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:
. i+ [: ?5 M- i7 ~1 F  u: w: u9 l         题号

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
3 `; R% P3 l! |+ z: c- s( I运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
; `' z  o* n4 J% S( G1 T1 t. b卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

; q  D8 `0 p! t2 t$ ]$ a" {! p二. 设计要求
# }  N) J* U! P, f5 h( l/ o6 b9 H: @1.减速器装配图一张(A1)。
; D0 f0 w% W- R2 j1 g" z2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
, Z1 m' R  }% A( B' V1 w5 ?
三. 设计步骤
- x/ h5 t/ {* K$ _: C1.  传动装置总体设计方案
! }- z6 Z6 G0 _! ?7 Y8 S" O* J$ l2.  电动机的选择
3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
" r0 D# |: R" C* \4.  计算传动装置的运动和动力参数
5.  设计V带和带轮
2 S9 N; n8 y: T+ r$ g' ^3 @! e6.  齿轮的设计
7 k9 y/ i- p2 p4 ?+ Q4 ^7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
7 G- i. D# ?6 A& p- E9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
7 i# A* X! K* t  q( a& r5 }1 o11. 联轴器设计
) x7 a* K2 O; j, P
, W+ ]5 C0 ^+ U: f  e1 |1.传动装置总体设计方案:
6 q2 _4 S7 g5 j) Z
& N+ i; Q) w* k" C" R5 h, _4 V1. 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，
& s8 x+ z& s7 l# u& h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。
) {8 d. F7 a' j 其传动方案如下：
) K! X' a# n5 N

   图一传动装置总体设计图)

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）。
: a- G9 \, u3 o& {  b传动装置的总效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
* ?- Y& ^# H% J  Y 为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
- w# O0 C/ [: G3 e$ n) G 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.
0 u9 }) S) T- N0 M因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
8 h/ N8 K% U, z3 C# O
, ^. Z& V/ f6 b/ L+ y* l( j7 j
6 K, F& F! K3 H& H2.电动机的选择
- h" w7 z8 r  |. w
( a- T- O( Z$ {4 o  F5 O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，
8 K, Y0 `8 q2 r6 f  R( W! Y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。
8 ]- z3 a4 s' \  w, S4 t) X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
- ?6 X6 H" r9 X$ M0 Q7 w额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
                                               

0 Q8 p5 |: ]  P2 x/ b! e方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速

: p6 \, N7 F9 Z3 _4 A电动机重量
& M, K# I0 `* d( `N 参考价格
元 传动装置的传动比
9 x1 N# D! N* E   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




' {9 {$ X( S2 L0 `7 ~5 v


7 H# P4 y5 ~0 h/ Z$ r9 c6 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
% a+ v  f: p8 X# Y) v( H5 V5 S132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
$ u* e4 `( p/ C6 F

- O: Y7 {2 ~, f7 k! g# M

' V" c6 g  p" E& q5 D1 Q7 u3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
( f# ^1 w, K4 n
  {  v4 e, d7 p1 v6 R7 d9 {( I（1）       总传动比
5 k1 ?! h& \$ ^! w8 l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
% Q, G( x  k! A2 L4 J（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
. B3 R7 z3 x$ L+ f
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
5 V! E% a8 v# e9 V. m   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
5 f* [7 g+ t' N' p4 k# Z4 i4 k, S6 f$ z ＝ × ＝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
则各轴的输出功率：  
, E* B3 d! o- w ＝ ×0.98=3.06 kW
8 }8 T# w" U$ g/ j ＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
    = × ×   N?m
- s+ J2 E4 F* f1 a9 u2 p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
- w3 @" m6 U2 P ＝ × × × =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
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 N?m
4 u+ F4 C3 O, F$ J* p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
电动机轴  3.25  21.55 1440
, R3 g6 H& a4 r- P$ K! H" F5 Y1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
- l3 G% G+ B+ Q2 E/ Q2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
' c9 q% P8 p, y1 p3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
: n% R. E8 U5 F3 O$ E3 W4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93


6.齿轮的设计
' d8 R8 t2 \% ~2 j: ~
（一）高速级齿轮传动的设计计算

1． 齿轮材料，热处理及精度
) ~! b& b- i/ f; E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
4 \5 J! `4 L. c" Z6 x% J) N按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
1 }: d- H3 x9 S3 `2 m, k$ p4 V按齿面接触强度设计
0 G) m1 U) i4 y5 h9 v/ Q8 |" d" X, E
确定各参数的值:
①试选 =1.6
; I5 z! y3 j" e, b( m% `) U9 O/ y& f查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
+ Q( X, B7 E# A. x6 S由课本 图10-26      
$ m/ Z. c! T: I" ~- c$ E& A则
$ Z0 J3 d" I3 ^/ w9 }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）
: t& q" y+ w+ `=1.4425×10 h
( @" \3 A2 s" h+ \8 E4 ?N = =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:
, n5 [- @. v. i7 V[ ] = =0.93×550=511.5  

' E) b/ L6 a/ K& w9 F9 @  a( R[ ] = =0.96×450=432         
许用接触应力  


⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
4 F, @4 s6 \4 Z7 W        由 表10-7得:  =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.设计计算
6 r3 q8 W5 {: I' r) ]" v①小齿轮的分度圆直径d

) E; a8 x- C4 H=
②计算圆周速度
, Z" t+ i9 u! n. U5 X) Y7 p   
3 o. R/ j8 Y3 A' \( S; I③计算齿宽b和模数
7 U' a* h$ V1 ~& \# x. h& Y计算齿宽b
1 h' t& O; \# i, q       b= =49.53mm
计算摸数m
  初选螺旋角 =14
" ^6 Z) u$ J, \& b; _6 Q =
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
! W7 E; ~# F+ X* t& E, W8 T⑤计算纵向重合度
=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
! `9 a' K3 r* h) T# Y4 D动载系数K =1.07,
3 g% K. b! U+ P8 T4 E查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K =   +0.23×10 ×b
+ {! x/ k8 V% a, W$ U7 b2 t, v  =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
6 y! f+ w( @  O: M' x* p! Q查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
  i+ i6 y' T* M- L& qK＝K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
/ W0 _& O) V: b" z+ r⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d  =49.53× =51.73
) z5 h6 Q5 W& _, U* x⑧计算模数
5 f, q: d) G2 c =
" e2 V! Z4 a  ^; q+ e4. 齿根弯曲疲劳强度设计
' p" D$ R: C3 ^' `4 r) P1 F由弯曲强度的设计公式
6 I; x0 ^$ i, q+ S; U ≥
% p% \$ w4 z' Z
⑴   确定公式内各计算数值
/ m& F9 j9 c; r# K①   小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
9 C6 u4 {6 v3 ^$ O3 N     确定齿数z
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
" U# |6 ^2 Z1 w  m# ^" t. tΔi＝0.032％ 5％，允许
②      计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
: n" a3 k0 f1 \4 H+ uz ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
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  ＝14
⑤       载荷系数K
. j$ h& k4 t+ c9 XK＝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
- }* |! F  A/ j! O查课本由 表10-5得:
( f4 Z) U) @; J) g) d齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
" C' N4 R, J+ g. D  t' m, Z 应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774

3 r+ x+ A/ Y; K( A⑦       重合度系数Y
* T+ ~) K8 Z+ v2 w端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
, Z+ k4 I! o0 {6 X4 P! X6 L( S5 O( n ＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
- o& T- T+ X1 @( o& d: C" e# a ＝14.07609
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
2 c! A6 f" X+ C+ Y7 `' a7 G- T 轴向重合度  ＝ ＝1.825,
Y ＝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
+ }6 h9 N- A: C( b0 O小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
2 k4 k7 O4 V1 {% g* W6 e大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
3 x: \3 A! o7 _8 S/ O: ~查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
/ s; Y* u% G. x; e2 o, k小齿轮      大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
: F( k( @) |' a4 j) kK =0.86        K =0.93  
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =
' Y$ i6 \' a! e' T( J  
+ h9 }" [) v& R& w4 e5 Q5 T
' I% i8 a, [, L' ^$ W" t1 w大齿轮的数值大.选用.

⑵   设计计算
3 s* z  A' o( _0 o  S/ B: |" J& G# f①  计算模数

8 D' w; {. c; V& 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 =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:
7 |( j, v! C. R2 S. mz = =25.097  取z =25
! y, U( ]; N" f2 q  r1 W那么z =3.24×25=81         
+ l$ v! `) [) A0 S  o ②   几何尺寸计算
计算中心距     a= = =109.25
$ e; h2 X% y5 \) N/ q5 ?0 p( u将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
) h( H) v+ V+ O# M* G8 j =arccos
# C6 A! s" f8 i3 _' X因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
; A+ _% i+ d4 S' u, n计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
  }, R9 {' {' e! V: \计算齿轮宽度
* C. b2 ~( d' r% u# WB=
) z0 I' ]2 j6 W& F$ Q圆整的      
3 p# F/ m! `5 ^
（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
4 o3 f+ ~6 {( p0 v  \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
$ l$ I# H1 E. ~0 X0 e9 N" l% K: T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 U+ R# U  M( P$ ?/ }1.  确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
- i7 B* V& a& @+ ~, T+ h0 P" g' j②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
: _% U' U8 z: |应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10  
8 A& k5 ?- }6 n$ ?- }9 zN = 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
5 f8 V) k" k- g- n( g& |7 r; s/ z查课本由 图10-21d
4 L: S. @% y5 J. f& g- B按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
" D% s, {7 p& y; U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
[ ] = =  
6 h$ l( X4 c$ K, ^+ Q[ ] = =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
6 r8 z8 e9 ~( Y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
  U( P5 \$ p3 h, r' [# H1 v+ `3.   计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
9 X: G3 |9 e1 h- o- s4.   计算齿宽与齿高之比
: ^! [) ^( E0 ^  d  模数   m =  
( }$ w+ F' T, {& A: r* e 齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
1 A8 e% N: }3 x& K# s: t  =65.71/5.4621=12.03
% N; F) G5 A; h2 x6 K5.   计算纵向重合度
; K7 b7 d, H) i! C
4 N5 [) B! p; e5 R" s6.   计算载荷系数K
% U6 v" M& [5 ~- wK =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   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
0 ~: B) O' y3 D: i =1.04   K =1.35    K =K =1.2
' F1 e8 D7 v/ f4 b8 ?故载荷系数
4 m; G: U3 I7 |K＝ =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
: t- J. J' W* M) F/ C+ Zd =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 w% W7 ~  ~2 \( H! u（1）       计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m
（2）       确定齿数z
7 \" Q& H; s- G: J* Q$ M因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
  g  C  q  x9 z* ?. r1 l7 N传动比误差  i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
! ~: C% x2 E2 n, oΔi＝0.032％ 5％，允许
（3）       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得 ＝1
. }. s& B' B; F1 r  ~. W( L（4）      初选螺旋角
6 ^4 L! D; ]) d" v' x" X) H  初定螺旋角 ＝12
（5）      载荷系数K
/ U4 W. k8 S# w( F1 M- }5 y# d; RK＝K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
" Q4 W! r+ M# k# F& G3 s0 I* z（6） 当量齿数     
! N5 j+ d/ ~& d+ m3 ?6 y$ I: @/ R( v      z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056  
& ?8 d8 z% E; g3 V4 Ez ＝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
& \( I( d1 y% a) V" r3 i, Z$ w      
4 ]% l8 d* i: h4 ]& T2 a, i（7）       螺旋角系数Y
* @/ X" h0 G4 j/ g9 p! S1 o, K 轴向重合度  ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
( m" D+ J/ D  l（8）       计算大小齿轮的   
4 U$ y3 `8 m$ R! ]1 g
0 y" p5 ]& F% r( C查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
        
* H1 s! F1 N7 |7 g: ]7 }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
[ ] =
+ j' o0 A2 w$ Z# d* P5 b[ ] =
/ y+ }9 _2 _2 e) L    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  
/ a5 L  ]* A5 x& {; d, w/ g) y                  
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
% ~5 e6 P' |9 O0 @; b: c+ v①  计算模数
9 v. s9 v0 E$ J# H; 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.
. K# g% t1 W" Z9 e5 p" V4 `z = =27.77  取z =30
1 A. ?, J' @* ^& h7 E8 G9 Sz =2.33×30=69.9     取z =70
) Y! p0 ~3 @6 g    ②   初算主要尺寸
计算中心距   a= = =102.234
将中心距圆整为103  
% z) j2 A! z0 o, a# n, _8 j5 d修正螺旋角
=arccos
& V% J! r" b, t, a+ L+ ]) T5 I7 P因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
* N" |  P4 O: Z0 @! j   分度圆直径
      d = =61.34
d = =143.12  
7 m6 N# b# y& l- M; L' n. d计算齿轮宽度
3 I# q$ t3 ^4 f3 j
圆整后取      

                                         低速级大齿轮如上图：



+ V  o% Y2 a& EV带齿轮各设计参数附表

2 I, L& M- @* D8 y" L1.各传动比
; ], P8 }& K7 h9 q' bV带 高速级齿轮 低速级齿轮
6 d9 S, C; p- B, M2.3 3.24 2.33

2. 各轴转速n
(r/min)
0 v4 H5 k2 d: U" A3 S& _9 u (r/min)  (r/min)  
9 F+ Z, `( r& F( g(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93

6 s& ?# S. X! R: X( S. _3. 各轴输入功率 P
  U8 O: `8 l# S+ L8 K （kw）
（kw）
（kw）
/ A+ d, s0 F8 U0 T% n9 P (kw)
) Q7 g' J; b# v. X  ?0 b
4 b7 Q! y* ?/ Y1 \, k4 I% b3.12    2.90 2.70 2.57
8 q- N2 h: l! s: R: |7 G
4. 各轴输入转矩 T
(kN?m)
9 d9 M/ Z) o+ f (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
+ v' Q1 U. a0 k  V47.58 143.53 311.35 286.91

* S& d$ C- t# \; s 5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
# Y: e$ p& o7 q5 Q0 N- X中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
. ?  Q+ ~. M" N# `  d! B' x7 K6 _" A90 224 471 1400 5

0 m+ N0 s7 p: e, ]3 d, p

) c/ ^, o5 r! y2 l! `* l) K5 F) K

- u5 k, i7 y; s4 o' u7.传动轴承和传动轴的设计

1.  传动轴承的设计
' v' I% i$ j) `/ ?* R' @' x
⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
- N8 c- `: j2 t& b# M# I; B$ IP =2.70KW             =82.93r/min
=311.35N．m
: G& M4 d9 u2 [' ^3 {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
# B6 x' h3 t+ ?" f2 T5 `         =143.21  
而  F =  
     F = F  

     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
/ q( M) c. L% B5 s9 X7 ~
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
% _: I+ N# L+ }8 V: x
: {) s9 ^9 z  n+ s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
& h! U! p5 \% b# N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》
: R6 ^3 j- p+ K; C* S( 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
3 k% X/ ^0 h+ @6 R. l- n' c
6 m, m/ s  p0 H, C+ f
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.
" K- }1 X# D  ?* R8 B) W
' K* r4 S+ Y* n) l! g# I; U* ^
; e* H- f9 \1 d3 m( ~4 y- gD B  

7 p4 @6 [; l! e+ }* B0 t轴承代号
0 l6 ~- l5 ^. J. E   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
   45 85 19 60.5 70.2 7209B
( Z9 |) a9 w0 Y' j; \   45 100 25 66.0 80.0 7309B
% s, @! f, l; d# s7 O   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
   50   90   20   62.4 77.7 7210C
0 b5 ]0 H3 r" ]" p  a         
5 b2 O+ N5 L0 t' H! F2.  从动轴的设计

: a' U" c% V* ]$ ^( ^* o4 e" [$ M   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
( |1 P6 H4 \4 R" @/ A& d) ~- P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.   

  J" ^+ k7 m5 ^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 .
6 ^# ?. |& T3 o4 b9 D⑤    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 ,
+ C% ?  N+ _* T$ k* @6 i0 |& g' b" U高速齿轮轮毂长L=50 ,则


1 k* S  }/ W) c0 Y8 [  T至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

& n$ o8 a$ K- c5.    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,
: m+ X, a: x+ d/ q1 N+ h查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
: S6 [2 A5 p! \0 y6 r) c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.
, ^7 ]$ ~4 v9 f1 e  


' X; m3 Y! A0 x0 H3 y

, P" v; P% {/ g9 J6 Z% h) N
, l8 c& [8 [3 Q" `, k  I8 Z- o. m

, G& p9 z( S( M( G2 V2 C" C     

  J% C  w4 o' {9 g$ w传动轴总体设计结构图:
: [$ T1 L7 H# Q* B: U& P" w" n
: r  u) [+ ~# x  p                             (从动轴)

5 D/ ]' r; Y2 [5 J

/ j. j2 e# R7 P4 k                (中间轴)
5 X8 W9 G: L$ e1 j3 E
% H. O) {, d+ P8 u. @) H                             (主动轴)
6 H; m  t7 H! h; J
8 J0 F! v5 `' K0 M
        从动轴的载荷分析图:
! A1 k! e3 [- Q; i7 e
6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
5 Q6 ]. y: g! }) @根据
* i/ t( O7 ]7 h4 y% P0 ^* X = =
) Z4 b" ^2 b' S6 P前已选轴材料为45钢，调质处理。
2 r! e- r( `. b% I/ e查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此轴合理安全
# Y5 C/ d/ p1 `& M( H7 b
7.     精确校核轴的疲劳强度.
⑴.   判断危险截面
4 S$ p* y7 x- L, J& e* i3 M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.
8 O( S- _& u6 L, T⑵.  截面Ⅶ左侧。
0 i* l3 F: D% K" _1 V0 d) R抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
. v6 M% K  Y( B, W' r) l' L抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
+ T& ~$ D* a+ Q- \6 `3 d截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  
截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
" \. \4 C" c. u- O- Y/ I: U) C截面上的弯曲应力
% n7 e8 U5 K7 N$ t  
1 e7 N1 _( j3 N- j1 r截面上的扭转应力
  = =
" C# F5 u. R  f/ m. l6 z0 e6 W9 w5 V2 ]轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
            
$ y2 v; T; ]3 F* W+ S4 f因                 
/ R6 Z2 Z: j9 Y- k经插入后得
  2.0          =1.31
8 m1 e7 B- @& H4 e! I" ^轴性系数为
7 b" k9 e( D9 ^0 e& F" B7 j         =0.85
6 E. _0 O5 w3 }& q K =1+ =1.82
* z8 E, {& ^- y8 X6 KK =1+ （ -1）=1.26
1 t/ x0 G' Q) S- p. m3 _所以               

. {, G. m6 u$ v6 J* |0 ?综合系数为：    K =2.8
" ?, ~' m/ z+ {/ g' vK =1.62
碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
% i2 [0 P) V# Q2 G安全系数
S = 25.13
9 o* j5 V  q) o0 K' y' qS  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
  A9 A) {! z% l% F" Y: ^抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500

' G# _' y. e  n+ ^抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560

: f8 M3 h! X( F0 `7 ?5 a, H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 =
, T; T- D6 q7 L- ~2 W# RK =
8 \) Q. r. j' R5 d4 {( n* k7 _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
安全系数
S = 25.13
. E& i, K1 p1 R5 C. RS  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
  m% c0 h6 U" w8 L
$ T1 k# \8 l: x4 g4 h8 ?8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸
9 ^' W/ U; S$ A. u( t/ I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
查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50

7 f+ \, M0 g  Z* q/ p) C②校和键联接的强度
, D" F, s. d; ^/ D3 v, R  查表6-2得      [ ]=110MP
% ^: c* V# Z0 D' L- v: \4 ^" b工作长度   36-16=20
50-20=30
! E( t, f! z/ _+ H; b% L3 x③键与轮毂键槽的接触高度
! p9 ^$ H; ^: q K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
$ w, |" l5 f2 @: G' H- Y" R由式（6-1）得：
         ＜[ ]
9 N9 w+ K. S( D' @/ M. X- M+ y         ＜[ ]
两者都合适
# k7 l9 U, U3 ^$ o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
+ @- E" U" E% J7 J' \" Q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.

4 t4 M% f. W$ w5 m1.   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
0 f- t3 F: y; k3 ?5 e
% x/ q4 J6 N. ^2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
9 Z" t; M- J. a
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

$ s7 _7 Z3 i( y- b  L- l$ u3 }3.   机体结构有良好的工艺性.
" y3 T& c8 y; K8 R8 i  {铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
6 }) N  q- |5 r" P- J! ^' t% C- s: }4 _
5 Y1 \" Z3 u% M( F5 Q$ N& H9 L4.   对附件设计
: E( H+ p+ n, o4 p0 q A  视孔盖和窥视孔
9 C: O0 p2 v, Q/ Q0 a  j1 W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。
6 V  }% h; a! P) {5 u0 M- QC  油标：
, D: K$ A- }" P3 f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.

* g* Q) H4 i! R1 _  V% t6 ?! 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.
) j; o6 n( v4 a7 ~4 |2 m: {1 ^5 k: {E  盖螺钉：
, T0 B/ S1 K; K6 b8 @5 w) Q- |4 O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.
2 ?2 C9 V4 {* w: w* A% WF  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：
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.
% f: E3 r: @( c$ B( k
  ?, e3 r" t+ r4 W4 O! G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  

10
箱盖壁厚  

& ]! N4 Z/ |) e+ p. y6 E, B9
箱盖凸缘厚度  
% @" M8 V' t0 P& Z; R, X
12
箱座凸缘厚度  

15
( H* N4 @! }0 y& Q! |/ n+ n9 E箱座底凸缘厚度  

3 ?+ J3 P) O0 s25
地脚螺钉直径  

, k- S' ~' i2 R/ v3 y8 R0 \M24
地脚螺钉数目  
查手册 6
8 s( [0 I, _- Y" ^2 x' p# J轴承旁联接螺栓直径  
. n  q& m  H( D( p, g- A
M12
机盖与机座联接螺栓直径  
=（0.5~0.6）
* T. S! i7 v8 hM10
轴承端盖螺钉直径  
) a9 J8 \0 Q  c1 D, p =（0.4~0.5）
% n' h  {! A: U5 [; ], P/ V10
) O  X- O8 l7 P5 e视孔盖螺钉直径  
* ?# ~- R! T8 _' K/ ?8 B6 i) X! D* n/ J =（0.3~0.4）
8
定位销直径  
- Y' v( ^) U  ~" ? =（0.7~0.8）
1 [' @% F7 Z2 [5 z) m8 {8
， ， 至外机壁距离  
2 U6 x' k+ E, M0 i- ^: `查机械课程设计指导书表4 34
22
7 m7 g7 u% Q! t6 Y. K* K6 L$ X8 ?18
- n0 `5 Y, _- A0 W% G7 |) q) n& S2 U ， 至凸缘边缘距离  
+ Z( ~* x. Y1 H- D查机械课程设计指导书表4 28
0 d1 [% R' t9 }/ d16
外机壁至轴承座端面距离  
= + +（8~12）
- [+ |1 F- y( M  b' I50
! }* L) p* @6 s+ Z大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
1 ?7 F" ~* G2 y0 o* O9 ~# E/ K齿轮端面与内机壁距离  
1 ~8 t2 B1 q$ G. R >
) H( ~$ p1 d5 {8 B+ A& V10
: N% |' f' D3 n3 N& Y机盖，机座肋厚  

9     8.5

, f' F$ q; ~' x% |) Y5 h( X轴承端盖外径  
+（5~5.5）
& H$ B( Y4 C$ C% ^* i9 d, H120（1轴）125（2轴）
0 T* c0 \, n, [6 k! e4 m: E150（3轴）
) W+ x: |( h. [2 z0 {& P7 ]" x" r# d! S1 {轴承旁联结螺栓距离  

120（1轴）125（2轴）
150（3轴）

10. 润滑密封设计
0 r. Y% b- ?, n, y0 ^% b
/ k* O% [7 `& O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.
1 J+ i. I' Y$ {, k" D9 Z油的深度为H+
     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

- [7 U/ F3 J6 }& \1 @' E$ n密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
0 p% ~' M# r1 P凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为   
5 z7 @0 c$ f, h* }) m  V$ X* @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。
* r* Z8 A. m9 i6 S& ]6 x, ]+ F) k6 b
11.联轴器设计
& D) G- a3 p' F' z, c. q
  E# v% }7 l* `7 a& ]1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
$ T, G- V0 j6 a2 [' D2 l2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
' O% t6 U' Y- M! w查课本 ,选取
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