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:
9 Y; O2 i/ z) T* B/ X; S- @! _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
2 }" V' Q6 _0 L% Y# h9 C; Y4 Y表一:
         题号
3 s3 o8 V( X# _2 |5 I/ S2 P
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
运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
# d( |8 R  h2 y2 A1 I卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

1 ~/ n* w$ O) o8 ~; Y7 Z' q5 {2 {5 a二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。

* D) k# H5 ?; V) _! j6 j/ H6 {4 k" h三. 设计步骤
1.  传动装置总体设计方案
/ u' `6 n! ~7 P' H2.  电动机的选择
/ P* x8 Y, @2 Z3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
' w: `1 M9 r! c2 x9 w4.  计算传动装置的运动和动力参数
5.  设计V带和带轮
7 R5 O. N* f; f, a& d7 u) `6.  齿轮的设计
# {! C. t1 a5 y! a5 c0 M7.  滚动轴承和传动轴的设计
8.  键联接设计
; l( @* `1 {8 c1 [3 o9.  箱体结构设计
10. 润滑密封设计
$ R' j) N: f2 w* ^$ D: |: _11. 联轴器设计
4 X( V4 G% L9 f1 X
1.传动装置总体设计方案:

2 q4 X' ~' M; M7 x, O; p; S1. 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。
- Y& u& q' Y) t7 ^/ S3. 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：

( l2 h4 [0 i% S: I4 O, C
   图一传动装置总体设计图)
. y! \) e7 d( ~! e
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）。
3 t6 n  H7 R# e2 c' A传动装置的总效率
& G8 y' P* q' K' F# p' O ＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
, q) O/ j1 ]; k- N8 Q8 M 为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
/ O4 K: B/ p& q. {6 C! w 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)。


2.电动机的选择

3 q$ X5 K& ^& D7 c0 ]( F6 V/ z4 \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，
: }, C3 u# L- V" T) J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，
  R! c% W  ~0 V% w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，
/ t4 ~! j! Z! N+ k3 o6 d! Z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。
                                               

4 I; N+ e" j# b! F  ?: Q方案 电动机型号 额定功率
0 k9 t3 d/ r8 W2 _P
3 O" n( N' g& m1 G! T* \# \6 Gkw 电动机转速

电动机重量
# c8 v: y* k9 nN 参考价格
3 e8 m9 F8 F* W( ^% G% J1 @元 传动装置的传动比
! Y+ l. o  J% q2 Q   同步转速 满载转速   总传动比 V带传动 减速器
) F; [' X+ l  c) }' H7 i1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
9 ]  d  K% o3 f8 W* @
9 z; H0 u. z1 f3 r& ?. N# [2 }. _5 C


/ T. T1 f/ k6 V! F# a
' q; Q- j$ ?, c) ?+ L. n
* {4 t" u! ~. D& m' E/ j7 e# X; m
中心高
; h0 I) w( b9 a  g2 ` 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
8 @2 p+ @* a0 o& a1 F6 ~132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41




3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
) p0 M/ q8 x. k  u, {# m* U
（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
＝ ×
! K- r* O5 q0 R% j/ Z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
6 z& W0 h, x$ C. X. f
. {% f( K' b# W$ u4 V$ i. w$ T4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
1 t# e, v2 ~4 l: |0 X# P   ＝ ＝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 A3 k* F! g0 t ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
) L* z* _$ b! F- S; z0 N* P   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
! @# h6 n( \, k$ ~" R% S. S ＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
' |, D* z; t! g则各轴的输出功率：  
＝ ×0.98=3.06 kW
# y' K, L- C7 l6 N, s) d9 B" Y ＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
# G6 N' e. l& V: e ＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
    = × ×   N?m
" S, ?, c  N; ~" N  H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
/ \2 o4 M7 k6 B; q2 P# P$ X ＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
8 X" x6 }5 y, G: f: y- q = × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
  P* r( O1 s$ @+ s% j ＝ ×0.98=140.66 N?m
1 p9 n) m5 j1 Q! r ＝ ×0.98=305.12N?m
' G1 F. H2 @( E. g ＝ ×0.98=281.17 N?m
1 Y6 [+ I: @& j$ o$ h0 n3 K运动和动力参数结果如下表
, m, E( \1 z  ]3 E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
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
" E9 ?4 K9 F" g9 U" O2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
; C) t& h0 d6 o, z' {6 q4 l  _8 x4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93


$ |! o7 m0 m/ a! f7 K. Q6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算
5 O" ~2 S0 e% Q! a1 c
1． 齿轮材料，热处理及精度
5 }: h, k0 G7 E6 i8 L; J8 j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
6 C3 S* r$ G# Q/ R7 H$ |（1）       齿轮材料及热处理
8 {) I* ]: A' ]$ V   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
* Y) R5 k6 }, l! T: k, H6 h; D1 w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.
8 O2 O0 M3 l( r8 C5 F      ② 齿轮精度
- r! I7 W2 R! l- [5 @# ~& E( P按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
* d  @& O# ~2 \( }
5 g- B0 m$ X1 |$ C% c2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
/ ]7 e" Q: b+ k: F) b
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  
4 o( N4 k# `- V) [8 H2 y& t由课本 图10-26      
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
3 e1 V/ F& y# O" X) U0 I1 ON =60n j  =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
1 \$ }0 C- w' F, }, ~* LN = =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
; _7 n9 N/ l- e④齿轮的疲劳强度极限
* F6 a& M! W2 H: P3 M  q取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
. J, ?( D  s* x# `& b5 t1 N" P4 ][ ] = =0.93×550=511.5  

& l1 V  N( \. {8 P5 o7 R7 i[ ] = =0.96×450=432         
2 X( @& y4 I) v4 T, [) ?许用接触应力  
, |) I9 r$ x' h# i" B( y/ G

⑤查课本由 表10-6得：  =189.8MP   
        由 表10-7得:  =1
) ~7 S7 W8 o/ s+ [+ g4 KT=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
- y) m* g) Z/ R* O
& c  L: z- H& [! v# O6 N% m& Z=
②计算圆周速度
   
" h2 c) @% y' L! b③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
       b= =49.53mm
计算摸数m
/ o0 t4 {$ a& u8 h7 ?  初选螺旋角 =14
=
2 a0 K* M: s$ f8 X) Y* B④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50
3 ]! T' A# o6 h  l# C; K! a9 P  =  =11.01
⑤计算纵向重合度
3 B: M& y; ~  t" A- P6 w =0.318  =1.903
( ^4 f' |% g: e; U⑥计算载荷系数K
2 E3 s2 M- L, j# z; 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:
K =   +0.23×10 ×b
% S2 [" {* p; a4 y" j  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
: o3 ~" E  X) O查课本由 表10-13得: K =1.35
, y, q3 M/ e. b, B& j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
) `( {& r5 e$ x6 t; r& S⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d  =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
! K5 w5 h6 c, |/ `! }% A. D: ]  s, x* U4. 齿根弯曲疲劳强度设计
2 m: y5 d$ v8 X9 C9 l: C由弯曲强度的设计公式
≥
7 ?, |8 z! q' ~( I) g
& _, m/ }! y/ r8 I; c5 B⑴   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 \2 {2 T0 Q; D. _7 v$ e) d因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i  z ＝3.24×24＝77.76
, Q) ~9 R$ `* U$ j" E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
4 d/ U; z/ ^6 cz ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27  
( S, V, H' S3 i/ _z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
4 f* m7 o8 q' L4 A③       初选齿宽系数
6 o  y6 o0 }0 g7 U2 u     按对称布置，由表查得 ＝1
④       初选螺旋角
4 i  w  m; q3 Q; I9 l    初定螺旋角  ＝14
⑤       载荷系数K
K＝K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
0 J; j5 u, U6 x' 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
! ^7 f4 `2 w6 h$ i0 P" C' s, k 应力校正系数Y ＝1.596  Y ＝1.774
  z- J4 y; n/ i' z: A! ]: P+ q7 c
⑦       重合度系数Y
; ]6 [" A4 D, ?- m! c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
9 c- Z/ h" ]- R' r  H) M ＝14.07609
2 V& V7 J% G, e因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
6 z: G9 k, i8 O. e⑧       螺旋角系数Y
轴向重合度  ＝ ＝1.825,
, c& X! s: N$ k2 p, u' C8 [Y ＝1－ ＝0.78
8 \+ A! c4 G/ _
⑨       计算大小齿轮的   
安全系数由表查得S ＝1.25
/ H8 p& X$ s" N" l工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
( A% I" r& x# @; h( k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                  
( K! u4 ]5 k, o- ~' g, I小齿轮      大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
: u/ O; a' |, F9 }! e3 M. AK =0.86        K =0.93  
5 W( N0 _1 p. c. Z; z) ?% F# z 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
' i# U% g5 b# ^' L% K3 N, `2 h[ ] =
! n7 r" R3 Z8 h7 d# ]5 J5 q7 B[ ] =
8 p. S/ \; H6 _# G3 v! _  
8 Q3 s! t1 A  q0 [$ E% h/ r* j
* G, D5 A  T1 J大齿轮的数值大.选用.
* u% X( P  j0 {9 E6 u
⑵   设计计算
0 N2 k5 H2 ?& b) M* _. M1 v8 x1 h①  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:
' U  C8 n6 r* F! \3 a( rz = =25.097  取z =25
% H% q# x8 k% l7 i, v) }那么z =3.24×25=81         
/ r! Y& v* [3 t7 R0 r ②   几何尺寸计算
计算中心距     a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
& w( Z. H, k/ {; |$ N2 P5 ?1 ~ =arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
$ U$ @$ a, t) s' ^7 S计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
! g6 [  x( `( Z; {2 K: l4 Id = =166.97
计算齿轮宽度
* K  W7 w& n1 dB=
圆整的      

（二）  低速级齿轮传动的设计计算
: W# W5 h1 O; L⑴   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.
⑵   齿轮精度
+ {7 U" v1 k  f4 J/ \0 h1 V( 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
( B) }3 r9 C/ P①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
" l3 \" A7 D0 ]$ A# q3 \8 {# T③试选 ,查课本由 图10-26查得
4 o/ ?/ H: l( E5 A* q+ c =0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
: v2 A; _( }  c% [! _9 K5 d=4.45×10  
N = 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
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 ,
# t$ n1 b) f! ], W( J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 ]* W* ~  _% N7 ?[ ] = =  
[ ] = =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
- B2 y% d' `6 Y" U# e8 x6 M选取齿宽系数      
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
- ]) m" K6 K5 G! _: T& h( u=14.33×10 N.m
                           =65.71
" Z; Y7 |9 \  `9 j) _2.   计算圆周速度
1 Q9 N' R, Y- _# I' p1 N& c. n               0.665
3.   计算齿宽
8 D8 I( @, T! a+ L+ ~) I; Z- Jb= d =1×65.71=65.71
4.   计算齿宽与齿高之比
6 {9 s9 |# g: d+ w8 q) G2 t  模数   m =  
齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
8 |6 f! L: n8 `- _6 q  =65.71/5.4621=12.03
% B" Y8 U4 K6 }  R1 q5.   计算纵向重合度

" ^8 k0 N( o  @; [: L$ Z5 t6.   计算载荷系数K
& x( E7 m: S$ i1 {7 E- oK =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
: g6 k: O; p& ^) b7 t          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
/ h/ }( U0 f6 q, B0 g/ s2 i, C+ R使用系数K =1   
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
- Z! `. O  K; r# L+ I" D =1.04   K =1.35    K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
' d2 ^8 y$ w) [. x8 K7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d  =65.71×
6 E/ r' l. u8 @2 x  K计算模数
7 b8 K1 G& C( a7 M5 p3.   按齿根弯曲强度设计
m≥
# F- I( c% `6 b* \+ V5 Z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
0 e- X8 L8 o7 h( K0 P2 @& c（2）       确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
3 b# V+ [# B0 w  A) r: q% z+ z+ E传动比误差  i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3）       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得 ＝1
+ B8 K5 v) a6 c  E+ G6 U2 ~6 w; o（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝12
/ z/ r7 a4 l% l) T# W（5）      载荷系数K
K＝K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
# o8 P  E8 x- i7 Q6 t（6） 当量齿数     
  N% u3 f. q2 p8 f, F      z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056  
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
( X9 ^7 a0 p# \. ]由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
2 ^9 ~7 {+ M' R, c$ H+ ^( Q: D: X      
0 y" Z! n2 |9 Y8 b7 G: g（7）       螺旋角系数Y
. j3 M: S3 n# r0 Q3 Y* H 轴向重合度  ＝ ＝2.03
9 x( R8 @) f) N, n3 Q! g' DY ＝1－ ＝0.797
* {1 X3 X5 L) h2 s. ?（8）       计算大小齿轮的   
# f8 q) x, C7 f0 ]- z$ p9 i. |0 f
# d7 S' l0 b7 l& E查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
0 P& G7 }4 L8 c* T. N1 H5 r% u        
* n) j- |/ R8 F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 R  Y  W7 {) j; r+ `+ W[ ] =
[ ] =
    计算大小齿轮的 ,并加以比较
  
                  
! k, w2 x8 z! M8 S2 C1 b3 Z大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
4 h& b% V, c- k4 G8 R. V% q①  计算模数
- O6 `. R$ z3 X, G* t& n' U$ i
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
- m1 h+ t9 ~' `. U1 ~z =2.33×30=69.9     取z =70
+ i2 u2 |) m4 @; O$ Y7 S    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
3 A6 [: Z1 \2 y$ d% m+ r3 i   分度圆直径
$ u; i% F7 w4 {" n$ L, a      d = =61.34
7 z$ t2 T# k. ~8 t4 b) i6 hd = =143.12  
4 |& H" G+ W% o# `1 _3 N计算齿轮宽度

/ U9 R8 n7 M  X, @6 k圆整后取      
9 t! q- Y- p0 x
% z, k- ~1 w. N) O. d1 j                                         低速级大齿轮如上图：
+ ]4 S: c0 i3 e  H6 z4 ^1 |
' D6 [( M* b; Q3 T

" r$ d3 H5 x1 L5 `6 K5 Q2 cV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
2.3 3.24 2.33

  t$ a9 _% Z+ c" L 2. 各轴转速n
(r/min)
8 M' R6 p" c& `3 Q# r6 f (r/min)  (r/min)  
3 f. h2 }: F: y' N: R" R+ g  t(r/min)
( U0 y2 k) y0 ~626.09 193.24 82.93 82.93
, S5 d2 R2 K( B# y3 H* ?
3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
8 }! Q" Q8 ~3 {. [3 E （kw）
3 ]" ?& w  m- c (kw)
) W: m7 d7 g2 G, F2 K
3.12    2.90 2.70 2.57

4. 各轴输入转矩 T
* w9 L* ]. Y6 j3 ~2 t (kN?m)
$ v' l! e  F0 s5 `4 Q0 \! }. H (kN?m)  (kN?m)   (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91
/ Y$ l6 u/ Z/ E* V, c& \$ v
5. 带轮主要参数
4 a& E! n% p/ l9 n  g$ r% O0 i小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
* R8 g+ w! a' C6 r+ J中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
8 Q# Z4 [! a7 I- K7 l90 224 471 1400 5

) o" Q" e' d5 e+ i
( d; U2 Y- u+ K1 ]6 a1 y
  b6 }! ^$ D: c+ U# k9 X" C9 r; c
5 k7 n0 [% i, U/ t8 n
5 j+ T4 ~. z' J7.传动轴承和传动轴的设计

# u- e6 L; @6 n/ S: Z( @1.  传动轴承的设计
+ j  \: _0 D* c# e/ r3 B) n
, V& u; R' ]/ O  k, C/ A⑴.  求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW             =82.93r/min
" h* X" n' f) T  z' ~3 E% X8 W1 G8 a =311.35N．m
) _9 D4 `: P, L) p3 v* 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
         =143.21  
2 t$ y0 E. T! Y* R6 @! N+ O7 @而  F =  
9 @* k% _, b* P' q. U     F = F  

     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
0 p, Y, g' g  m+ I' y( I
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
( X% d7 \$ ^' c1 C6 k& \, ]
⑶.   初步确定轴的最小直径
( X) h, m0 E( u; M: u% x, v( X& |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
' u- }( c) m  W: J: _5 T: g
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
4 o6 c9 i8 W/ O4 N7 P1 P查《机械设计手册》
8 u+ }5 x% ]  K. X- w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
) g- ]- S1 X" {/ ]" [

4 c4 @% y" F& |7 h# U) y& K⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
/ r. f0 m$ F2 X$ L2 ]( u% @  J① 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.

2 a: D0 M+ k; {3 F  E: N3 }
+ @; Y$ `  s1 I, U9 t7 r+ g2 tD B  

轴承代号
* n9 B3 }3 f& p   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
6 N1 ]- K, e. d9 l5 c- h   45 85 19 60.5 70.2 7209B
. P3 d  h$ k8 P  `/ L   45 100 25 66.0 80.0 7309B
! c! J, {+ k9 I   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
( k7 P% j$ N3 f8 Q. E9 U& N   50   90   20   62.4 77.7 7210C
         
2.  从动轴的设计
$ |( U5 G! P+ |, D
4 u! j. k! {" x6 [, ]; m   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   .
& \  ~; L! b! N+ h' ]4 W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,
. m, y+ T& b7 f3 u5 \. R$ L- c0 Z③   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 ,
: a+ X% m5 Y* a& c$ r6 ?6 I9 a高速齿轮轮毂长L=50 ,则
9 l0 U7 m1 W# g4 h0 o; q* ^' O2 g/ B9 ~

- u/ L6 Z2 q0 ~: o5 m( u5 ]7 q; Y至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
) M8 Z/ U) B% `- }# G* m
" y' n$ B* Q, C) E$ _6 h0 s" b5.    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.
6 e, p. W; k  z: }4 @6 v7 t  
* p+ {! S% [: J+ A3 D. x* l
; i; D: k$ z+ ~) f; K! S



! q: I! z2 p$ P% p5 o- H! r* ?2 ~
  G3 Y! P4 G7 D1 W. J* r- C; }. c
     

传动轴总体设计结构图:

5 @; l+ v+ `2 b" A- f4 q6 k% X                             (从动轴)
% E7 a: z5 `. L, \( l# S
1 G" p. X$ J6 J( U; j% x1 a
& a8 p+ J# p( r5 |+ q0 q
                (中间轴)

                             (主动轴)
1 O. C; f- X. d" D  X
' s3 X  F/ P; G( Y" D6 m1 |
        从动轴的载荷分析图:
, N7 i. L- o' s4 X1 ~6 h1 }
6 Y( Z4 p" x: T. E6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
( g# S: `0 ?" c4 y( y根据
, F) t0 B3 l. O0 g2 L; W = =
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
+ l" v: Y) H" h0 h: n4 u; ^
/ N; P# e1 J/ H0 n# n) p2 t7.     精确校核轴的疲劳强度.
⑴.   判断危险截面
8 X( n9 ]- l7 I& r+ l, q( f! u% h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.
$ I8 V: K% F" u6 }+ O& }' \" j; j* H⑵.  截面Ⅶ左侧。
3 z1 y+ _2 R+ ]" }) i, t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
$ m5 a# z- g( Q' l) [7 |3 o截面上的弯曲应力
  
截面上的扭转应力
  = =
& h& J+ f7 C' F: a5 J轴的材料为45钢。调质处理。
+ c7 ]4 c, }1 ]' b8 v& U- `由课本 表15-1查得：
- H" w# a4 Q0 E: j0 Y, U0 u) c            
& E& n% \; f6 s1 ^# h因                 
; b' T* J" Q! z$ D( j8 x- S经插入后得
! ?- }2 W  h3 e! w) v: ~% z6 c  2.0          =1.31
轴性系数为
$ c4 ^' v. Z" P$ m: b         =0.85
, V2 A4 c* w. t1 h K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以               

8 z/ \  w. e$ C8 T7 l" k综合系数为：    K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数         取0.1
    取0.05
5 f/ q4 j4 W( z& S安全系数
S = 25.13
$ Y( B2 V6 R: c) fS  13.71
2 M5 l7 _5 ^  D5 J3 P7 S  R. O8 J# q  ≥S=1.5    所以它是安全的
2 d: J6 ~: @9 R1 M8 u0 f截面Ⅳ右侧
4 Z" v/ d& b8 [# W抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500
3 ~4 {1 o  {( d/ ^  S
抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
7 y7 z# d' I" C: n4 n9 ?3 A8 z
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560

截面Ⅳ上的扭矩 为    =295
: c0 ^) P, w/ o5 J# o截面上的弯曲应力     
4 y/ s4 g3 a2 K( s3 |截面上的扭转应力
8 q7 h, f2 O$ o1 E' ^' h  = =  K =
K =
( c( [% V. y* `( m7 B0 i所以                  
综合系数为：
K =2.8    K =1.62
- l# C* x- j  K+ [- o碳钢的特性系数
     取0.1        取0.05
安全系数
5 A3 \( S8 l% n8 e0 q  PS = 25.13
+ K. p) M3 _5 s; B1 }" o. |S  13.71
  ≥S=1.5    所以它是安全的
9 z4 a6 _+ r* F4 l6 ?# T
8.键的设计和计算

- h1 A3 n5 g& Y8 E& R①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
0 o$ ~1 V( v' V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
* W* n  E) P% \/ I, `/ d; F$ W工作长度   36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
/ f5 ]9 S5 |+ Q$ f! R: c K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
         ＜[ ]
+ M% j) V* Q# G0 z0 S         ＜[ ]
0 L3 }9 Y- W8 B9 M. l, P% t7 d两者都合适
取键标记为：
           键2：16×36 A GB/T1096-1979
% [- b8 M4 x1 j5 f4 ~. b键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
/ D/ e1 N+ P0 V0 Y! [  A/ ~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.
  M8 x6 t" [5 X3 G3 O8 N3 o1 e
$ r9 ~8 c* K- \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
; E! k1 |  c$ q4 |
4 X# z, y" G; [! K, T5 r2.   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
  x  W7 d( Q0 Y# N$ U, I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
* D! R1 i/ k! f+ P9 r. l! Y7 Y
3.   机体结构有良好的工艺性.
' r' O! R! c3 E4 j铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
1 Y* y7 P& e9 ?$ d
; R4 [1 X# {  B& E' @4.   对附件设计
4 k  f  e& d6 e9 b- ^' B 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
# @( T" a& M% Q# `0 V! PB  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。
2 a( A* k  J; R, AC  油标：
7 l! L) n4 {0 g  L! d油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
+ ^. ~3 A* b7 C油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
: J' U9 i: g2 h) i
0 I/ V" ~/ q2 M0 _1 iD  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.
3 b6 ^$ f/ x/ W' ~1 wE  盖螺钉：
( K5 l9 W8 G5 {9 r7 Y启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
6 \( @5 d: g( c1 ]钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
/ }' x5 y9 h" j9 j* s4 M: U) JF  位销：
. M. o1 a7 e! q' q/ R% K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：
1 `. j2 E" S7 [8 x* [5 |, s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.
9 I- U5 q( x4 D6 g
6 l1 h/ B1 r& G$ M减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果
  [  o0 y' g1 |9 ?箱座壁厚  
+ m- ]# }) K  N: z) C9 _
4 B1 h( B5 `. _) v9 `10
( s' B. l( J, o- S: \4 }2 Q. T箱盖壁厚  
  Q) Q6 |8 F4 ?0 C5 C2 w
9
箱盖凸缘厚度  

' t7 T8 _" ]0 ?$ g- D" j. l12
箱座凸缘厚度  
/ b: d0 L5 ?! J- M: B: c. ?' t( }6 n
15
# s! ?5 z7 w) F' c, G5 a( v箱座底凸缘厚度  

" I. s3 [6 Q' i. E$ u- o7 ]25
! L1 U* q2 O! @" x0 w地脚螺钉直径  

& n, ~+ m( ?& g+ GM24
5 r) [6 d  x2 G, x地脚螺钉数目  
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径  

: Q$ R  E! T* s# |M12
  i" h* B% D6 N6 V0 [, c机盖与机座联接螺栓直径  
=（0.5~0.6）
! m' B  g0 d' C4 f" G& [# I* lM10
( ]- T+ e1 S4 }0 {% x4 o* o轴承端盖螺钉直径  
4 i: Z+ x. `# @. t =（0.4~0.5）
# K& q; G1 s* K10
视孔盖螺钉直径  
=（0.3~0.4）
8
% T* O4 \; d% _1 U% E* O' ~% }2 e定位销直径  
=（0.7~0.8）
8
9 s! f/ Y2 W7 U8 F ， ， 至外机壁距离  
6 n- u+ J- r. z查机械课程设计指导书表4 34
# g- z6 J/ l; M! r6 D22
18
， 至凸缘边缘距离  
查机械课程设计指导书表4 28
16
( O6 t, a8 S: }6 y/ K# x外机壁至轴承座端面距离  
8 |8 O$ f' L- e+ {7 {' U = + +（8~12）
7 p- z: {# n8 J( a/ C- R$ ^+ Y50
7 n' H# u  L) c( a: G8 e' d/ y  c, m大齿轮顶圆与内机壁距离  
>1.2
15
, D3 f0 D, v! j# V+ |  R6 M齿轮端面与内机壁距离  
>
9 ]$ W0 d: }  O) S( C% J10
% g: D- J# n3 V6 r7 W机盖，机座肋厚  

& ^- ^2 P1 x7 E3 n. N" W 9     8.5

; e$ q/ |* q0 b1 @# W: c7 c0 \% J轴承端盖外径  
% y7 Y/ `" z' T; Z* C- X +（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
; U& x) y) s5 M轴承旁联结螺栓距离  
. i: r; j4 t4 j
+ z( \& y7 F; v120（1轴）125（2轴）
150（3轴）

10. 润滑密封设计

0 R6 t8 {9 ?/ Q+ G+ `9 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+
" i, i' a6 ~8 Q     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
0 ?/ m5 }0 l+ |1 F* I9 Y7 H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
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。
0 e- {' m0 x5 _- H: ^( g, h
0 g+ j. y& a6 u11.联轴器设计

1.类型选择.
; {% h9 K- n* k为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
4 u6 u4 v: t# ?2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
查课本 ,选取
所以转矩   
, q7 j& {7 e, ~+ o' T因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
- K. O( u: U# ^5 B/ E1 `5 V4 r, c查《机械设计手册》
+ b& A8 g% X) {# g% Q3 `选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm