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
, u" y7 u4 p. U% R4 J" x$ i表一:
( ]7 k- w: @7 Z( i# w         题号
8 L- s% p# |' f* o- q
' g9 u6 r* V# C" m9 Q7 l 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
5 s$ g# Q  |8 A运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
+ {# I4 b) j4 M& t% U, i2 l1 Q
二. 设计要求
" m- T6 y+ _" W! S3 ^. U/ {3 D1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
$ U8 d- S) @+ h$ B7 C0 y3.设计说明书一份。
4 Y; d! }& o2 X) Z& H
3 K. }  Z- Y: D- t) m/ o三. 设计步骤
1.  传动装置总体设计方案
2.  电动机的选择
8 Q8 f9 Q6 w9 }8 A1 k! h' \- i3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
8 i" M& Z" T/ _. q) P% g4.  计算传动装置的运动和动力参数
: `7 G" w' v( z. G5.  设计V带和带轮
% x# X: b" {2 G( c. d( b6.  齿轮的设计
9 m. E2 r) ~6 _# u1 [" J! M9 y' ]7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
0 x  ^# T+ E% x$ n9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
9 T& t# Y* m3 l1 I! C; W) J6 L
8 ^# f1 k! z! e# q1.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。
, ^3 O: S% b3 q  w6 @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。
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：

! P- J, R3 y( o, U$ _
7 f" d' _# k$ q4 L' w1 d! ]& P   图一传动装置总体设计图)
5 n6 g! i- c0 @7 z% N" S+ `
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
5 z3 {% N& z1 n8 M5 k; c ＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
( Y% \2 W& }: ]$ H0 V 为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
- L: f5 S7 X/ }. r( d  S: h 为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
# ^' S8 h% B8 B5 G2 U* d 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)。

! B' ]" Q+ a4 A' I4 x# E
- j5 T" q+ m% G2.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，
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。
# Z( N8 z6 t; B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。
                                               
  v4 {# y8 f; x: w& f# b
方案 电动机型号 额定功率
P
' P: v- G6 l0 }5 d) J" }; n! e5 u! Ukw 电动机转速
4 v8 j% w' ]/ G; {, z
: j; m! r: s# }( J, ]/ z" O2 L电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
9 B- g5 Z4 z% u. d. h( h* b4 g   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

1 H6 g, ^% C* f: x
. _! g9 `2 J1 c! W0 G

0 m: {& _; A4 N" {5 I! S  [


中心高
外型尺寸
0 O. E) T: A5 ~5 {" b' mL×（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
  x* Y5 J3 i- @; ^132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
# a  L, [7 ]8 d- ^

5 I. A. p6 S4 @% Q* N/ }4 e/ _

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）       总传动比
4 ]" w8 Y- P) ?3 M1 f2 _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
8 u3 x' s: k/ s4 S1 R（2）       分配传动装置传动比
1 V) ]) ^2 X5 P7 P2 V ＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
7 x$ n2 Z! X3 R: q) U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
# |/ Y0 F1 U3 n' @/ y; Z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
8 ~! }1 b. Y7 H（1） 各轴转速
# [7 i. }- e6 X   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
; K" x+ w' p+ S   ＝  /  ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
! e- R( r, E. ~- x# p0 h0 u（2） 各轴输入功率
' @, ^2 [7 \% n2 _5 o4 ` ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
5 E0 P( p( v3 c ＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
( B! G! c" k1 K" W3 `则各轴的输出功率：  
! O* \: y. m# a; ]6 ]9 Q: B ＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
; S. H0 a6 U" |0 ^! G" p& X/ x ＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
4 }& d2 {4 P7 q$ A    = × ×   N?m
3 w( G$ ~( N$ s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
0 I  s$ X, e: F% Z ＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
! y/ O2 t$ ]. ]3 H; i5 x/ v输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
8 ?% q6 Y# ^# u3 z" C; J ＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×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
; j" x4 K0 @- w 输入 输出 输入 输出
5 G4 {7 U( s" E2 U; w电动机轴  3.25  21.55 1440
& d9 D9 p( |) \9 M1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
( |. l8 [2 k7 ]" [2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
4 K9 @8 h$ {. u/ O" W3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

3 Z  @( F  Y+ l0 K
6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算
( Z) N8 A/ g) [- h
' a4 E- B9 X7 M1． 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
. f* P5 O- R! Y7 w- _, K   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
2 o+ m* b4 ?9 E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。
  v; m' j/ `  N) W4 X/ f  s6 k
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
% ]% z/ n. [3 B8 n  J按齿面接触强度设计
" J. N/ w; ?) j* Z
! o  G* N, M7 e2 u4 G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  
( C  T& ]3 |3 W- J7 L由课本 图10-26      
则
/ z3 ?" v, y3 F1 d" n" D②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）
  M; a- r- h, r" s=1.4425×10 h
' ?* Y/ j; u. f/ \4 QN = =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:
[ ] = =0.93×550=511.5  

[ ] = =0.96×450=432         
. g& ^7 J) z  d: s- Q/ ^许用接触应力  
. K/ |* W1 B) J8 }$ Q

' v. Y/ h2 t, Z  x  F⑤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
- S- M4 D+ R9 o; m) m& u5 N- S=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
7 s  i" q: O$ m1 a& V②计算圆周速度
6 @" r0 x: ^3 C5 }" m   
7 S# d* O5 G! J: b' _9 X③计算齿宽b和模数
( y; }7 ]" k9 s# D计算齿宽b
1 J: R: A! x: z' U. N/ o' F: i       b= =49.53mm
* }; v+ s) j* r+ ?# f计算摸数m
- ]$ T# G' ?# \# V. H5 X) ?  初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
  =  =11.01
( B8 z5 N9 b" p# j9 _$ s⑤计算纵向重合度
=0.318  =1.903
$ m4 P; M5 ?& q⑥计算载荷系数K
" F3 y3 t' B' c/ |2 j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:
# J' h% D5 X# a* E" F) CK =   +0.23×10 ×b
  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
& {& c- [- b# ?! u  K- }查课本由 表10-13得: K =1.35
4 Z$ R2 i& y0 J/ p查课本由 表10-3 得: K = =1.2
3 h# X  P! ?: j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
' F7 B& b$ {: q  X1 k+ k7 ^d =d  =49.53× =51.73
  {, V! V1 `  ^, \$ ], R⑧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
≥
0 ~1 p; r: V1 Y1 ^1 t# v
& K  J3 q: W' _1 k⑴   确定公式内各计算数值
4 z. s; q2 d  U! {6 }" T* ?①   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
! U& X! B3 A1 O3 Z; H& N) D1 Z传动比误差  i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
+ e( @3 ^( V6 R②      计算当量齿数
- m. E1 [; ]+ Jz ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
/ v, w6 _: J2 Y2 Hz ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初选齿宽系数
& r# Z! o: r8 n0 P" w& V: p# ?1 ~     按对称布置，由表查得 ＝1
7 l& i4 O' C% i6 A' G' y$ ~: |④       初选螺旋角
' h, g( K! G# x! y; E    初定螺旋角  ＝14
⑤       载荷系数K
4 K# g: c9 ^# Z% c% x. U( E1 a2 nK＝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
查课本由 表10-5得:
# s2 n  z/ F' w: z! r( {3 Q6 ^2 c6 q齿形系数Y ＝2.592  Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774
3 h4 b/ {2 y2 q( ?
  T4 B- E, O% u$ h0 R; Y⑦       重合度系数Y
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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
" e$ e- z+ e5 \8 G⑧       螺旋角系数Y
4 y/ ?8 A! w, }' T. }) A 轴向重合度  ＝ ＝1.825,
" D1 q3 F0 ^& }8 A+ t- @' nY ＝1－ ＝0.78
$ A  m5 V; ?- A+ ]# B  E# d/ w
  d1 x7 e& R( q. a⑨       计算大小齿轮的   
9 P6 O1 P' H% B% J1 q# S- s* s 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
' k- q( `' d0 g4 y, e5 S小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
+ ]6 l. T# J$ v2 R" Y1 Y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                  
小齿轮      大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
0 Q& X1 @9 l, [K =0.86        K =0.93  
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
1 c- E2 ?0 T4 Z% Z! O  v( f[ ] =
0 f+ f7 ~( q- w' j[ ] =
# T( e2 f* A8 i  p- v6 I! c  

( _0 c, ^' }* B/ N# S  O5 L4 z( [: h大齿轮的数值大.选用.
/ v3 \4 H! }/ L3 i
* n: I2 K# ]/ S" R⑵   设计计算
①  计算模数
. r1 N$ E3 v6 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:
z = =25.097  取z =25
: P. J: t' i- h  W6 E; t. T那么z =3.24×25=81         
4 ~+ \* h7 o* u9 E, }, V ②   几何尺寸计算
6 _- y; ~- d  w1 U4 g  a计算中心距     a= = =109.25
将中心距圆整为110
' b; s/ k3 |: @; v# L; b5 s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.
! _7 @: R0 R3 {9 d1 \+ F计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
1 j: `4 F9 p# Y5 p圆整的      

5 ?  L! G4 k& x1 {' l5 g+ q0 R（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
) C# ^) u- |6 B. E! T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.
# K/ n: V+ m( ~; ~% c* t2 o4 P ⑵   齿轮精度
- W  h# `4 |; T( b8 S0 f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
$ g; C+ Y3 M+ d0 v  i5 e①试选K =1.6
0 h- ]# W6 e4 p6 e②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
3 F8 ~% n' y; D3 r( S: i =0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
5 w1 H$ F' a+ Z/ hN =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10  
N = 1.91×10
  l7 ~* E1 g. U由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94                   K = 0.97
) |! V- s+ @% C9 N. E2 M, \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 ,
! d8 F9 o3 w4 s大齿轮的接触疲劳强度极限
# z) b( [# O! ?3 x# T取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =  
( K8 d6 p, _# a[ ] = =0.98×550/1=517  
+ q5 j8 |; s- I: F& u( n& z5 G[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
% b3 X- T& n# k/ l& B7 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
( s& ^" f& h/ F/ b+ |7 j+ R2.   计算圆周速度
               0.665
: h5 n9 N" Z+ L3 t8 N; ~' R9 b( u) r" G3.   计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4.   计算齿宽与齿高之比
  模数   m =  
  d$ @" }3 Z( N5 s3 s8 y 齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
  =65.71/5.4621=12.03
5.   计算纵向重合度

6.   计算载荷系数K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
. W  O# a$ U4 P/ [: H, Q4 @          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
1 d1 D3 R* d* z+ l# P使用系数K =1   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
( K9 v5 U; \, z) h+ v =1.04   K =1.35    K =K =1.2
# Q% Z# W$ v  e. W故载荷系数
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
d =d  =65.71×
- Q! o3 S" @( q  c  E8 m计算模数
3.   按齿根弯曲强度设计
4 |+ Y4 m: \; k$ G. [5 Zm≥
$ o+ F9 H' m( S% d* h# q  ~! T一确定公式内各计算数值
, s/ N( u4 d7 J（1）       计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m
2 ~% k" x9 e  X8 q7 V, y6 Z（2）       确定齿数z
+ }6 o) q2 ~) M! O/ E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
# l" Q6 M6 n  R) {3 uΔi＝0.032％ 5％，允许
（3）       初选齿宽系数
- x0 _# Z' W* _& o( X! k! ?   按对称布置，由表查得 ＝1
（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝12
8 g: X9 G, j1 a$ s2 f（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  
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
9 c; c3 x! q$ a1 Y$ C2 x由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
" a: d0 b4 v. X3 ?      
5 H6 h$ M) R6 O* f2 V- ^（7）       螺旋角系数Y
1 O% n0 `/ r" d 轴向重合度  ＝ ＝2.03
( S0 u& o; a' W1 m- u7 BY ＝1－ ＝0.797
（8）       计算大小齿轮的   

  w! w9 A" Y* _查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
' ~. @8 ~/ E+ u& t2 W( W        
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
[ ] =
0 L" C% W2 o: y: t  d[ ] =
/ f) A$ B# _* A& M    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  t9 @; A2 e2 n  e5 O& H  d  
                  
' D2 W5 }0 N6 K6 E' Y3 }大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
6 w" X7 E" p& E$ q- k①  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.
# {  q/ {! j5 H4 b. U2 ^z = =27.77  取z =30
z =2.33×30=69.9     取z =70
* I: m. d# M0 N6 Q    ②   初算主要尺寸
  b5 a* R. I* l( Q计算中心距   a= = =102.234
将中心距圆整为103  
  t3 R% e6 Z. B) ]3 b修正螺旋角
=arccos
+ j6 ]- l8 G  W% ^因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
   分度圆直径
% t5 N  Y0 X  L* ~+ w      d = =61.34
d = =143.12  
计算齿轮宽度
( o- Q  L" V: G$ B/ g5 p
( t* Y7 l" n, g0 p0 k, G# \圆整后取      

                                         低速级大齿轮如上图：
- y( |1 ]" X# a
# W% z4 T! E/ W1 ?+ s% ~" x8 D2 Z+ g
5 H. D/ p; C4 M4 T# R, M8 {
/ ^8 w  v; ?5 ?% M; \V带齿轮各设计参数附表

, P( b6 l5 m1 ]1.各传动比
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
% v7 p+ @1 C/ c2 s) P
' g" o1 O) @4 F. ~1 k 2. 各轴转速n
+ S  q1 _; d. q4 ~9 Z: S$ [! R (r/min)
(r/min)  (r/min)  
5 R, j6 L6 j: ?3 x(r/min)
+ @/ f  ~7 _* M/ F626.09 193.24 82.93 82.93
& n5 Z7 d! V, r# z' ^, i
) k7 G, U' P" Z! p0 Z  z3. 各轴输入功率 P
（kw）
' g* R* @. U9 N1 k: T2 A$ @ （kw）
（kw）
1 w3 J- V  B" _ (kw)
/ ?& C/ {6 b" }; H4 P* o9 |
3.12    2.90 2.70 2.57
+ e3 \0 p8 ?7 A7 S
4. 各轴输入转矩 T
% K6 a* p* b  K# ^ (kN?m)
' K/ @$ z/ z! m4 K& y. w (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）
中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
, p2 `! U4 v! q2 W' c9 ?90 224 471 1400 5

2 d7 D  K; ]0 D$ C, D6 X

; u' e6 C: P0 Z0 H4 @1 C) s8 ~& l7 }

7.传动轴承和传动轴的设计

9 J+ B, k1 Z# n5 B! Q1.  传动轴承的设计
7 p; P7 }/ o( b' ^5 y( {6 G
⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
9 M! y" ~8 Y4 g# P7 ^ =311.35N．m
⑵.  求作用在齿轮上的力
9 x2 b; v2 B2 ~1 J2 k0 @; g* A% c已知低速级大齿轮的分度圆直径为
         =143.21  
% F# E% H8 h  J( R7 S9 a而  F =  
     F = F  
) d3 b) `9 S  Q9 m6 b; C
' N; y- ^' K5 B     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
5 g' y* R* L9 N3 }  c4 b
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
* i9 y* Y; O2 T1 p, m: J7 l8 P1 b
⑶.   初步确定轴的最小直径
' H. L' h& n* o9 b; V) |9 z3 @7 L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
/ v! [" A7 b; G6 l查课本 ,选取
7 }0 F6 z$ }# x! t7 q' ?- n
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
1 {0 E# u% w! ]% m

⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
& `* X* x# d' f6 w- f① 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.

, k5 a. c- f. d; M
3 n$ s# ?4 x( v  `0 z4 J% y8 zD B  

4 v8 n1 _  x1 k7 V2 V* |, _轴承代号
* o5 b) S3 @0 X; m4 z: o& o' j: H   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
. Z$ w9 l& R! @# j  m4 c   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
: f! R' x* F$ [3 v3 J1 M8 ~   50   90   20   62.4 77.7 7210C
         
2.  从动轴的设计

( h. N) l3 E8 Y3 X( e6 P   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
* H3 S+ t+ T# O# }! O0 |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.   
6 ^2 K4 }( X/ G8 r
; M0 ~3 O5 D* M: D, K9 M/ c④    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: @4 A$ m. Z- @" 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 ,
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.
6 e( c3 W& Y1 m8 L( l& K: ?
2 K9 @; V1 M  ]5 P- {( A# p. S/ [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,
& n* p9 U3 @( J- p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.
  

) q! A$ A+ M9 Q2 @1 U



4 A! t3 j0 Q1 t: B6 V

     
8 Q: Z$ h" _& v( w
# l4 n- f1 [. l: g6 a传动轴总体设计结构图:
7 n& z5 K9 z1 S$ k+ l0 |6 M) H6 ]$ H
) a; Z! n  Y  I  t1 V) b  o6 w                             (从动轴)
+ p7 @# G8 D; w# }' j! y

3 F1 }- U/ j; A- q+ k* Y* Q; j
+ [* {2 c; O' {% q0 l" x, v* h                (中间轴)

: f4 P0 e$ f; @7 h2 I; m/ R; Y                             (主动轴)
7 }  D3 g' K8 u, b6 }$ n2 p
# u: H# e" N; S8 z, x
        从动轴的载荷分析图:

7 y1 C4 ^7 ?+ m! v" _5 c& P6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
/ _- a# W4 V, e6 x$ I根据
= =
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

4 {2 t' f7 i1 F; H  e- U. u8 I7.     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.
0 }. J4 B; |. H  s⑵.  截面Ⅶ左侧。
2 [8 R. F' Z' }* N抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
% v. b7 i# j7 \  A3 n7 [4 Y截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  
3 H; o, \4 K7 q& \! ^: F2 ~截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
! J6 J( s. x1 |3 F, r) B截面上的弯曲应力
; j) X5 g" e. c$ I  
- v& K  a" _6 Z截面上的扭转应力
  = =
! L) G/ y- Q; ?: ~. _1 ~轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
) k  y0 M9 E# d1 X0 [7 A) `            
) P$ f) w  M5 ^; j因                 
经插入后得
  2.0          =1.31
0 n* [! b3 {" l+ F# H( o轴性系数为
" n  U+ f( E6 p+ S         =0.85
K =1+ =1.82
& w5 x# i5 a5 j  V; ?+ z1 M6 ]4 L" ~K =1+ （ -1）=1.26
所以               

0 `# k: |2 w% m+ o综合系数为：    K =2.8
K =1.62
- x" R/ H+ S& p. e& l! }碳钢的特性系数         取0.1
; O$ J4 z  J& `. |/ V9 n" [; D    取0.05
  P, p+ Z  y% X8 S/ x! M% Y安全系数
' e* [& b$ q2 @, O4 G# a! xS = 25.13
) K1 X; m1 e1 q# \& SS  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
9 J/ A) u5 Q4 q, l. Z1 {抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500
9 Q1 \, `, O* `$ i
6 k1 w5 U' i- P抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000

' ~) k( d; U# u9 `7 I% l截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560
2 X# g+ P9 f- v1 r% [7 j
* i. a7 W2 V! e% d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 =
所以                  
综合系数为：
" I) o; \0 c% q0 v2 B' jK =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
S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
8 ?. T$ b# E! f. o6 n  u
! D9 E/ n8 B8 G. {8.键的设计和计算
/ Q  |& d1 x( t
8 D  m! n- m) W; H8 j% K①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
查表6-1取：   键宽  b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50

②校和键联接的强度
  查表6-2得      [ ]=110MP
* u) O/ H) y6 r& J, F4 b! ~工作长度   36-16=20
1 O- l+ d; R- S7 K: w5 [6 ^ 50-20=30
) z- A$ U! O% b% {2 z; l③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
# q& L( K" O) Y% a; G/ sK =0.5 h =6
由式（6-1）得：
         ＜[ ]
% b6 ?& l; i* Z- w         ＜[ ]
# r6 U& N- _9 u% L) n两者都合适
$ m7 L6 c8 r1 v6 f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
/ b1 z0 B* [. f  {3 u2 R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
+ t3 K$ b/ q* r, n在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

4 c9 H4 k9 _" v+ @+ R. l2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
& D( i2 r! d' o, X) g" k4 D
" x- I/ h9 N; I6 y& Z( w2 I8 E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
- A# X+ Y1 U6 l% W& {0 ^
3.   机体结构有良好的工艺性.
* q$ \$ I+ i) M; r3 e铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4.   对附件设计
! \3 a4 ?* W  @1 S8 a% X# T 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
; ^8 A5 q% }) s* [( R4 C# SB  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。
. b' p; e% G: A% ~9 Q) s' ]2 vC  油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
. I. Q) d" L1 ]: M/ h油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
+ h! \6 s3 v* m5 Z$ }
D  通气孔：
, ?1 e3 G, G& c* v$ n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.
, w2 ?2 L% R* @# l! gE  盖螺钉：
, K7 T* C% z" n! `$ A启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
; X& `2 W! z, F钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
$ P' o) C9 {6 l; EF  位销：
; Y  [5 H/ ^' ]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.
# b# _5 U3 M- r9 aG  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.

& ?4 x# X% K8 k' f5 s" o减速器机体结构尺寸如下：
7 s  o; g5 c# R- e4 E& _
名称 符号 计算公式 结果
8 B( k  d" I; C$ X  `$ o/ p箱座壁厚  

10
箱盖壁厚  
  K9 U: Q" k, |% w+ K$ F  V- I
/ \' I# [. u9 ^. R) ^; R6 t3 s; c9
& g) R2 h% l! W6 t% \- A' l5 @+ W箱盖凸缘厚度  

/ y/ T- }5 U' V12
, F/ I+ a, U* f  _8 V6 o3 W* h箱座凸缘厚度  
  Y/ c3 b4 D: v: A
& A/ \' `; X- J! O  s" r+ g* `7 Y15
箱座底凸缘厚度  

25
: J- Z& l# ~( l3 |! R8 U8 T地脚螺钉直径  

8 b+ M3 Y6 S( o+ B3 sM24
地脚螺钉数目  
8 u) N2 }  v/ M  p  j+ O7 o% J- n; O查手册 6
5 W" U( T  J+ ]# C' z$ b轴承旁联接螺栓直径  
7 Z8 F; ?2 u  h% f0 Y( l9 Q
5 f( o! K- a( [" ~/ a6 zM12
! Z/ H; f  |: ^! t) n0 v& {! A机盖与机座联接螺栓直径  
, T5 w' ^5 [  |5 Z' f =（0.5~0.6）
- e, G2 Y: w5 ^6 wM10
7 V- h) P- v" }, n: @9 U* z" l轴承端盖螺钉直径  
=（0.4~0.5）
9 o4 y! |4 k- z1 [. W3 @" v7 C" j10
视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
3 G7 \# C- v' M# b# |3 X定位销直径  
=（0.7~0.8）
  P" P  }8 d; [$ K$ J! J4 q- q) n8
) q! ?1 Q# B% P! i ， ， 至外机壁距离  
查机械课程设计指导书表4 34
5 S% D7 s9 w6 M8 K22
18
， 至凸缘边缘距离  
- o) F: x7 ]4 ~" @+ |7 x# F9 `查机械课程设计指导书表4 28
7 E& \0 j% l. v  k  I1 E4 ]1 m9 L16
. ?& y# ?% ~' e7 `9 I+ K* ]外机壁至轴承座端面距离  
# `! ]7 D  L  T7 y = + +（8~12）
50
' F* ~7 [5 [: o1 _  k; r5 X( l# Q大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离  
7 A: H  U% U* \) A7 m >
* Q* l+ S6 l5 j7 C, [" m% n' Q10
" V7 X6 [9 ]& o& O机盖，机座肋厚  
$ X3 B& j! z- r9 |
9     8.5
( @, x& N; O* {* e
轴承端盖外径  
+（5~5.5）
7 Z" j* b9 F5 N5 Y9 {, ?7 Y120（1轴）125（2轴）
5 ^8 l: x1 j, x. o) q8 b150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离  

120（1轴）125（2轴）
; X9 v* q8 |/ t150（3轴）

; x0 @* x% f4 m& u; n: T10. 润滑密封设计
) T3 G# V( H4 g" X4 k
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.
5 d' |9 `, r4 M; J油的深度为H+
3 ?- w1 A! V1 y     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
: @; B: w# W! D* B+ z2 y; F: m其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
1 u# K7 P2 z8 f* G1 m
2 a6 J/ b! m% \- k3 j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
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
# a) ?) ]  a# e! T- d4 f  L1 o* R0 G
11.联轴器设计
7 @5 G5 S  n" c" Y& o
+ T# ]4 N1 j& G  J  I  X1.类型选择.
6 }1 A- ?- E( X4 R. G+ M为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
6 D0 }+ ]- w; V% x2.载荷计算.
5 n6 u( |( i) I& Q, j. ^5 e0 p公称转矩：T=9550 9550 333.5
3 u) z7 Q% n4 h8 n( j1 F: q& ?7 n1 B查课本 ,选取
所以转矩   
# g9 S9 \! }5 ^因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
: f) r  p+ W( w选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm