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:
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:
+ P2 f6 n7 V; T; D8 a1 u         题号

& p, W8 r& N* l8 R8 Y- Z. _* h 参数 1 2 3 4 5
8 w4 G# s" S& o9 F- e运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
9 W7 N" Y# ^4 ]& e3 m, t* ~2 `运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
1 N) l4 q0 U$ m8 z$ Y" J0 p! O卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

二. 设计要求
+ M1 U8 M7 Z% h- y; h) p& ]1.减速器装配图一张(A1)。
" S+ u' z  G1 x: @7 H0 D2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
: k/ a- k" p3 |& \2 M# I
三. 设计步骤
1.  传动装置总体设计方案
2.  电动机的选择
8 F/ R' F* L1 y8 J2 ]0 h/ T3.  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
7 [9 g1 N- P2 D5 l, o% @: B8 t5.  设计V带和带轮
( ?6 k6 s( s( M: ~6.  齿轮的设计
7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
* P8 N) {" o( |/ R! S9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
; \/ B5 x& M: I( G8 d/ p& a
7 _' h+ }5 Z1 p5 U1.传动装置总体设计方案:
! C7 o5 R6 ~. d
- m4 V7 k* R0 }; N1. 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。
0 e. }( R. S) a/ v2 i3. 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：
- W/ m& d% v$ n3 ^, W
: L0 O; O$ E+ j0 o8 ?- e9 R
$ x6 r6 e/ H) J/ }1 d" l  Y   图一传动装置总体设计图)
1 k- I+ n; ]  B* p- 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。
/ ?6 ^7 V+ s7 W8 b2 y$ A% {) _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
" I; M" H$ q/ b4 Y3 t" u. f: Y ＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
9 D6 F( u. f6 P 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，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
9 ?; \. ~: g- G# Z因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
& ^, U  C+ s$ ~7 N' j

3 |$ r* r3 m4 u0 C; k2.电动机的选择
0 Q( i" ^9 o# w1 u# j
" s( z1 t  c1 U9 ]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，
- Z% B1 j/ x2 H2 a$ A* V8 H4 L! |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，
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。
' K7 T( P, X( o: o% O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，
( D" h- E1 u. p8 C7 ?/ V+ F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。
                                               
  z! u+ @$ e2 y3 ~6 n8 k: J( J
方案 电动机型号 额定功率
+ Z0 @4 @% c2 f0 fP
kw 电动机转速

- V# E% @# ?* Y, c电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
! s; X7 \7 S2 }: {5 V  i   同步转速 满载转速   总传动比 V带传动 减速器
3 a- S  ?. O4 b* N8 r3 E6 F, ?5 L1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
# ]+ h# v9 c) [6 X- ]- }1 ?' T

" w; G3 K4 U0 C& M; t


* _4 G0 b: n+ N. e# ^

中心高
; O6 ?. G$ w+ ?2 }% c$ n) } 外型尺寸
. q" X9 v$ L. ?  L7 E. dL×（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


5 t/ O, s" H7 C' c) N
; \- L5 O' l, A3 D# z; V4 \
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
( x3 c/ X8 i; B- @: \+ m
  W; i4 V; y. Q. |8 O0 a0 U$ O（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
% \0 L2 W1 ~) w4 G9 h4 p' @1 ?) L ＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
5 [, \2 K) v& E. V7 ^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
9 \+ i0 G2 Y, w- K6 _; @  {
5 c/ h$ O8 d) P1 p) p+ c4.计算传动装置的运动和动力参数
7 j4 P' K& e" K+ F& y+ k（1） 各轴转速
   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
4 V& ]) T! E$ F: T( f   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
7 c( w( A' U& l1 |: D   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
! ?9 `8 }" f. {3 `+ R7 x; e; u = =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
  B) M* [' j. a+ K+ \ ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
6 n) T! ?" f4 K' r   ＝ ×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
则各轴的输出功率：  
1 C( ?) E$ Z7 K$ E* Z% F! l( Y ＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
: L! F  V3 ~; Z; t ＝ ×0.98=2.65kW
5 V# B$ r2 B( l- l ＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
  `7 N( _4 z1 c0 {1 v) x    = × ×   N?m
* {/ D3 n6 t5 n( ~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
" b! c+ [2 a! i2 X3 z+ {& s2 D, r输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
" ~7 |' x4 ~% ]0 n, C/ y ＝ ×0.98=140.66 N?m
4 P. R, `) x+ J- N0 i/ F! N1 A ＝ ×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
输入 输出 输入 输出
: q' B" K- Y- T$ ^; V! Y/ B电动机轴  3.25  21.55 1440
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
6 G# q( t7 H8 b4 N3 Z& Q5 W# [2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
) J5 X( Y- R% n" g3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
4 y8 Z0 _8 L7 v( p, I) t& S

6.齿轮的设计

' l' v0 n& q8 p8 \（一）高速级齿轮传动的设计计算
4 D9 f9 W; b9 r8 h6 Y2 R2 v
5 [# x* P* V" n- N9 v5 y1． 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
  d( w( D# Z  h9 K（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
1 _+ ~! V- K, F2 E* {按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

0 L* E. S, J, ^, T4 J  x$ _5 R2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
) {$ H8 [; d6 e. @2 [. K  M①试选 =1.6
4 U' q/ a! X- E) x6 q查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
" y) E4 V$ \7 `. N6 E由课本 图10-26      
0 ~& G; W. Z: P$ D% P' M则
0 ]0 S( _  E3 V# Y7 j2 g, p②由课本 公式10-13计算应力值环数
0 Q5 G9 m+ k8 z* _N =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
+ Q. v* J: t$ k7 w8 }- r=1.4425×10 h
) q5 v: o+ j- D* HN = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )
3 {2 q2 w& g" Z7 Y1 ~1 T# K③查课本  10-19图得：K =0.93   K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
  X  p2 V8 v) C( D' @/ C' C0 F' `取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
0 t9 ~. \8 U/ d' _: S[ ] = =0.93×550=511.5  

  x* a/ C+ J# z  A0 L  V[ ] = =0.96×450=432         
许用接触应力  
+ @4 _# C+ i5 B1 Z, l+ K2 b

! ^8 ^: s$ \4 p⑤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
# _' N  K+ D5 z; `4 y=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
6 O" p" Y2 m9 @! K+ S6 t+ ~. @2 S+ ~
=
②计算圆周速度
. ^7 `+ A9 U2 c   
2 e1 J4 F) x) B9 `, Y& d③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
- p( T6 `- l; Y- U2 n       b= =49.53mm
计算摸数m
  初选螺旋角 =14
3 x! ~8 p6 @7 r( @+ b  Q =
4 O+ {: T$ Y  s4 j. ~% D8 U④计算齿宽与高之比
9 ~* m6 r1 b1 Q( m# A齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
6 ^/ T1 K8 V) T0 {6 n  g( B1 o⑤计算纵向重合度
=0.318  =1.903
⑥计算载荷系数K
/ x  T6 w' c, |$ Q: I# v9 _+ S使用系数 =1
) E1 _+ @: H1 s# B根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
' X0 M8 h; l5 p0 \; D* ?( k. U动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
0 d8 _, k; b" \% |/ Z$ IK =   +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
故载荷系数:
K＝K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
6 H# Q/ i' P9 L# J# W) d8 v⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d  =49.53× =51.73
; L  L2 @8 ]# {⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

3 _, i7 ^: U& L9 ~. ~+ n⑴   确定公式内各计算数值
! y0 a7 \6 Q, W. V/ Y3 v; d, K6 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
9 m& P  N  l8 d+ v0 w" P传动比误差  i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
; w! z% ~  q$ CΔi＝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
; j# B5 z6 P% p3 n" I3 {9 `④       初选螺旋角
    初定螺旋角  ＝14
. o7 N3 d, r+ m9 H3 u. m& Z1 s% ?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
/ Y' a3 j; o# }: }2 E# ?) p( o查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
" Z3 q; X: P9 Y& W2 L 应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774

⑦       重合度系数Y
0 W" y3 F6 q) J. G% r& @3 F端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
6 G0 N* x& i2 R* n! `% y# y ＝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
0 _2 F7 c2 {) @- A⑧       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78

- F$ F1 L- a. C6 d: @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
7 O# u, \. C/ Z- M$ V( d! A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
. v# g4 J# d. I8 \: }/ Y9 f查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮      大齿轮
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: p( m; U2 F6 Y, h- g1 _& `
大齿轮的数值大.选用.

⑵   设计计算
①  计算模数

  D; a+ O- b8 a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:
8 E7 n6 f6 M; o1 e) kz = =25.097  取z =25
0 V* ?1 P& p% L9 X& B/ Q% c) x那么z =3.24×25=81         
②   几何尺寸计算
计算中心距     a= = =109.25
1 J6 a* @5 e/ l6 `/ P+ `# T4 V2 n将中心距圆整为110
# u) T  D9 o9 O) G按圆整后的中心距修正螺旋角
: d& I- f: t1 c, ?* C' w2 S =arccos
) Y/ U0 J0 ?3 G7 b9 ?, @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
% v/ `) @$ P0 Q3 |5 ?3 f) |. _d = =51.53
" g8 V7 y, o8 g2 W. }d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
, w/ g, ?, Z$ V4 v' D/ C+ H+ N圆整的      
4 P; N! ?( l4 s9 ^( F
* S: z) D' E* f1 _2 D2 J" J（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.
; J, I4 e# t7 E" F& |4 L ⑵   齿轮精度
- i2 F) `* a' E: a$ [9 o0 I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
! d- e6 ]" e1 Y( N+ G6 h①试选K =1.6
" [) d# a6 U; E/ t7 E②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
( o: U& e6 ?3 j4 t2 J! r1 n) ~# X' o③试选 ,查课本由 图10-26查得
7 V; L& a0 T1 D' R! P" l =0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
. v" z( |4 W8 Y6 S6 P% l/ y# cN =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10  
% p1 x% L. d% s6 K# Q( qN = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
$ e" ~9 [0 i% ~3 L" Y' D8 r1 k4 xK =0.94                   K = 0.97
2 r9 E5 a1 j7 H3 k' q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 ,
/ F* A7 J% x  p/ o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
[ ] = =  
5 F% U3 {7 v; Q6 v. }1 s[ ] = =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
               0.665
: L  G9 t! c5 P, d* k' n3.   计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
' x0 z& v2 W, |' l, ]6 a4.   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
6 p2 A, {% b+ w% T9 h: w! Q5.   计算纵向重合度

7 Y% O+ K0 \, D! j9 Q/ H6.   计算载荷系数K
% x8 @& V5 g2 j: l8 P! `  |# nK =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
! K! K  ^0 `  u4 n+ {6 ~使用系数K =1   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
3 `$ }/ K0 y) p7 ] =1.04   K =1.35    K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
& s# Y' g, f- _$ k1 ]/ C7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d  =65.71×
7 v4 S/ A5 l/ x/ t" u计算模数
- f. m3 D: e, i5 l4 m, c3.   按齿根弯曲强度设计
  N  }; W, @$ T5 Wm≥
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
- ^/ n' a& Q( [（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
% ~5 f/ }- n8 M0 Q+ H; P$ @# eΔi＝0.032％ 5％，允许
; j' k( Z. f( c$ q（3）       初选齿宽系数
1 i' j3 x# s+ ~, @. k! U   按对称布置，由表查得 ＝1
) K- z1 o( {/ ?: j（4）      初选螺旋角
/ Z" O$ L# z% c8 H! [; @  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
. D4 }- y! @/ \! F9 y$ _6 _# |（6） 当量齿数     
5 p1 T1 Q' ]' s) w* G      z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056  
7 t" w7 O. k7 _z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
. j+ u; }/ A3 G由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
      
- _1 ?% p: A* u+ p; F' h2 t( J（7）       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
% a" v& D# x6 |( {! [, H（8）       计算大小齿轮的   
# Z8 a1 d( Z+ y5 m$ o0 D
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
& g1 s( \# z4 h2 GK =0.90      K =0.93    S=1.4
[ ] =
[ ] =
7 u& o. r9 Z; s, w, Y" V5 I    计算大小齿轮的 ,并加以比较
/ G9 E9 X% E7 u* ?0 j/ |$ K  
                  
; s* s, d& v# B' d大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
①  计算模数
* ~. k( e. E) j
1 {9 C4 }: w+ j0 c1 W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
# a$ `# o0 ~' o! O将中心距圆整为103  
& k9 }- }" _, v; V9 Q$ s) D修正螺旋角
=arccos
. u5 f4 Z6 U1 y2 f' O! h  `因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
  l$ H. m! v* u6 J9 Y   分度圆直径
( o  E# i. g! H      d = =61.34
* t6 X; a2 `) z- d( _1 ^% C* td = =143.12  
计算齿轮宽度

圆整后取      
! g2 m, S1 g( ^$ t0 b1 u" I
                                         低速级大齿轮如上图：

* _; m+ k3 R$ u7 q' @
/ A2 H$ d  ~1 @, ?8 I9 ~. W) V+ S
V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
7 {. R7 ]6 G1 k. K5 {2.3 3.24 2.33
# |/ y- G1 r9 I
2. 各轴转速n
(r/min)
/ G6 f  D! v  d" [; @/ M2 v (r/min)  (r/min)  
6 y! F7 e7 s" J7 H9 X" D(r/min)
& l$ J8 |2 [" v1 M+ g9 R6 o626.09 193.24 82.93 82.93

! Z3 [( Z; y( ]  u3. 各轴输入功率 P
1 n. B5 _1 P7 g/ j8 y （kw）
' }, m; \% v/ Q( X （kw）
（kw）
(kw)

* F8 q* e' l) \# E9 m6 m' Q3.12    2.90 2.70 2.57
& t1 Q! F, F* V$ v
* Q5 y8 |6 o1 h. E$ u! W& Q4. 各轴输入转矩 T
(kN?m)
+ X. i- t) t. H. q (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91
# ]- k: G: ^; b/ ?, X
5. 带轮主要参数
" Z6 N' M7 Q8 u4 Y- ^; B8 c2 M小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
9 V" G0 n0 Y3 _* g/ F' B8 v) |: M中心距a（mm） 基准长度 （mm）
1 g( w5 M. @% f4 h+ Z带的根数z
% z7 x: M% x6 k3 l90 224 471 1400 5



! ^0 J( ~$ \9 r( ]9 P6 A/ }

9 @3 v1 X( p( g. p, ~7.传动轴承和传动轴的设计
* S( g3 E: z5 w
  d. G5 ~% E7 k7 |: x1.  传动轴承的设计
; r( w* |& L8 ^( n/ a6 Q/ f
⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
=311.35N．m
* g: N, r2 ~, ?9 r⑵.  求作用在齿轮上的力
) ~/ s  H8 ]( \8 y: B- M2 j已知低速级大齿轮的分度圆直径为
/ o3 r7 ?! J' q" y         =143.21  
7 R4 |3 \  `: F+ ^, m; B& j4 n而  F =  
( Y/ O& @9 X8 T' l     F = F  

5 N5 q) S! K, ?* a5 W     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

+ [1 Q/ |6 R) A4 x( q' C圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
0 w+ ~/ }; f" o1 G
0 v% g* g; h3 j% T( ], h⑶.   初步确定轴的最小直径
+ v- j& U% y( E) L3 N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

! f" V# t  `* M- }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
) x" H# m2 d1 u( n查课本 ,选取

0 s1 w, e; J# \9 D) X5 \因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
( [8 l) ?. E( D# H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

& L6 M. U( H# H, o) `9 G
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
/ X( z* n8 v' O+ M+ z1 f* r② 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.

' M  E: V) {+ y- b
6 ]7 \2 H* C2 g+ x4 i( ~7 VD B  
8 h1 m$ L" I) \1 U+ @* d
* |, K3 b/ r, w' y轴承代号
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
. u: I( _8 Q: g+ o* @0 B   45 85 19 60.5 70.2 7209B
6 _2 K! w4 i' V5 v1 o4 \4 Z   45 100 25 66.0 80.0 7309B
   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
( i! K; d8 O7 I   50   90   20   62.4 77.7 7210C
         
; h% F- w/ Y% D5 q9 x) J2.  从动轴的设计
1 I& l0 \4 ~$ x
9 \! J3 I3 q$ \9 ~  V   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,
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.   

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 .
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 ,
/ R+ G! F4 m% o" b7 Q% e7 e; s高速齿轮轮毂长L=50 ,则

; K& d1 m, w: T' O- ~  x# E2 e
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

8 {5 r& X+ G. y# _4 o4 G( p* l5.    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.
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.
  
  j! v6 g3 [' d5 F

; ^: f5 H2 e( @0 u$ n4 d6 v
# H, m/ S6 p; k# T



     
$ ~; n6 c( _* g! v. W) z  g
  n# X' K) U. e; x: @传动轴总体设计结构图:
) R/ {. q6 p6 M% l( Y
                             (从动轴)

  @- F+ k7 v8 Z

                (中间轴)
) G0 |3 f( e# ^/ s" s! B9 s  D/ _
                             (主动轴)
0 E+ |/ R8 C# b& g3 H: X) m& e, F- c
8 q1 y# t' ~. u5 ?4 ~+ g  Z
" P7 f6 i! ?5 q5 K9 \" K        从动轴的载荷分析图:
- ~, G; Z$ d# K0 e& N
2 a; p& I# f: K- G+ @6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
* K! T9 S' A. u" F查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此轴合理安全

: S! y* w- u0 E8 l7.     精确校核轴的疲劳强度.
' Y( l5 b- f7 @7 t! i* U% u# {5 V⑴.   判断危险截面
9 ]: E0 _* h$ T1 j( p, G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.
& Y, t" n( i( Z' y: w. x& B4 y⑵.  截面Ⅶ左侧。
2 t9 e0 Q1 f! L+ Y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
+ g! u: B) A/ Q( m$ n6 ?7 u1 v截面上的弯曲应力
) e3 O: a; X" R8 n5 I+ l  
截面上的扭转应力
  = =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
            
  M* E* Q+ A! F因                 
经插入后得
  2.0          =1.31
轴性系数为
         =0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
, ]4 c& H' O1 ?' b7 i/ t; O所以               

综合系数为：    K =2.8
K =1.62
5 n+ ]& ?% D6 z, b碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
: N3 [/ l- M- ]安全系数
# h' T" [- I. G& AS = 25.13
S  13.71
! b" E) o' p; k( V, A$ ~- B  ≥S=1.5    所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
2 r' ]% i" ~9 j! P; @抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
% Q7 n# {0 S6 j2 @5 o
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560

2 z7 r! B, I2 K. V" O4 p% C9 q$ u截面Ⅳ上的扭矩 为    =295
截面上的弯曲应力     
, E& y7 e) Z: J0 e' ]$ D" y* `截面上的扭转应力
+ m, l6 S8 f! S" f" L  = =  K =
6 [  \( P/ N9 s) \& X( E) p( h& f; ZK =
5 B/ _4 l& d. b/ i1 t所以                  
综合系数为：
K =2.8    K =1.62
碳钢的特性系数
     取0.1        取0.05
* F. ~& b9 F/ R' M  G0 `3 U安全系数
: d/ H* n( Z) ~5 C, X; B" `S = 25.13
S  13.71
% s6 U  R5 _" o1 d: q  ≥S=1.5    所以它是安全的
" n5 ^8 p9 `6 W& E" f1 K. ]* y- j
8.键的设计和计算

! `$ a' o/ ~( `5 g①选择键联接的类型和尺寸
; K3 D8 `: v, e# a6 e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.
% @9 x' k& P% ^% Z$ S9 ^根据    d =55    d =65
查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50

5 R6 ]( ]# ~5 B9 z7 W- W  c- b5 a②校和键联接的强度
  查表6-2得      [ ]=110MP
工作长度   36-16=20
# w% h1 t" ~4 p' P" X 50-20=30
+ H* n# ?0 \) v( u2 P6 V③键与轮毂键槽的接触高度
! h6 F( V& I7 \8 W K =0.5 h =5
# N# C( {& v! m2 JK =0.5 h =6
由式（6-1）得：
7 @" }$ s, D8 C) t2 B% b# Z- \         ＜[ ]
         ＜[ ]
两者都合适
2 e8 |5 R7 C. G4 z) d8 P3 D取键标记为：
           键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
6 o6 Z$ L: s% `$ h2 L& b1 E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
" H2 ?  [5 j* a$ W
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
( Q  f- Z( M9 V/ c5 y/ E) T
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
2 P/ g. ?. t8 l8 Y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.
; ?1 [% d, |5 {& x+ {铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
$ O, m& c3 }  c5 P! \
: \+ s! L. p8 M0 F7 w  I4.   对附件设计
A  视孔盖和窥视孔
4 I/ `; K7 k4 L& G  Q& @, j8 @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：
- q9 @6 u/ B, s( D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。
* _5 w9 c8 D+ @5 [C  油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
- v- w' \5 n* O油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

0 E" s7 P& Q( pD  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.
E  盖螺钉：
% Q9 W. f- @# S+ W* M" S/ M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.
F  位销：
9 L6 U, O' X6 R6 ~" e' p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：
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.

  u& P; A9 o3 o2 _; G# U减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚  
( Q) q& L& t$ D
# N6 B  ^) w- r- |, N3 g  A6 p8 a10
1 [8 K3 }+ h+ `7 B5 M( D箱盖壁厚  
, O" T' Y" f& L4 X1 E) l- F- @
0 e9 H& ~* N  w8 z0 i9
" b, }; y" V6 s: \+ a箱盖凸缘厚度  
) G0 D! }% q. b, O9 B" g" F
12
  l- B( V, ~( {  c$ j6 {2 v8 ]箱座凸缘厚度  
0 R  g+ X0 ~% ?/ M
3 g2 s0 A! k6 h& l15
6 P$ d- ~9 B, m/ g箱座底凸缘厚度  
& j& W/ o5 l, l8 I# c
4 w  ~, u9 I& p5 w' {25
  n: g1 W9 ]: O4 c, q. t4 A地脚螺钉直径  
; n7 _/ n& Q& M9 M$ t8 K; W% H
M24
地脚螺钉数目  
! H' \9 c% A2 t, W  m) }1 Q查手册 6
轴承旁联接螺栓直径  

+ M& Z6 k8 R4 h2 k& |M12
机盖与机座联接螺栓直径  
=（0.5~0.6）
; U4 ]$ e: |7 T2 Z$ JM10
轴承端盖螺钉直径  
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径  
" Y; s7 F4 q- D: h' v) ?2 q- G7 W& F =（0.3~0.4）
8
" G( `9 O4 r+ i: }( w定位销直径  
=（0.7~0.8）
8 r6 y& K7 G* p6 [8
， ， 至外机壁距离  
- N2 ^/ {4 F" L" I7 y- Q查机械课程设计指导书表4 34
22
18
$ _8 V% h( D% b, Z6 {* R' e& [( a* e ， 至凸缘边缘距离  
查机械课程设计指导书表4 28
3 q$ g0 }+ n; k* y16
% g! E/ O: b+ t5 g外机壁至轴承座端面距离  
= + +（8~12）
2 W4 Y$ T! y0 I7 v9 Q50
大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
4 V' s# S9 a+ W$ n: F齿轮端面与内机壁距离  
>
10
机盖，机座肋厚  

9     8.5

8 h  A# f( B* b4 ^. t: n轴承端盖外径  
# g9 C& P- ]$ u9 q/ _- r +（5~5.5）
5 h/ x+ V* y+ P1 E% ~7 }. N120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
2 d! }1 ], {4 x' Q8 a轴承旁联结螺栓距离  
8 h' D$ p- H8 L; j* R3 _7 M
$ o" F0 g( e% N6 e# F' H* b: x120（1轴）125（2轴）
% i' r- d6 f3 A% N! S) I1 x150（3轴）
, _6 m3 ^1 H& A" C6 b5 M; l8 s5 b+ P
) c2 x  O! c  m/ G10. 润滑密封设计
6 w" X2 \& R; }4 N
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+
  e  p4 ^8 y. Y$ W  t5 w4 @     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
% K+ y- o4 X! R$ P: H# C. S其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
. o/ q; i% r- i6 l" k
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
% d* [# P4 n/ R' X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
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
' Y& `2 P+ |1 V9 y
& U3 v' B( j/ Y1 P3 q11.联轴器设计
9 `  a3 x- B* Y4 T
. X8 V' D' `, W) G* }+ i$ M1.类型选择.
5 j. D. G1 |" Z$ l) I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
查课本 ,选取
1 f0 K. [% E' F' Y% Z# O所以转矩   
# V6 A' g' Y/ x6 A" m! _因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
3 p" O: `; O* H4 f* e% c" {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