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:
6 B% y9 p7 I5 C  q+ n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:
$ @, ~7 s0 ?! }4 _$ j+ L% t         题号
3 d6 L6 M& v; U. G- K/ J
5 D( F/ l. |4 K4 }6 O; I 参数 1 2 3 4 5
/ Z- u- _' c9 R( q: s# o0 N运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
+ u2 ~% {" j# D  W; S运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
0 y' i1 S0 s9 C4 V卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
1 }: Y1 J7 `9 \
0 I- X4 k5 u9 ~7 f1 s% L- y1 f9 b7 X二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
5 V) Y3 e6 {# L% S) J1 O- g* ~2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
  R$ M4 }1 I( ^" s; N
" o6 K  N- g) Z( T) P% }5 ?+ `+ H三. 设计步骤
1.  传动装置总体设计方案
2.  电动机的选择
0 P9 b( f2 E- k" i* a3.  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
6.  齿轮的设计
2 U9 k! q/ ^7 c% ?5 D" Y7.  滚动轴承和传动轴的设计
& M+ O  j/ F* q' c$ c8.  键联接设计
0 z! b7 p4 h* n( F9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计

/ U, [3 Z# b: o* D% r$ K% v* ?2 \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。
: o6 e  {% e( S, Z) E2. 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，
3 d3 f3 i8 E+ l$ j要求轴有较大的刚度。
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。
# R) N' y! U+ I: g 其传动方案如下：

; P, K- J! S5 Z5 E
1 u( n4 ?- ^6 a, F7 c   图一传动装置总体设计图)
" |$ k& G' y9 M8 `
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）。
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 P2 `4 @! f$ ~; B- ` 为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
+ X, N4 I/ \! F5 A) l% ` 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
9 M5 ~5 e$ _$ N, D+ }' R. C因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
/ |- o8 L' v$ G

2.电动机的选择
7 m% L" K6 r: k# ^4 {
& D' z" F& {$ }, c$ C8 q7 k: }2 v- l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，
3 O6 P$ {; L' T+ x8 H9 d+ o! h  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，
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。
                                               

8 e8 _1 x! w9 P! C" l7 s方案 电动机型号 额定功率
) d/ y( }6 ?& f8 `P
* w2 }  W5 D, t% R% ^kw 电动机转速

电动机重量
( h) P" G) y; S/ i; s) TN 参考价格
" F, S$ O0 \/ H  _- y( b! s- g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
' g* v# x6 }/ G6 o% G% ^1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
! O' N. ?, j5 {! k2 d' i# g


7 C" l# `3 c$ o$ F) H
' M7 h% @) q$ M. _- @
+ g( k6 b% B# U" `) q
: E7 Z: b2 v" r* N: `* m: ?( p, O) E
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
: K3 x" y/ v- i" V3 z
" w9 [* ^% Q; y$ F6 R
0 j+ H/ L0 b; l* x  D% B( D8 b

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
8 J( r/ `& C% V/ ^0 y
（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
  t6 t$ X. j; v- n$ n ＝ ×
4 y" C7 x" F' u9 g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
0 f9 {$ t- [7 j& F根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.33

$ |7 o/ i8 {, c' m* w% z8 A4.计算传动装置的运动和动力参数
2 T1 j! ^+ h7 a- k' H+ Y（1） 各轴转速
8 }( E# f, n5 n4 G$ i$ C   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
( \7 T) H, J; X7 e# ]   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
, d" T7 v& G4 @* v = =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
+ h9 B5 [7 q$ g3 S8 \4 M ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
5 U+ {  n  W( Y' T! K   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
* g, H/ X9 \/ k4 j6 _   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
* Q* m6 x# ?/ |7 ~- L0 h- H则各轴的输出功率：  
% B. X! G9 W$ C$ q, Z ＝ ×0.98=3.06 kW
( C9 h1 A9 E3 R- a  c ＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
    = × ×   N?m
电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?
2 h3 H9 }% e3 i$ G# G所以:  ＝ × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
& |. w3 E7 k) G9 Q* c3 E ＝ × × × =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
＝ ×0.98=140.66 N?m
1 D/ ]0 W, Z  C% J ＝ ×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
5 e6 E/ L' G6 T) H9 q6 o 输入 输出 输入 输出
! f; Q. c. d: k  ]电动机轴  3.25  21.55 1440
8 y2 T4 w$ g1 g0 y4 _- O1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
( Y8 I( u1 z$ F( D4 z. P5 ~4 Q4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93


, M2 i5 n9 i/ |" N4 }# m9 ^- @6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

3 N+ B7 v% y* l' u8 H) I6 _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
) @3 [( z0 j6 i; Y6 s   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
' B8 Z0 C  W! T2 X8 @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
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
3 G& \5 Q3 X  }9 y* E
2 i( j5 Y. h7 S# Z7 v& J% y2 Q2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
+ Q9 G! z: G' K按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选 =1.6
3 a: O. O3 X- j: X0 m# J查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
+ T( V" S8 C/ p# r( O* V, c由课本 图10-26      
0 b1 \2 [# o, ~$ A# M. l则
, J! Z) k& ]/ o2 `  z②由课本 公式10-13计算应力值环数
3 Y" `0 i  h0 q5 ^0 {+ V& sN =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
4 D6 m2 S2 R. D% AN = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )
. F- Z9 _0 t- \. T. B5 X③查课本  10-19图得：K =0.93   K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
/ D3 j$ L' P7 K, T$ C取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
  G+ ?- X$ o6 f: D[ ] = =0.93×550=511.5  
* ]; K* h$ w7 d: }! t
[ ] = =0.96×450=432         
7 w: I) Y" ~* p" {& M% K" X许用接触应力  

5 p- _2 D- S  a# b1 h* [
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
=4.86×10 N.m
/ B$ a. T) l" ?3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
1 f& b2 y& }' S% m9 R
=
& w8 P& N5 a7 Y; c# _②计算圆周速度
   
2 m+ |* l4 k7 R0 P③计算齿宽b和模数
8 s2 O' U+ u5 _) f计算齿宽b
       b= =49.53mm
计算摸数m
  初选螺旋角 =14
7 }0 r9 C. t# B =
④计算齿宽与高之比
/ q$ s' w! P5 c0 }' I: D齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
⑤计算纵向重合度
/ W1 J: x9 g+ U" n# U; ~# A0 f5 b# P6 g =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
+ P2 E5 B/ |# C动载系数K =1.07,
. M3 @" q$ D1 f6 ?+ G) g! u& g0 y查课本由 表10-4得K 的计算公式:
( ~0 @, \! r) {* f2 `5 cK =   +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
7 w1 s& ?( Q& l, N7 A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
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
+ z' Y$ S' r5 y6 C4 s⑧计算模数
=
! o% ~3 T9 v6 }2 @9 p; ]4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
% H% L3 k, \+ t/ y/ @  k ≥
  W) r1 ]! e" L. v; q
7 S% Z0 |# |) w7 ]% x⑴   确定公式内各计算数值
* ~9 y8 M/ I/ ]! }①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
8 @, P, O$ ~/ r: L1 g     确定齿数z
2 [+ h# K7 ?. D% q因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i  z ＝3.24×24＝77.76
- l. n- A8 s$ K. H9 c4 D) s传动比误差  i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
5 q0 n" y  S0 bΔi＝0.032％ 5％，允许
②      计算当量齿数
2 T4 n: _: r/ ~z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
9 T) x. d* R6 d  Q/ @, iz ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初选齿宽系数
     按对称布置，由表查得 ＝1
) ^) i, o7 j/ s2 O) ]④       初选螺旋角
    初定螺旋角  ＝14
) @% g4 M# n& `* C8 s! p# f4 g⑤       载荷系数K
K＝K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
5 L5 Z% S1 k/ e: u. X2 {2 L⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
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
: f: j- @. a0 ~6 I
3 H. l! s( N; f- v⑦       重合度系数Y
+ l8 G' C. B. T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
  W3 a7 [5 F. K" e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
轴向重合度  ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
% X3 s# P3 H! S5 \' G; d
⑨       计算大小齿轮的   
安全系数由表查得S ＝1.25
- r9 ]  B  ^5 z% b0 J工作寿命两班制，8年，每年工作300天
( X# F- a7 Q& y1 @小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
% o8 o# S9 z5 P7 b$ {& v大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
% \. F& B* |2 ^9 P# @查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
. |/ q) V+ @& N0 T* r小齿轮      大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
: B8 v2 m1 r7 zK =0.86        K =0.93  
6 i9 g* H+ B- |3 H0 `1 \ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
6 c2 e6 K- X4 |' b$ h[ ] =
[ ] =
  
, ]" W( b* O2 h% f( p; n
大齿轮的数值大.选用.
- V( d" S8 r0 v$ a1 ~
⑵   设计计算
①  计算模数
' F: ?) N8 z  K0 g. N
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:
2 J, z1 x& ~/ \! _. 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
将中心距圆整为110
2 ^7 ]9 Y8 V8 a; K% |" ~8 G按圆整后的中心距修正螺旋角
7 i2 @2 s; L* p6 U/ [2 n =arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
6 T( x- w7 f* r" u计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
; m1 B- W9 f, w5 Kd = =166.97
计算齿轮宽度
B=
& q  L& [5 G5 N3 l: u圆整的      

1 |6 n- |! |* y- P/ a（二）  低速级齿轮传动的设计计算
, O2 w) E" Z. Z% ?# I; q7 `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 K2 d. G) D& f: a1 L. n$ H 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
/ S: o  O; a* w8 `' I/ E$ Z1.  确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
3 j9 y, Q1 ?9 b9 Y" U/ m②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
. f& k3 H' [0 p7 N; H" e  \③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
; A- c, u9 R; t7 {' V# Y! H9 `$ o应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
2 t; p  Z3 M& }" W=4.45×10  
N = 1.91×10
$ Q( B. T4 U. D1 k7 |由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94                   K = 0.97
/ ~) s# \% r% ?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 ,
7 V3 l8 S0 M" V1 _; R7 R& A大齿轮的接触疲劳强度极限
' u8 T9 C9 ?; }  y4 o  z6 I取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
$ ^0 Q2 ~* y3 z; G: d( c[ ] = =  
1 x7 _, t8 f/ U+ g0 S2 D9 A0 Q0 z[ ] = =0.98×550/1=517  
8 d. u3 }# |: c7 T. d[ 540.5
& S) I3 r. q/ E( F  E" S. Q3 j查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
6 u5 I5 g& K- `! G8 x选取齿宽系数      
& S6 ^5 M% b( o  qT=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
/ g2 @" h/ }/ w8 e- m- M=14.33×10 N.m
1 D4 [* [$ A+ L+ W* z                           =65.71
, L# m( `( n7 O2.   计算圆周速度
" c  p, R1 m$ W5 u7 o$ ^               0.665
2 }: ]8 o1 |$ R/ O4 O3.   计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
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
- g& x- A) ^8 j5 q+ i  z5 t6 S  =65.71/5.4621=12.03
5.   计算纵向重合度

6.   计算载荷系数K
6 d2 K( B9 @' \" _3 @7 JK =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
使用系数K =1   
% I4 K/ J+ z; P7 ~1 i8 C  M* }" m同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04   K =1.35    K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
. N2 `8 t8 i% C8 E" ?1 [' g7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d  =65.71×
$ k4 o9 U$ m6 z  L+ j4 j1 n, R3 A. F, X计算模数
3.   按齿根弯曲强度设计
( a) a8 d) p2 _! K, A% X# Im≥
1 X1 C# m1 |6 l4 k7 }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
3 _  ]5 D3 r; m0 A$ d% a因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
6 I+ J2 c' ?& n9 i( O. e传动比误差  i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
0 n6 X% p, S; ^( K$ HΔi＝0.032％ 5％，允许
（3）       初选齿宽系数
3 j2 _9 ?1 ]# a# M   按对称布置，由表查得 ＝1
1 R4 S, b9 m& Q（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝12
5 u: z' r1 d* o" F, `' S（5）      载荷系数K
/ y0 F5 ~: y% U" q6 qK＝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
* ]! M( G0 ]; E( P! S  d5 q+ L$ T由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
# r$ _- ~  `/ W4 U      
2 H1 G" t3 W- P& a* z. w! H（7）       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝2.03
* f/ `. |& G, m2 F$ I. qY ＝1－ ＝0.797
8 {( C9 z; {; q1 b5 \, m（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
K =0.90      K =0.93    S=1.4
+ }% R! M4 `" N: Y, J[ ] =
[ ] =
    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  
                  
9 U. s7 d4 C1 J" j- e6 i: S* O大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
①  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.
6 ?; p& t& S) @2 E  rz = =27.77  取z =30
3 E1 q: O" F  ^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  
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
d = =143.12  
% C, Y9 x/ f- P% A3 _计算齿轮宽度

8 q, T5 H8 l' d* `4 @) _5 g' Q圆整后取      
$ b2 f7 |: }" }! J
7 C8 W1 Z5 j  R4 k, N                                         低速级大齿轮如上图：
2 l8 E( o* N9 `* t


V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比
7 @) y( I$ _5 f( vV带 高速级齿轮 低速级齿轮
: G: D, F3 @( v) `  {2.3 3.24 2.33
8 M0 a" ]" Q1 H7 x/ f
2. 各轴转速n
: l  v# p3 H3 t$ X9 c* l. w) z5 [ (r/min)
6 T, p; i6 U; G, A! z& C% A (r/min)  (r/min)  
(r/min)
% W* \+ Q5 Y8 m4 F626.09 193.24 82.93 82.93
/ s4 `/ K0 Q4 {' \$ u3 S( ^; I
3. 各轴输入功率 P
（kw）
* V9 S' ?) X( p) t: r3 V （kw）
! M. j6 e; \+ `1 e3 `2 i5 A （kw）
(kw)

" x4 L; H: v0 }! ~% a! S3.12    2.90 2.70 2.57

8 \( F5 e3 O( ~* Q4. 各轴输入转矩 T
9 _$ I& F: z" y& z* ?- O" [ (kN?m)
, L5 ?7 m/ Z9 n, \- k5 |% ?2 p3 X4 m (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91
$ e, d: u# W: x3 B. t% F
6 ]0 j& U! R# E! a: a! e* _ 5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
. h, S, t1 ~. f4 `中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
: U  e* `, j2 B& Y
! s+ e- d9 Q6 @6 Q" b7 ^# E$ Y


! o9 Z4 c2 q0 i) t
7.传动轴承和传动轴的设计

1.  传动轴承的设计

⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
+ u# d: a( s1 V =311.35N．m
⑵.  求作用在齿轮上的力
/ ?5 ]/ h/ s, u已知低速级大齿轮的分度圆直径为
) b- o+ I; A% Q1 f+ c, e. G         =143.21  
而  F =  
     F = F  
# F2 k- s1 s! V4 g. u7 B( u
( D+ H& b) l$ T8 n+ W     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
+ W- D! l- j% L( b
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
* [- l( v" y7 }( b8 T4 m+ T( {
/ b- B% A6 Z$ T: D2 p; k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
  \# r+ [5 W" G1 F* m查课本 ,选取
1 c1 m! G8 f9 X% t2 v
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,半联轴器的孔径
! [# Q2 L" R: R5 v
% M7 B! J& y- ^0 c* L
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
% A+ `6 w* d* Y5 Z/ s5 m- o① 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.


: J) K. D5 R% W+ e$ CD B  

轴承代号
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
   45 85 19 60.5 70.2 7209B
   45 100 25 66.0 80.0 7309B
   50   80   16   59.2 70.9 7010C
0 O- x  l7 t9 L$ d   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
   50   90   20   62.4 77.7 7210C
0 |5 U6 r) Q8 Q, d# {         
2.  从动轴的设计
. g( M& j. L, w! Z$ w; J/ s
   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.   
5 b4 m8 g( I0 F
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 .
+ m, L+ |8 J' l* j8 C& g; 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 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则


  d$ u5 Z7 s* i8 m; c% [至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
$ Y: K, W% F( F, x
5.    求轴上的载荷  
# Q' X& _# X) W: J 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,
" V4 y4 Y' `  I: d# v9 z查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
# `! c7 x! n; P, k. F  E- U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.
  
" L; n- F" M" m* O/ c


  l; G% w8 F2 s7 J
/ l: D  D& C" r- j% V: L3 g7 [


* B8 a- C9 m" s. ]     

# N. E; u! t9 M+ f传动轴总体设计结构图:
1 f7 E; U8 k- ^* p( w7 M# X
' N: t! M4 ~# A7 c5 C, O- }! }                             (从动轴)


  U) t; D( ~) V% ~8 O0 E# @' j. B) S
                (中间轴)

' V/ ]2 K2 j4 g                             (主动轴)
( y$ h6 f1 z- b6 I

        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
& f$ x8 T# K* _9 Z+ Y6 S3 f根据
3 p$ I1 Q6 D* t2 q = =
: m! g4 m2 W9 Z前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
# }, o1 M0 n; z  R" Q/ r% n5 N 〈 [ ]    此轴合理安全

0 G0 c  q- e5 g  I* ^$ i) o7.     精确校核轴的疲劳强度.
) v9 U0 r- E, ]' {⑴.   判断危险截面
8 B# u+ w" D/ L3 c' o. 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.
6 }6 B" t7 b. S! s⑵.  截面Ⅶ左侧。
+ _  \: I9 X5 b' I抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
' j9 j1 h  Q, W/ J! Y截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  
/ _* T8 ], y) S, h( i' G截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
1 C2 c$ e4 `4 {$ s0 h/ M: m截面上的弯曲应力
% Y4 e  X* t# W4 l- F& e  
- B0 s) W$ B+ w* J  H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：
            
3 ~: P0 P# O9 S$ y+ I6 |4 w9 K因                 
经插入后得
  2.0          =1.31
轴性系数为
, H" S7 Z: z; d8 Y1 q1 `1 r         =0.85
K =1+ =1.82
& @4 p9 F- k5 L9 |( B4 e/ ZK =1+ （ -1）=1.26
4 u: Y  s" ^0 L, ?; ~所以               

' |9 ^1 A, x1 u0 h1 ^2 m. F综合系数为：    K =2.8
K =1.62
6 y0 E- K4 h! Z/ N5 B碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
安全系数
S = 25.13
3 x0 A$ }. p% m& V# BS  13.71
/ w" L; M" u! r* p+ J2 {" ^  ≥S=1.5    所以它是安全的
7 }1 T6 s2 C: w5 U截面Ⅳ右侧
( ]$ H+ g% }* G' L抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500
$ h; O/ G9 C7 w9 u9 G/ o; Z
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
8 D" e! w) z9 s' _2 q2 H2 j8 g1 c1 A
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560

0 G8 p# P" D; B; X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
9 L: d8 ~; r6 g" ~7 A* b! Q  = =  K =
K =
所以                  
- m$ B% A/ }: F综合系数为：
K =2.8    K =1.62
碳钢的特性系数
$ B& A; h! e+ I2 |: Q/ {( P     取0.1        取0.05
( V9 h2 _. V2 R0 D4 B; {/ B安全系数
S = 25.13
S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
0 Q% {( |# N6 D% R
8.键的设计和计算

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.
根据    d =55    d =65
8 K8 O+ I" s3 i5 J! y1 }* x查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
; o% ]1 M2 G4 w2 m" Y                     b =20     h =12      =50
  ~' b# g) O0 M" G
②校和键联接的强度
) w" f/ ]# M# m* S/ t) C: q  查表6-2得      [ ]=110MP
工作长度   36-16=20
( X# r3 Y6 J, J 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：
. ~5 m3 ]! l8 Z% \7 e; T         ＜[ ]
: U# e1 |5 q8 B: h7 J, k, d         ＜[ ]
& w$ V3 x# E3 L两者都合适
6 |1 e# L5 r; A取键标记为：
           键2：16×36 A GB/T1096-1979
. \3 o) K4 t& R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.

1.   机体有足够的刚度
& R& h0 I2 ~. d. x在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

3 I* @9 @' h  R8 A5 O2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

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
6 h9 C; L4 T& E6 H5 K: v" B& z1 `
8 ?: [( `8 ^5 B# a) z3.   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( ^2 F1 A! A
- I- L) k! m  X& X& f& f4.   对附件设计
* @/ Q+ b3 V  k/ x0 p# P5 J! O A  视孔盖和窥视孔
7 d( g/ i; l0 ^# `2 ^5 `) l6 L7 J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。
" O8 o! v8 U. |" }C  油标：
( S5 e" Z0 j& R. f: b+ z! X& |油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
, G7 e4 Q* O  S6 _4 t5 F2 @- \$ ]  Z油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

" }: o: Q, h4 ]  |: @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.
" J9 S( R" M' W- ?E  盖螺钉：
- u( H. z7 ]3 }1 a0 w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.
' K3 g2 \% l6 Y; _/ }3 }0 Z/ iF  位销：
: y6 y4 C2 b3 f( n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：
  t0 C8 L. `% d; q3 M  m/ m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.
# k& X+ v4 b% u5 }4 B! Y
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  
) {) F, a5 u9 m: [: V
, D: t7 f2 x- N$ s10
) I7 {' X: i; T  f箱盖壁厚  

) E( c: h  z! @5 x$ T9
- C  p* X; v) u6 Z2 j箱盖凸缘厚度  
$ ^# `# E2 @% n9 u; i' @7 J+ v
12
箱座凸缘厚度  
- p$ I! o- W* q7 ~4 K" j
15
+ o7 O, O) O9 Z1 L2 P8 }箱座底凸缘厚度  

25
1 V2 B* P: w) ], N1 d地脚螺钉直径  
7 P5 M: P/ {5 h- A% n' b% L4 a
M24
& ~/ A- L, L! q/ K/ U地脚螺钉数目  
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径  
; r% N  t6 k0 C5 Z) G, F' Z
M12
4 J& a3 h1 N3 U机盖与机座联接螺栓直径  
8 Z! A0 f; T- R. I$ m' c =（0.5~0.6）
* ?, W- }8 m9 r! Q+ V  S2 h$ d2 l1 B+ k& eM10
8 g1 X! k& S) `# l) s4 R* p2 G轴承端盖螺钉直径  
9 i: O( {4 y& g( {3 o; }3 [7 ` =（0.4~0.5）
- Q' c/ l. k6 E3 [- a10
/ k' d& p  ~1 U2 t% Y! P2 S视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
7 J& k9 [6 N+ i定位销直径  
=（0.7~0.8）
, H& N8 l& u9 y8
1 o+ K; T+ b- S  X ， ， 至外机壁距离  
. |. q" N* [) @  i+ ~8 V" E查机械课程设计指导书表4 34
8 L* Z+ N1 F2 K7 S8 q( S6 j# o22
18
， 至凸缘边缘距离  
查机械课程设计指导书表4 28
  e  L! e" a) P8 U16
外机壁至轴承座端面距离  
" }  B% B9 y# X, }) [ = + +（8~12）
* |6 f: {  N. O" n. K3 k50
* w4 R3 w8 l0 \* [# W) T大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
; W# |! z7 X) @: X0 y& T15
齿轮端面与内机壁距离  
4 T& W/ I6 [- u8 ?, `8 X8 i >
10
. [) B7 ?: O7 `- p& K% [5 Y% i机盖，机座肋厚  
) ~2 i2 \( ~+ `1 g( y
9     8.5

轴承端盖外径  
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
6 P! {4 a0 z1 P) l; W) q& D4 K轴承旁联结螺栓距离  

120（1轴）125（2轴）
5 \! P/ d; A2 m150（3轴）
: X; R, f& k- R2 {2 r/ H
" e9 y/ F0 j- t2 h8 W; `10. 润滑密封设计

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.
, l$ |/ g. e5 p油的深度为H+
2 Q$ W7 C& C& I: a4 M2 i* ?% M     H=30   =34
9 V- U4 L% }8 G/ `" h所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

* e8 K0 K; Q& P1 p5 z4 W密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
) Y9 x3 Z5 ]" j% [+ ^凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
7 a# j8 z% z5 s- s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。
2 B  y5 z* c; Q4 h+ g& H" i; @; {
11.联轴器设计
7 C! w6 {. Y4 m: l9 O& N
9 q& d& K# j7 P" l0 }6 i  Z  V& E1.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.
: Y1 h# [* z- n- j公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩   
+ Z7 s) z: {( e$ m' V因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
# B9 r4 z) o9 m& L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