基于ProE的二级圆柱齿轮减速器(本人大学本科方案设计书)

密级学号080625****
学生毕业设计
题目基于Pro/E的二级圆柱齿轮减速器
设计造型
作者LXT
院(系)化学与化工学院
专业过程装备与控制工程
指导教师 D R
答辩日期2012 年 5 月26 日
榆林学院
毕业设计（论文）诚信责任书
本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。

毕业设计（论文）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。

尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表或撰写过的研究成果。

对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。

本人毕业设计（论文）与资料若有不实，愿意承担一切相关的法律责任。

论文作者签名:
年月日
摘要
减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械传动装置，在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用。

本设计是一台二级圆柱齿轮减速器，完成了齿轮设计、轴设计、齿轮及轴强度校核等计算工作，并且采用Pro/E三维造型和装配，使设计结果得到最直接的体现。

初步建立了一台减速器的参数化设计系统，采用此方法实现一台减速器，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性，对提高产品质量具有一定意义。

关键词：减速器；Pro/E；三维造型；模型装配
Modeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/E
ABSTRACT
The reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitting torque between the prime mover and working machine or the implementing agency.
This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the strength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have the most direct manifestation. By the initial establishment of this parametric design system, the program can devise a reducer, shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality.
Key words: Reducer; Pro/E; Three-dimensional Modeling; Assembly Modeling
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目录
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
1．绪论 (1)
1.1 减速器简介 (1)
1.2 计算机辅助设计（CAD）简介及发展现状 (1)
1.3 本课题研究目的意义 (2)
2．二级圆柱齿轮减速器设计计算 (3)
2.1 设计参数 (3)
2.2 传动方案的分析 (3)
2.3 电动机的选择 (3)
2.3.1 工作机使用功率Pw (4)
2.3.2 所需的电动机的功率Pd′ (4)
2.3.3 选择电动机的额定功率Pd (4)
2.3.4 选择电动机转速 (4)
2.3.5 总传动比计算和分配各级传动比 (5)
2.4 传动装置运动和动力参数计算 (5)
2.4.1 各轴转速的计算 (5)
2.4.2 各轴功率的计算 (6)
2.4.3 各轴扭矩的计算 (6)
2.5 齿轮传动的设计计算 (6)
2.5.1 高速级齿轮传动的设计计算 (6)
2.5.2 低速级齿轮传动的设计计算 (10)
2.6 轴的设计计算 (13)
2.6.1 高速级轴的设计 (13)
2.6.2 中间轴的设计 (16)
2.6.3 低速级轴的设计 (17)
2.7 键联接的选择及校核计算 (19)
2.7.1 输入轴上键的选择及校核 (19)
2.7.2 中间轴上键的选择及校核 (19)
2.7.3 输出轴上键的选择及校核 (20)
2.8 箱体结构的设计 (20)
2.8.1 箱体初步设计 (20)
2.8.2 箱体附件设计 (21)
2.8.3 箱体尺寸表 (21)
2.9 润滑密封设计 (22)
3．基于Pro/E的二级圆柱齿轮减速器的造型及装配 (24)
3.1 轴承的主要造型过程 (24)
3.2 轴承端盖的主要造型过程 (24)
3.3 上箱体的主要造型过程 (25)
3.4 下箱体的主要造型过程 (25)
3.5 箱体的装配过程 (26)
4．总结 (28)
参考文献 (29)
致谢 (30)
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1．绪论
1.1 减速器简介
减速器是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要作用是用来传递动力和增大转矩，广泛应用于机械传动行业，如矿业生产、化工设备、汽车制造、农业生产等领域。

而在种类繁多的减速器中，圆柱齿轮减速器是较为普遍使用的传动装置，其设计过程几乎涉及机械设计各个方面，如几何参数设计、结构设计、标准件选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封设计等。

其设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业技术水平，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化[1-2]。

1.2 计算机辅助设计（CAD）简介及发展现状
计算机辅助设计(Computer Aided Design，简称CAD)是指工程技术人员以计算机为工具进行设计活动的全过程：包括资料检索、方案构思、分析计算、工程绘图和编制技术文件等，是随着计算机、外围设备及软件的发展而形成的一门综合性很高的新技术。

该技术产生于上世纪50年代后期发达国家的航空和军事工业中，其主要发展阶段和特点如下：
20世纪60年代，CAD有交互式二维绘图和三维线框模型的主要特点。

20世纪70年代，CAD的主要特点是自由曲线曲面生成算法和表面造型理论。

这期间CAD开始实用化，从二维的电路设计发展到三维的飞机、造船、汽车等设计。

正是曲面造型技术带来了CAD技术的第一次革命。

20世纪80年代，CAD的主要技术特征是实体造型理论和几何建模方法。

实体造型技术能够精确表达零件的全部属性，有助于CAD、CAM、CAE的集成，被认为是新一代CAD系统在技术上的突破性进展。

20世纪90年代，参数化造型理论日趋成熟，形成了基于特征的实体造型技术，为建立产品的信息模型奠定了基础，其以PTC公司的Pro/ENGINEER为代表。

可以认为，参数化技术的应用主导了CAD发展史上的第三次技术革命。

可以看出，CAD正经历着由传统技术向现代技术的转变，如今的CAD技术己广泛应用于电子、机械、建筑、轻纺航空航天、化工、交通、影视、教育等各个领域，
特别是近二十年来，由于计算机硬件性能的不断提高，CAD技术有了大规模的发展，己经引起了一场工程设计领域的技术革命，并取得了明显的经济效益和社会效益，从而也成为衡量一个国家的科学技术现代化和工业现代化的重要标志之一。

1.3 本课题研究目的意义
基于以上背景，本设计是以二级圆柱齿轮减速器为例，主要对各级传动齿轮、轴、轴承、键、箱体等进行设计计算，然后又对齿轮，轴，键等一些重要零件的强度、刚度、稳定性进行了校核。

随后根据自己算出来的尺寸开始手工画草图，草图绘制完成后，再利用Pro/E软件进行齿轮、轴、轴承、轴承端盖、箱体等零部件的三维造型，最终装配成一台二级圆柱直齿轮减速器，使设计结果的正确性最终得到最直接的体现。

采用此方法实现一台减速器，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性。

通过完成本设计，可掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，了解现代CAD设计方法，为以后的学习和工作积累经验，锻炼解决问题的能力，所以本课题的研究具有重要意义[3-4]。

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2．二级圆柱齿轮减速器设计计算
2.1 设计参数
工作机输入转矩T 900 N· m
输送带工作速度v 1.4 m/s
滚筒直径D 400 mm
每日工作小时数16h
使用年限8年
2.2 传动方案的分析
给定的参数中转矩小于1500 N· m，带速小于5.0 m/s，从而可以看出该机构载荷较平稳，二级圆柱齿轮减速器可以初选展开式结构。

由于该传动速度较低且工作比较平稳，故选用闭式圆柱直齿轮传动，这样传动效率高，结构紧凑，润滑和防护也有利于减速器的工作寿命及日常维护[5]。

传动方案如下：
图2-1 设计传动简图
2.3 电动机的选择
该减速器为一般用途机械，根据工作和电源条件，选用Y系列三相异步电动
机，方法如下：
2.3.1 工作机使用功率Pw
Pw=w w
9550Tn η （2-1） 式中 T －工作机输入转矩，N· m ；
w n －工作机转轴的转速，r/min ；
w η－工作机的传动效率。

从给定参数中可知圆周速度w n 和滚筒直径D
由公式：v=w 601000Dn π⨯可以求得w n =400
1000604.1⨯⨯⨯π=66.85 r/min 进而得到Pw=w w 9550Tn η=97
.0955085.66900⨯⨯=6.49 KW
2.3.2 所需的电动机的功率Pd′
由参考文献5表2-5选取：v η=0.96（V 带效率）；c η=0.97（齿轮传动效率按7级精度）：z η=0.99（滚动轴承效率）；1η=0.99（弹性联轴器效率）；传动滚筒效率96.0g =η。

由式η=1η2η…w η可得到电动机至滚筒的传动总效率η：
η=v η⨯2c η⨯4z η⨯1η⨯g η=0.96⨯0.972⨯0.994⨯0.99⨯0.96 =0.82 所需电动机的功率'd P =w P η
=82.049.6=7.91 KW
2.3.3 选择电动机的额定功率Pd
因减速器连续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，经常满载，每天两班制工作16h ，查Y 型电动机型号表，取d P =11 KW
2.3.4 选择电动机转速
工作转速为w n =66.85 r/min 可取67 r/min 。

推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i 齿轮=3～4。

故电动机转速的可选范围为n =2i ×w n =（9～16）×66.85=(601.65～1069.60) r/min ，符合这一范围的同步转速有1000和750
两种。

查得两种电动机型号其技术参数及传动比的比较情况见下表：
表2-1 电动机型号选择
方案 电动机型号 额定功率 /KW 电动机转速(r/min) 总传动比 重量 同步转速 满载转速 i /Kg 1 Y180L-8 11 750 730 10.92 180 2 Y160L-6
11
1000
970
14.51
139
综合考虑电动机、传动装置、重量及传动比，比较上表两种方案。

方案1电动机价格较便宜，但传动比较小，致使传动装置的结构尺寸也较小，不利于日常维护检修；方案2的电动机和传动比都比较适中，传动装置结构也比较紧凑。

因此选定电动机型号为Y160L-6，其满载转速0n =970 r/min 。

2.3.5 总传动比计算和分配各级传动比
（1）传动系统的总传动比
i=0w n
n （2-2）
将电动机的满载速0
n =970r/min ，圆筒轴转速w n =67r/min 带代入式（2-2）有： i=0w n n =67970=14.5 （2）分配传动系统各级传动比
该系统由一级带传动和两级齿轮传动组成。

因为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计。

对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配[5]，即：
1i
而此时i=14.5，代入得1i =4.34~4.66.取1i =4.5 则2i =14.5/4.5=3.22
2.4 传动装置运动和动力参数计算
2.4.1 各轴转速的计算
电动机轴 n=970 r/min
Ⅰ轴 n I =
0v
n i =1970=970 r/min Ⅱ轴 n II =c1n i I =5
.4970
=215.56 r/min
Ⅲ轴 n III =c2n
i II =22.356.215=66.94 r/min
工作机轴 w n =n III =66.94 r/min
2.4.2 各轴功率的计算
电动机输出功率 d P =11 KW
Ⅰ轴 P I =d P 01η=d P ⨯1η=7.91⨯0.96=7.59 KW
Ⅱ轴 P II =P I 12η=P I ⨯z η⨯c η=7.59⨯0.99⨯0.97=7.29 KW Ⅲ轴 P III =P II ⨯23η=P II ⨯z η⨯c η=7.29⨯0.99⨯0.97=7.00 KW 工作机轴 P W =P III ⨯34η=d P ⨯1η⨯g η⨯v η=6.39 KW
2.4.3 各轴扭矩的计算
电动机轴 d T =9550⨯d
P n =9550⨯97091.7=77.88 N·m
Ⅰ轴 T I =9550⨯I
I n P
=9550⨯97059.7=74.73 N·m
Ⅱ轴 T II =9550⨯P
n II II
=9550⨯56.21529.7=322.97 N·m
Ⅲ轴 T III =9550⨯P n III III =9550⨯94.6600
.7=998.66 N·m
工作机轴 w T =9550w
w
P n ⨯=9550⨯6749.6=925.07 N·m
2.5 齿轮传动的设计计算
2.5.1 高速级齿轮传动的设计计算
（1）材料、热处理、精度
材料：因传递功率不大，转速不高，材料按参考文献5表7-1选取，都采用45号钢。

热处理：大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

小齿轮齿面硬度取270HBS ，大齿轮齿面硬度取230HBS ，两者相差40HBS 。

精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级。

（2）设计过程
1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

初选小齿轮齿数1Z ＝20。

大齿轮齿数2Z ＝1Z ×1i ＝20×4.5=90 取2Z ＝90。

2）由齿面接触疲劳强度公式有：
1t d ≥ （2-3） 确定各参数的值：
a.初选动载系数t K ：试选t K =1.6
b.传递转矩1T 即轴Ⅰ转矩：1T =74.73 N·m=74730 N·mm
c.查表2-8-6：d Φ=1.0
d.齿数比u ：u=i=4.5
e.弹性系数E Z ：查参考文献6表2-8-4得E Z =189.8
f.区域系数H Z ：查参考文献6图2-8-13得H Z =2.45
g.重合度系数εZ ：查参考文献6(式2-8-17）
：εZ =
其中端面重合度αε：查参考文献6图2-8-12有
αε=1αε+2αε=0.75+0.86=1.61
则：3
61
.14-=εZ =0.89
h.许用接触应力H []σ：查参考文献6（式2-8-13）：[]H N H
l i m H H
m i n K S σσ=
①取接触疲劳最小安全系数Hmin S =1.0 ②由参考文献6图2-8-17按齿面硬度查得：
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝420 MPa(取MQ 值) 大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝550 MPa(取ML 值) ③应力值环数N ：参考文献6（式2-8-14）：h
n j
L N 60=有
1N =60n 1j h L =60×970×1×（2×8×300×8）=2.23×109
2N =1N /1i =2.23×109/4.5=5.00×108
接触疲劳寿命系数HN K ：查参考文献6图2-8-15得： K 1HN =0.91 K 2HN =0.94
④齿轮的疲劳强度极限
[H σ]1=HN1Hlim1K S
σ
=0.91×420 MPa =382.2 MPa
[H σ]2=
HN2Hlim2
K S
σ=0.94×550 MPa =517 MPa 则许用接触应力：
[H σ]=([H σ]1+[H σ]2)/2=(382.2+517)/2=499.6 MPa i.代入数据求出小齿轮的分度圆直径
d ：
1t d ≥58.54 mm 从而得：
①计算圆周速度υ
1t 1
601000d n πυ==⨯ 2.97 m/s
②计算齿宽b 和模数t m
计算齿宽b ：b=d 1t d ϕ⨯=58.54 mm
计算模数t m ：t m =1t 1d
Z =2.93 mm
③计算齿宽与高之比h b
齿高h=2.25t m =2.25×2.93=6.59 mm h b =59
.654.58=8.88 ④计算载荷系数K ：由参考文献6式（2-8-2）：K ＝A K V K αK K β 查表2-8-1使用系数A K =1.10
根据 2.97m/s v =，7级精度，查参考文献6图2-8-7得 动载系数V K =1.11
查参考文献6表2-8-2，7级，未硬化，得：αK =1.0 查表2-8-3，7级，非对称，得：K β=1.32 故载荷系数：K ＝A K V K αK K β=1.61 ⑤按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3t 11/t K K d d ==58.66 mm
⑥计算模数m
m =11
2.93z d
=mm 查参考文献6表1-5-3取：m 3=mm
3）由齿根弯曲强度的校核公式：
1Fa sa ε
F F 32d 12[]MPa KTY Y Y m z σσϕ=≤ （2-4）
确定各参数的值： a.动载系数K ：K=1.61
b.传递转矩1T 即轴Ⅰ转矩：1T =74.73 N·m =74730 N·mm
c.查参考文献6表2-8-6：d Φ=1.0
d.模数m ：m 3=mm
e.齿数：1Z ＝20 Z2＝90
f.齿形系数Fa Y 和应力修正系数sa Y ： 由参考文献6表2-8-5用插值法得：
Fa1Y ＝2.73 sa1Y ＝2.19 Fa2Y ＝1.57 sa2Y ＝1.79
g.重合度系数εY ，由参考文献6（式2-8-21）：εY =0.25+0.75/ε得
1εY =1.25 2εY =1.12 h.计算得：
F1σ=119.37 MPa F2σ=4.83 MPa
取两者之间较大的，即F σ=F1σ=119.37 MPa i.许用接触应力H []σ：参考文献6（式2-8-13）：[]F N F l i m F F
m i n K S σ
σ=
①取弯曲疲劳最小安全系数Fmin S =1.4 ②由参考文献6图2-8-18按齿面硬度查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限：Flim1σ＝397 MPa(取MQ 值) 大齿轮弯曲疲劳强度极限：Flim2σ＝512 MPa(取ML 值) ③应力值环数N ：参考文献6（式2-8-14）：h
n j
L N 60=有
1N =60n 1j h L =60×970×1×（2×8×300×8）=2.23×109 2N = N 1/1i =2.23×
109/4.5=5.00×108 弯曲疲劳寿命系数FN K ：查参考文献6图2-8-16得：
FN1K =1.37 FN2K =1.20
④齿轮的疲劳强度极限
[]FN1Flim1F 1Fmin K S σ
σ==388.49 MPa
取其中较小值[]F 1σ=388.49 MPa>F σ=119.37 MPa 即满足强度要求。

4）几何尺寸计算
a.计算中心距a=12()2Z Z m +=23
)9020(⨯+=165 mm
b.计算大小齿轮的分度圆直径 d 1=1Z m =320⨯=60 mm
[]FN2Flim2F 2Fmin
K S σ
σ==512 MPa
d 2=2Z m =390⨯=270 mm c.计算齿轮宽度
B=1160mm 60mm d Φ=⨯= 圆整得：602=B 651=B
2.5.2 低速级齿轮传动的设计计算
（1）材料、热处理、精度
材料：因传递功率不大，转速不高，材料参考文献5按表7-1选取，都采用45号钢。

热处理：大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

小齿轮齿面硬度取280HBS ，大齿轮齿面硬度取240HBS ，两者相差40HBS 。

精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级。

（2）设计过程
1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核[6]。

初选小齿轮齿数1Z ＝22。

大齿轮齿数2Z ＝1Z ×1i ＝22×3.22=70.84 取2Z ＝72。

2）由齿面接触疲劳强度公式：
1t d ≥ （2-5） 确定各参数的值：
a.初选动载系数t K ：试选t K =1.6
b.传递转矩1T 即轴I 转矩：1T =3.23 N·m =322970 N·mm
c.查参考文献6表2-8-6：d Φ=1.0
d.齿数比u ：u=i=3.27
e.弹性系数E Z ：查参考文献6表2-8-4得E Z =189.8
f.区域系数H Z ：查参考文献6图2-8-13得H Z =2.4
g.重合度系数εZ ：参考文献6(式2-8-17）
：εZ =
其中端面重合度αε：查参考文献6图2-8-12有
αε=1αε+2αε=0.765+0.86=1.625
则：3
625
.14-=εZ =0.89
h.许用接触应力H []σ：参考文献6（式2-8-13）：[]H N H
l i m H H
m i n K S σσ=
①取接触疲劳最小安全系数Hmin S =1.0 ②由参考文献6图2-8-17按齿面硬度查得：
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝420 MPa(取MQ 值) 大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝550 MPa(取ML 值) ③应力值环数N ：参考文献6（式2-8-14）：h
n j L N 60=有
1N =60×
215.56×1×（2×8×300×8）=4.97×108 2N =1N /2i =4.97×
108/3.22=1.54×108 接触疲劳寿命系数HN K ：查参考文献6图2-8-15得： K 1HN =0.89 K 2HN =0.92
④齿轮的疲劳强度极限
[H σ]1=HN1Hlim1K S σ
=0.89×420 MPa =373.8 MPa
[H σ]2=HN2Hlim2K S σ
=0.92×550 MPa =506 MPa
则许用接触应力：
[H σ]=([H σ]1+[H σ]2)/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa i.代入数据求得小齿轮的分度圆直径d t 1：
1t d ≥104.65 mm 从而得：
①计算圆周速度υ =⨯=1000601
1　n d t πυ 1.18 m/s
②计算齿宽b 和模数t m
计算齿宽b ：b=d 1t d ϕ⨯=104.65 mm
计算模数t m ：t m ==11Z d
t 4.76 mm
③计算齿宽与高之比h b
齿高h=2.25t m =2.25×4.76=10.71 mm h b =71
.1065.104=9.77 ④计算载荷系数K ：由参考文献6（式2-8-2）：K ＝A K V K αK K β 查表2-8-1使用系数A K =1.10
根据 1.18m/s v =,7级精度, 查参考文献6图2-8-7得 动载系数V K =1.10
查2-8-2，7级，未硬化，得：αK =1.0
查表2-8-3，7级，非对称，得: K β=1.34 故载荷系数：K ＝A K V K αK K β=1.62 ⑤按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3t 11/t K K d d ==105.08 mm
⑥计算模数m
m =11
4.78mm Z d
=
查参考文献6表1-5-3取标准模数：m 5=mm
3）由齿根弯曲强度的校核公式：
1Fa sa ε
F F 32d 12[] MPa KTY Y Y m z σσϕ=≤ （2-6）
确定各参数的值:
a.动载系数K ：K =1.62
b.传递转矩1T 即轴I 转矩：1T =3.23 N·m =322970 N·mm
c.查参考文献6表2-8-6：d Φ=1.0
d.模数m ：m 5=mm
e.齿数:1Z ＝22 Z2＝72
f.齿形系数Fa Y 和应力修正系数sa Y : 由参考文献6表2-8-5用插值法得：
Fa1Y ＝2.72 sa1Y ＝2.19 Fa2Y ＝1.57 s a 2Y ＝1.79
g.重合度系数εY ，由参考文献6（式2-8-21）：εY =0.25 + 0.75/ε 其中端面重合度αε：查图2-8-12：1αε=0.765 2αε=0.86有：
1εY =1.23 2εY =1.12 h.计算得：
F1σ=90.85 MPa F2σ=7.09 MPa
取两者之间较大的，即F σ=F1σ=90.85 MPa i.许用接触应力H []σ：参考文献6（式2-8-13）：[]F N F l i m F F
m i n K S σ
σ=
①取弯曲疲劳最小安全系数Fmin S =1.4 ②由参考文献6图2-8-18按齿面硬度查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限：Flim1σ＝397 MPa(取MQ 值) 大齿轮弯曲疲劳强度极限：Flim2σ＝512 MPa(取ML 值) ③应力值环数N ：参考文献6 (式2-8-14)：h njL N 60=有
1N =60×215.56×1×（2×8×300×8）=4.97×108
2N =1N /2i =4.97×
108/3.22=1.54×108 弯曲疲劳寿命系数FN K ：查参考文献6图2-8-16得：
FN1K =0.87 FN2K =0.91
④齿轮的疲劳强度极限
[]FN1Flim1F 1Fmin K S σ
σ==246.71 MPa
[]FN2Flim2F 2Fmin
K S σ
σ==332.8 MPa
取其中较小值[]F 1σ=246.71 MPa>F σ=90.85 MPa 即满足强度要求。

4）几何尺寸计算
a.计算中心距a=12()2Z Z m +=25
)7222(⨯+=235 mm
b.计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=1Z m =522⨯=110 mm d 2=2Z m =572⨯=360 mm
c.计算齿轮宽度
B=11110mm 110mm d Φ=⨯= 圆整得：1102=B 1151=B 综上整理计算结果有：
表2-2 齿轮设计参数
级别 1Z 2Z m
a α
齿宽
高速级 20 90 3 165 20
1B =65 mm,2B =60 mm 低速级
22
72
5
235
1B =115 mm,2B =110 mm
2.6 轴的设计计算
2.6.1 高速级轴的设计
（1）由前计算列出Ⅰ轴上各数据
表2-3 Ⅰ轴设计参数
功率/ KW 转矩/ N·mm 转速（r/min ）
直径/ mm
压力角 7.59
74730
970
60
20°
（2）初步确定轴的直径
先由参考文献6表2-10-1选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献6表2-10-3初步估算轴的最小直径，取112=o A 。

由min d A = （2-7）
有：min 22.24 mm d A =⨯
最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d ，取23 mm d -=ⅠⅡ （3
）轴结果的设计
1）拟定轴上零件的传动方案。

如图所示
图2-2 Ⅰ轴设计方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a.轴承端盖的总宽度为37 mm(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23 mm l =，故取60 mm l -=ⅡⅢ。

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27 mm d -=ⅡⅢ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径30 mm D =。

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ⅢⅡ-l 略短一些，现取45 mm l -=ⅠⅡ。

b.初步选择滚动轴承：因轴承受有径向力的作用，故选用单列角接触球轴承。

参照工作要求并根据27 mm d -=ⅡⅢ，由轴承产品目录中初步选取GB/T292-2007的单列角接触球轴承7206AC 型，尺寸为d×D×B=30 mm×62 mm×16 mm ，故取
d Ⅲ-Ⅳ=30 mm 。

右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查轴承轴肩的高度h=2.5 mm ，取d Ⅳ-Ⅴ=35 mm 。

c.取安装齿轮处的轴段50 mm d =Ⅴ-Ⅵ，因小齿轮直径较小，故直接把齿轮和轴做成一起，即65 mm l =Ⅴ-Ⅵ。

d.l -ⅡⅢ段的右端与左轴承之间采用挡油环定位，防止小齿轮的油甩出。

取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm ，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=8m m ，已知滚动轴承宽度B=16 mm 。

第Ⅱ根轴上有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为60 mm ，小齿轮齿宽115 mm ，取l Ⅵ-Ⅶ=6 mm ，则
可计算：+-l B S a =Ⅶ-VIII +6=（16+8+16-6）mm=34 mm ，165 mm l =IV-V 。

至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。

3）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1.045⨯︒，其他各处的倒圆角为R=3。

（4）求轴上的载荷
1）求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为1d =60 mm
切向力 1t 12274730
2491 N
60T F d ⨯=== 径向力 r t n
t a n =2491t a n 20=906.65 N
o F F α
=⨯ 轴向力 a t 2491 N F F == 2）根据结构图作出轴的计算简图：
图2-3 轴的强度分析
水平支反力 3H 1t 2355.5
2491529.7 N 205.5+55.5L F F L L ==⨯=+
2H2t 23205.5
24911961.3 N 205.5+55.5
L F F L L ==⨯=+
垂直支反力 r 2V 223()F L F L L ⋅=+⇒V2713.86 N F =
V 1r V 2192.79 N F F F =-= 水平弯矩 H H 12108853.35 N M F L =⨯= 垂直弯矩 V 1V 1239618.35 N M F L =⋅= V 2V 2339619.23 N
M F L =⋅=
总弯矩 1115838.96 N mm M ==⋅
2115839.26 N mm M ==⋅
表2-4Ⅰ轴的校核计算
载荷 水平面H
垂直面V
支反力 H1529.7 N F = H21961.3 N F = V1192.79 N F = V2713.86 N F =
弯矩 H 108853.35 N M =
V139618.35 N M = V239619.23 N M =
总弯矩 1115838.96 N mm M =⋅ 2115839.26 N mm M =⋅
扭矩
74730 N mm T =⋅
（5）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩和最大扭矩的截面。

根据表中的取值，且α≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。

当扭转切应力为静应力时取α≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取α≈0.6）。

由ca σ= （2-8）
计算轴的应力
ca 28.97 MPa σ===
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60 MPa ，因此σca<[σ-1]。

即按弯扭合成强度校核轴的强度足够安全[6]。

2.6.2 中间轴的设计
（1）由前计算列出Ⅱ轴上各数据
表2-5 Ⅱ轴设计参数
功率/KW 转矩/ N·mm 转速（r/min ） 直径/ mm
压力角 7.29
322970
215.56
110
20°
（2）初步确定轴的直径
先由参考文献6表2-10-1选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献6表2-10-3初步估算轴的最小直径，取112=o A 。

由参考文献6（式2-10-2）有：
min 36.22 mm d A =⨯=
（3）轴结果的设计
1）拟定轴上零件的传动方案。

如图所示
图2-4 Ⅱ轴设计方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a.初步选择滚动轴承：因轴承受有径向力的作用，故选用单列角接触球轴承。

参照工作要求并根据min 36.22 mm d =，由GB/T 292-2007中初步选单列角接触球轴承7208AC 型。

其尺寸为d×D×B=40 mm×80 mm×18 mm ，故取d d =Ⅰ-ⅡⅤ-Ⅵ=40 mm 。

b.取安装齿轮处的轴段45 mm d d ==Ⅱ-ⅢⅣ-Ⅴ，左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。

已知齿轮的宽度为115 mm ，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111 mm l =Ⅱ-Ⅲ。

同理取右端轴段l =Ⅳ-Ⅴ56 mm ，高速级齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3 mm ，取51 m m d =Ⅲ-Ⅳ。

因齿轮之间应相距一定距离，取25 mm l =Ⅲ-Ⅳ。

c.取齿轮距箱体内壁之距离a=16m m ，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=8m m ，取滚动轴承宽度B=18 m m ，则
+l B S a =Ⅰ-Ⅱ++(115-111)=(18+8+16+4) mm=46 mm 。

考虑右端齿轮与I 轴齿轮啮合，取'a =18 mm ，'+l B S a =Ⅴ-Ⅵ++(60-56)=(18+8+18+4) mm=48 mm 。

至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。

3）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1.045⨯︒，其他各处的倒圆角为R=3。

2.6.3 低速级轴的设计
（1）由前计算列出Ⅲ轴上各数据
表2-6 Ⅲ轴设计参数
功率/KW 转矩/ N· mm 转速（r/min ） 直径/ mm 压力角 7.00
998660
66.94
360
20°
（2）初步确定轴的直径
先由参考文献6表2-10-1选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献6表2-10-3初步估算轴的最小直径，取112=o A 。

由参考文献6（式2-10-2
）有：min 11252.77 mm d A ==⨯= 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d ，取56 mm d -=ⅠⅡ （
3）轴结果的设计
1）拟定轴上零件的传动方案。

如图所示
图2-5 Ⅲ轴设计方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a.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60 mm d -=ⅡⅢ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径
60 mm D =，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故取
70 mm
l -=ⅠⅡ。

b.初步选择滚动轴承：因轴承受有径向力的作用，故选用单列角接触球轴承参照工作要求并根据60 mm d -=ⅡⅢ，初步选取单列角接触球轴承7213AC 型，尺寸为d×D×B=65 mm×120 mm×23 mm ，故取d Ⅲ-Ⅳ=65 mm ，l Ⅲ-Ⅳ=23 mm 。

c.右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查轴肩的高度h=5 mm ，因此取d Ⅳ-Ⅴ=75 mm 。

d.取安装齿轮处的轴段69 mm d =Ⅴ-Ⅵ，齿轮的右端采用套筒定位。

已知齿轮的轮毂宽度为110 mm ，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应该略短于轮毂宽度，故取106 mm l =VI-ⅤII 。

左端采用轴肩单位，h>0.07d ，则h=5,79 mm V VI d -=。

轴肩宽度b>1.4h ，取10 mm V VI l -=。

e.轴承端盖的总宽度为37 mm(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23 mm l =，故取60 mm l -=ⅡⅢ。

f.l -ⅡⅢ段的右端与左轴承之间采用挡油环定位，防止小齿轮的油甩出。

取齿轮距箱体内壁之距离a=16 m m ，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 m m ，已知滚动轴承宽度b=23 m m 。

第Ⅱ根轴上有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为115 mm ，小齿轮齿宽为60 mm ，则可计算：
97 mm l =IV-V ，51 mm l =Ⅶ-VIII 。

至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。

3）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为145⨯︒，其他各处的倒圆角为R=3。

2.7 键联接的选择及校核计算
2.7.1 输入轴上键的选择及校核
（1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按其直径为23 mm ，查GB1096-1979得平键截面b×h=8 mm×7 mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为40 mm 。

滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。

（2）键的工作长度l =L-b=40-8=32 mm ，由参考文献6表2-5-2根据静联接及键的材料为碳素钢，故其许用挤压应力为[p1σ]=100 MPa 。

由于齿轮的材料为调质钢，其许用挤压应力[p3σ]=100 MPa ，故联接的许用挤压应力[p σ]=[p3σ]=100 MPa 。

由p 4T
dhl
σ=≤[p σ] （2-9） 得联轴器上p14T
dhl σ=
=47473058.02 MPa 23732
⨯=⨯⨯＜[p σ] 故键联接的强度足够。

2.7.2 中间轴上键的选择及校核
（1）齿轮与轴的定位用平键连接，按其直径为50 mm ，查GB1096-1979得平键截面b×h=14 mm×9 mm ，键槽用键槽铣刀加工，长分别为100 mm 、50 mm ，同
时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为7
6
H k ，滚动
轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。

（2）校核高速级上齿轮对应的键，其工作长度为l =L-b=50-14=36 mm ，由参考文献6表2-5-2，根据静联接及轴和键的材料均为碳素钢，故两者的许用挤压应
力都为[p1σ]=[p2σ]=100MPa 。

由于齿轮的材料为调质钢，故其许用挤压应力[p3σ]=100 MPa ，因而联接的许用挤压应力取为[p σ]=[p3σ]=100 MPa 。

由式（2-9）得：
p14T dhl σ==
4322970
88.61 MPa 45936⨯=⨯⨯＜[p σ] 故键联接的强度足够。

2.7.3 输出轴上键的选择及校核
（1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，查GB1096-1979查得平键截面b×h=16 mm×10 mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为63 mm ；齿轮与轴的定位用平键截面b×h=20 mm×12 mm ，长为90 mm 。

同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，
故选择齿轮轮毂与轴的配合为7
6
H k ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证
的，此处选轴的尺寸公差为k6。

（2）键的长度为轮毂上1l =L-b=90-20=70mm ，联轴器上2l =L-b=80-16=64mm ，由参考文献6表2-5-2，根据静联接及轴和键的材料均为碳素钢，故两者的许用挤压应力都为[p1σ]=[p2σ]=100 MPa 。

由于齿轮的材料为调质钢，故其许用挤压应力[p3σ]=100 MPa ，因而联接的许用挤压应力取为[p σ]=[p3σ]=100 MPa 。

由式（2－9）得：
轮毂上p14T
dhl σ=
=499866068.92 MPa 691270
⨯=⨯⨯＜[p σ] 联轴器上p24T
dhl σ=
=499866091.46 MPa 561064⨯=⨯⨯＜[p σ] 故键联接的强度足够[6]。

2.8 箱体结构的设计
2.8.1 箱体初步设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，为保证齿轮啮合质量采用剖分式结构，
上箱体与下箱体采用6
7
is H 配合。

（1）在机体外增加加强筋，外轮廓为长方形，增强轴承座的刚度。

（2）考虑到机体内零件的润滑、密封以及散热，故采用浸油润滑，同时为避免运行期间沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 为40 mm 。

（3）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∀3.6。