _" _& y8 r3 G1 Y
: F: ~3 c8 W1 w1 S. M* ^* _  x抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560
' C! T7 `% @# j: t- E; J. [' `
截面Ⅳ上的扭矩 为    =295
截面上的弯曲应力     
5 ?' o% J$ {* b5 z截面上的扭转应力
" j1 r$ t% T& {$ W  = =  K =
K =
; }9 J0 {- c' o/ K6 p5 g所以                  
6 n2 Y* \$ I& i* v综合系数为：
K =2.8    K =1.62
, [2 O$ {' E8 n碳钢的特性系数
! R8 W% P# ^1 t+ ?7 I. G1 b     取0.1        取0.05
安全系数
8 s; C6 k7 o' nS = 25.13
S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
% g& ?1 g. n! Z% x1 N
8.键的设计和计算

  Z9 W& f6 B  C2 ^①选择键联接的类型和尺寸
/ |- N) q0 T4 _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.
/ G7 \, l9 ]5 D- {* ]8 N根据    d =55    d =65
8 V( D- n9 S: G* p: ^查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50
$ V6 M0 k* Q! H8 Z9 [2 w& J( O
②校和键联接的强度
  查表6-2得      [ ]=110MP
工作长度   36-16=20
8 ?9 e! t' G5 Z 50-20=30
9 |$ |2 m4 J% u, ^! a% L+ a③键与轮毂键槽的接触高度
  P* x! _) `, I7 j K =0.5 h =5
' H) M" f1 q) M  b; y$ dK =0.5 h =6
; b! v" {( n2 f由式（6-1）得：
9 Y4 U" g- B3 g         ＜[ ]
) {' w4 `0 d$ E7 M9 e- Y         ＜[ ]
4 S6 w" j2 M: _" C; b两者都合适
取键标记为：
           键2：16×36 A GB/T1096-1979
( p5 R8 g* B: P键3：20×50 A GB/T1096-1979
8 s: g% u2 p0 ]; A, o, x9.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.

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。

/ A. v$ n; I- x- ^! R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

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.
: H4 p; E4 W6 h* G
. _( \& |' j& i5 v& L) F" a" {1 d, L4.   对附件设计
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：
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：
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.

D  通气孔：
7 i* ?2 k& m# C# V$ q8 _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。
) V# e6 f! y; z9 _) C4 K% i钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
0 d: V  s$ ^3 pF  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.
  H* Q6 l% Q( vG  吊钩：
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- R; J' `7 E( ?8 s1 b
减速器机体结构尺寸如下：
* x3 o" \. Z, |1 l
* v! K9 {* j8 T' z! b名称 符号 计算公式 结果
! R* w' X4 _2 A9 {箱座壁厚  

10
7 Q: o  \' A! P/ x' U箱盖壁厚  

9
( E# `8 F5 |/ a8 C4 Z箱盖凸缘厚度  

6 }" D0 v5 A7 {. Z' q12
箱座凸缘厚度  
5 F5 @1 c; y% A7 @# O
15
箱座底凸缘厚度  

4 F$ G+ i) K" u" T6 h- B9 T25
地脚螺钉直径  

M24
地脚螺钉数目  
查手册 6
- u3 v- m, b) J, f& W2 {轴承旁联接螺栓直径  

" M+ a; }# `: q5 z6 C5 iM12
1 |) c9 h- D: K机盖与机座联接螺栓直径  
( A; X0 p0 w  l3 a =（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径  
=（0.4~0.5）
# Q9 ~/ Y# n: h: T6 u2 T7 \10
视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
% N* }: a; e( D# e5 R定位销直径  
=（0.7~0.8）
8
& Y; }$ U5 \7 q+ y ， ， 至外机壁距离  
, e$ f0 h% i. W& I查机械课程设计指导书表4 34
6 P! J3 A* y1 ]& C, |22
, q5 b8 Q- s  E4 ~/ H: M, q18
+ c* m& r0 h3 P9 h* z ， 至凸缘边缘距离  
" d. k- P) \+ v2 N0 n. d5 E查机械课程设计指导书表4 28
* ?; r' [1 i  S16
外机壁至轴承座端面距离  
4 r# Y4 o3 ]  B% M, ` = + +（8~12）
50
2 O5 S( B2 \1 g8 a% @4 F8 ]4 z大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
5 S: }- q7 z1 E: b- S5 |8 ?齿轮端面与内机壁距离  
>
& h+ B5 K; F4 }! S3 h# c8 ]# h10
% E) A1 F3 U) R& K/ _% T' I机盖，机座肋厚  
# I+ U& F" z: p& h+ K) O7 [- n
9     8.5

3 S" p: ^  T8 P3 m- M8 S轴承端盖外径  
+（5~5.5）
; w6 L4 h* n% I& w) e120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离  
8 I$ Y7 L2 M0 F7 C
+ a# }' g; l9 a6 D/ M" L  h120（1轴）125（2轴）
150（3轴）

10. 润滑密封设计
- M, T0 z* H3 c( t# Z
; B& D3 |  e3 C0 H' \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.
% C8 O4 i* |4 @$ ]$ D- c0 _5 X: s( t油的深度为H+
6 s, g" z7 q) H$ o. m- _     H=30   =34
+ y% N) ]( @2 e% I2 k' }. }$ u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
$ L; ~$ i9 j& i3 Z凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
& u  E, S; r- Q  A* z) w, f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。
6 B; f3 R! \! H1 V! F& E$ |$ u
! b* c2 N* U6 e% Z: _! X11.联轴器设计

( N+ U0 q1 W1 r1.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.
% o+ M( T$ B% [- j- s公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
  y" u+ }6 I9 y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