二级圆柱斜齿轮减速器说明书

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:
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。

三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 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
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
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。

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，
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a η
5423321ηηηηηη=a ＝0.96×3
98.0×295.0×0.97×0.96＝0.759；
1η为V 带的效率,1η为第一对轴承的效率， 3η为第二对轴承的效率，4η为第三对轴承的效率，
5η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
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 ＝D π60v
1000⨯=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 。

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=m n 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（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a i ＝n /n ＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配传动装置传动比
a i ＝0i ×i
式中10,i i 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0i ＝2.3，则减速器传动比为i ＝0
/i i a ＝17.40/2.3＝7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为1i ＝3.24，则2i ＝1/i i ＝2.33
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
I n ＝0/i n m ＝1440/2.3＝626.09r/min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝626.09/3.24＝193.24r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝193.24/2.33=82.93 r/min
Ⅳn =Ⅲn =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
ⅠP ＝d p ×1η＝3.25×0.96＝3.12kW
ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
ⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
则各轴的输出功率：
'
ⅠP ＝ⅠP ×0.98=3.06 kW 'ⅡP ＝ⅡP ×0.98=2.84 kW 'ⅢP ＝ⅢP ×0.98=2.65kW 'ⅣP ＝ⅣP ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1η N·m 电动机轴的输出转矩d T =9550
m
d
n P =9550×3.25/1440=21.55 N· 所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
ⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
ⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m ⅣT =ⅢT ×3η×4η=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
输出转矩：'ⅠT ＝ⅠT ×0.98=46.63 N·m
'ⅡT ＝ⅡT ×0.98=140.66 N·m 'ⅢT ＝ⅢT ×0.98=305.12N·m 'ⅣT ＝ⅣT ×0.98=281.17 N·m
运动和动力参数结果如下表
5.设计Ｖ带和带轮
⑴ 确定计算功率
查课本178P 表9-9得：2.1=A K
8.442.1=⨯=⨯=P k P A ca ,式中
为工作情况系数， p 为传递的额定功率,既电
机的额定功率. ⑵ 选择带型号
根据8.4=ca P ，3.1=A k ,查课本152P 表8-8和153P 表8-9选用带型为A 型带． ⑶ 选取带轮基准直径21,d d d d
查课本145P 表8-3和153P 表8-7得小带轮基准直径mm d d 901=，则大带轮基准直径mm d i d d d 207903.2102=⨯=⨯=,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本153P 表8-7后取mm d d 2242=。

⑷ 验算带速v
s m s m n d V m
d /35/17.71000
601400
901000
601<=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ 在5～25m/s 范围内，Ｖ
带充分发挥。

⑸ 确定中心距a 和带的基准长度
由
于
,所以初步选取中心距a ：
471)22490(5.1)(5.1210=+=+=d d d d a ，初定中心距mm a 4710=，所以带长, 'd L =76.14444)()(2
20
2
20121=-+
++
a d d d d a d d d d π
mm .查课本142P 表8-2选取基准长度
mm L d 1400=得实际中心距
mm L L a a d
d 62.4482/76.444712
0=-=-+='
取mm a 450=
⑹ 验算小带轮包角1α
94.162180
180121=⨯--
=π
αa d d d d ，包角合适。

⑺ 确定v 带根数z
因mm d d 901=，带速s m v /79.6=，传动比3.20=i ,
查课本148P 表8-5a 或8-5c 和8-5b 或8-5d,并由内插值法得17.0.7.1000=∆=p p . 查课本142P 表8-2得L K =0.96.
查课本154P 表8-8,并由内插值法得K ∂=0.96 由154P 公式8-22得
20.496
.096.0)17.007.1(8
.4)(00=⨯⨯+=⨯∆+=
l ca k k p p p Z α
故选Z=5根带。

⑻ 计算预紧力0F
查课本145P 表8-4可得m kg q /1.0=,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
N qv k zv P F ca 80.15817.71.0)196
.05.2(17.755008.4)15.2(500220=⨯+-⨯⨯=+-⨯
=α ⑼ 计算作用在轴上的压轴力p F
利用155P 公式8-24可得:
N F z F p 43.15702
94
.162sin
80.158522
sin
21
0=⨯⨯⨯=⨯=α
6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
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
① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24
高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i ×Z 1=3.24×24=77.76 取Z 2=78. ② 齿轮精度
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
按齿面接触强度设计
2
1
3
1)]
[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα
⨯±⨯
≥
确定各参数的值: ①试选t K =1.6
查课本215P 图10-30 选取区域系数 Z H =2.433 由课本214P 图10-26 78.01=αε 82.02=αε
则6.182.078.0=+=αε
②由课本202P 公式10-13计算应力值环数
N 1=60n 1j h L =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h
N 2= =4.45×108
h #(3.25为齿数比,即3.25=1
2
Z Z )
③查课本203P 10-19图得：K 1H N =0.93 K 2H N =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202P 公式10-12得: [H σ]1=S
K H HN 1
lim 1σ=0.93×550=511.5 MPa
[H σ]2=
S
K H HN 2
lim 2σ=0.96×450=432 MPa 许用接触应力
MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ
⑤查课本由198P 表10-6得：E Z =189.8MP a 由201P 表10-7得: d φ=1
T=95.5×105×11/n P =95.5×105×3.19/626.09
=4.86×104N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d t 1
2
1
3
1)]
[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα
⨯+⨯
≥
=
mm 53.49)75
.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.122
43
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
②计算圆周速度υ
=⨯=10006011　n d t πυs m /62.11000
6009
.62653.4914.3=⨯⨯⨯
③计算齿宽b 和模数nt m
计算齿宽b
b=t d d 1⨯φ=49.53mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=14︒
nt m =
mm Z d t 00.224
14
cos 53.49cos 11=⨯=β ④计算齿宽与高之比h
b
齿高h=2.25 nt m =2.25×2.00=4.50mm
h b =5
.453.49 =11.01 ⑤计算纵向重合度
βε=0.3181Z Φd 14tan 241318.0tan ⨯⨯⨯=β=1.903
⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1
根据s m v /62.1=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =1.07,
查课本由194P 表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12d φ++ 2
d φ⨯+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6⨯1) ×1+0.23×103-×49.53=1.42 查课本由195P 表10-13得: K βF =1.35 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.2 故载荷系数:
K ＝K K K αH K βH =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 1=d t
1t
K K /3
=49.53×
6
.182
.13
=51.73mm ⑧计算模数n m
n m =
mm Z d 09.224
14
cos 73.51cos 11=⨯=β 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
n m ≥
)][(cos 212
213
F S F a
d Y Y Z Y KT σεφββ∂
∂
⑴ 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
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 Δi ＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 314︒
＝26.27 z ＝z /cos
＝78/ cos 314︒
＝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
K ＝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197P 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
⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为
＝[1.88-3.2×（
2
111Z Z +）]βcos ＝[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
⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度
＝09
.214sin 53.49⨯⨯πo ＝1.825,
Y ＝1－＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
]
[F S F F Y σαα
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
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u ＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由204P 表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ 查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[F σ]1=
14.3074.1500
86.011=⨯=S K FF FN σ [F σ]2=43.2524
.1380
93.022=⨯=
S K FF FN σ 01347.014
.307596
.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα
01554.043
.252774
.1211.2][2
22=⨯=
F S F F Y σαα
大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算 ① 计算模数
mm mm m n 26.1655
.124101554
.014cos 78.01086.473.122
243
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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 n =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 1=51.73mm 来计算应有的齿数.于是由:
z 1=n m ︒⨯14cos 73.51=25.097 取z 1=25
那么z 2=3.24×25=81 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a=
βcos 2)(21n m z z +=︒
⨯+14cos 22
)8125(=109.25mm
将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos
01.1425
.10922)8125(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αn m
因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=01
.14cos 2
25cos 1⨯=βn m z =51.53mm d 2=
01
.14cos 2
81cos 2⨯=βn m z =166.97mm
计算齿轮宽度
B=mm mm d 53.5153.5111=⨯=Φ 圆整的 502=B 551=B
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =30
速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=2.33×30=69.9 圆整取z 2=70. 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 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选K t =1.6
②查课本由215P 图10-30选取区域系数Z H =2.45 ③试选o 12=β,查课本由214P 图10-26查得
1αε=0.83 2αε=0.88 αε=0.83+0.88=1.71 应力循环次数
N 1=60×n 2×j ×L n =60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108
N 2==⨯=33
.21045.48
1i N 1.91×108 由课本203P 图10-19查得接触疲劳寿命系数 K 1HN =0.94 K 2HN = 0.97 查课本由207P 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ,
大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =σ
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[H σ]1=
S K H HN 1lim 1σ=
5641600
94.0=⨯MPa [H σ]2=S K H HN 2lim 2σ
=0.98×550/1=517MPa
[=+=2
)
(]2lim 1
lim H H H σσσ540.5MPa
查课本由198P 表10-6查材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a 选取齿宽系数1=d φ
T=95.5×105×22/n P =95.5×105×2.90/193.24
=14.33×104N.m
32421
3
1)5
.5408.18945.2(33.233.371.111033.146.12)][(12⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯±⨯≥
H E H d t t Z Z u u T K d σεφα
=65.71mm 2. 计算圆周速度 =⨯⨯⨯=⨯=1000
6024
.19371.6510006021ππυ　n d t 0.665s m /
3. 计算齿宽
b=d φd t 1=1×65.71=65.71mm
4. 计算齿宽与齿高之比h
b
模数 m nt =mm Z d t
142.23012
cos 71.65cos 11=⨯=β 齿高 h=2.25×m nt =2.25×2.142=5.4621mm
h
b =65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度
028.212tan 30318.0tan 318.01=⨯⨯==βφεβz d 6. 计算载荷系数K
K βH =1.12+0.18(1+0.622)d d φφ+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103-×65.71=1.4231 使用系数K A =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
v K =1.04 K βF =1.35 K αH =K αF =1.2
故载荷系数
K ＝βH H v A K K K 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 1=d t
1t
K K 3
=65.71×
mm 91.723
.1776
.13
= 计算模数mm z d m n 3772.230
12
cos 91.72cos 11=⨯==
β 3. 按齿根弯曲强度设计
m ≥
]
[cos 212213
F S F d Y Y Z Y KT σεφβ
β∂
∂∂
⨯
㈠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
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 Δi ＝0.032％5％，允许 （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β＝12 （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 312︒
＝32.056 z ＝z /cos
＝70/ cos 312︒
＝74.797
由课本197P 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
232.2,491.221==ααF F Y Y 751.1,636.121==ααS S Y Y
（7） 螺旋角系数Y 轴向重合度
＝
＝2.03
Y ＝1－
＝0.797
（8） 计算大小齿轮的
]
[F S F F Y σαα
查课本由204P 图10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 a FE MP 5001=σ a FE MP 3802=σ 查课本由202P 图10-18得弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.90 K 2FN =0.93 S=1.4 [F σ]1=
a FE FN MP S K 43.3214
.1500
90.011=⨯=σ
[F σ]2=
a FF FN MP S K 43.2524.1380
93.022=⨯=σ 计算大小齿轮的]
[F Sa Fa F
Y σ,并加以比较
01268.043
.321636
.1491..2][111=⨯=F Sa Fa F Y σ
01548.043
.252751
.1232.2][222=⨯=F Sa Fa F Y σ
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数
mm mm m n 5472.171
.130101548
.012cos 797.010433.16848.122253
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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 n =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 1=72.91mm 来计算应有的齿数.
z 1=n m ︒⨯12cos 91.72=27.77 取z 1=30
z 2=2.33×30=69.9 取z 2=70 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=
βcos 2)(21n m z z +=︒
⨯⨯+12
cos 22
)7030(=102.234mm 将中心距圆整为103 mm 修正螺旋角
β=arccos
86.13103
22
)7030(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αn m
因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正
分度圆直径 d 1=
12
cos 2
30cos 1⨯=βn m z =61.34mm d 2=
12
cos 2
70cos 2⨯=βn m z =143.12 mm 计算齿轮宽度
mm d b d 91.7291.7211=⨯==φ
圆整后取 mm B 751= mm B 802=
低速级大齿轮如上图：
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
2. 各轴转速n
(r/min)
3. 各轴输入功率P
（kw）（kw）（kw）
4. 各轴输入转矩T
(kN·m)
5. 带轮主要参数
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 3，转速3n ，转矩3T P 3=2.70KW 3n =82.93r/min
3T =311.35N ．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 2d =143.21 mm 而 F t =
=232d T N 16.434810
21.14335
.31123=⨯⨯- F r = F t
N o
o
n 06.163086.13cos 20tan 16.4348cos tan =⨯=βα
F a = F t tan β=4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 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
315361-表P 取112=o A
mm n P A d o 763.353
3
3
min == 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d ,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114343-表P ,选取5.1=a K
m N T K T a ca ⋅=⨯==0275.46735.3115.13
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》11222-
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
mm L mm L mm d mm d 84.112.40,4011====-与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取ⅡⅠ
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mm d 47=-ⅢⅡ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 50=半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 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mm l 82=-ⅡⅠ 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mm d 47=-ⅢⅡ,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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mm mm mm B D d 168050⨯⨯=⨯⨯,故mm d d 50==-=ⅧⅦⅣⅢ;而 mm l 16=-ⅧⅦ .
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57,5.3,07.0==>-ⅤⅣ因此取d mm h d h mm,
③ 取安装齿轮处的轴段mm d 58=-ⅦⅥ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为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mm l 72=-ⅦⅥ. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取mm d 65=-ⅥⅤ.轴环宽度h b 4.1≥,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mm l 30= ,故取mm l 50=-ⅢⅡ.
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .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=8mm ,已知滚动轴承宽度T=16mm , 高速齿轮轮毂长L=50mm ,则
mm mm a s T l 43)316816()7275(=+++=-+++=-ⅧⅦ
mm
mm l l a c s L l 62)8241620850(=--+++=--+++=---Ⅵ
ⅤⅣⅢⅤⅣ
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
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, 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. mm mm mm L L 6.1758.608.11432=+=+
N F L L L F t NH 15066.1758
.6016.43483231=⨯=+=
N F L L L F t NH 28436
.1758
.11416.43483222=⨯=+=
N L L D
F L F F a
r NV 80923
231=++=
N F F F NV r NV 821809163022=-=-= mm N M H ⋅=8.172888
mm N L F M NV V ⋅=⨯==2.928738.114809211 mm N L F M NV V ⋅=⨯==8.499168.60821322
mm N M M M V H ⋅=+=+=196255928731728892
22121
mm N M ⋅=1799512
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
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 根据
ca σ=
W
T M 2
32
1)(∂+=82.1027465
1.0)35.3111(19625522=⨯⨯+
前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[1-σ]=60MP a
ca σ〈 [1-σ] 此轴合理安全
7. 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. ⑵. 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.13d =0.1350⨯=12500 抗扭系数 T w =0.23d =0.2350⨯=25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M 为 mm N M M ⋅=-⨯
=1446098
.6016
8.601 截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =311.35m N ⋅
截面上的弯曲应力
==
W M b σMPa 57.1112500144609= 截面上的扭转应力
T σ=
T W T 3=
MPa 45.1225000
311350
= 轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本355P 表15-1查得：
a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP T 1551=-
因
=d r 04.0500.2= =d D 16.15058= 经插入后得
=∂σ 2.0 T σ=1.31
轴性系数为
82.0=σq τq =0.85 ∴K σ=1+)1(-∂σσq =1.82
K τ=1+τq （T σ-1）=1.26
所以67.0=σε 82.0=τε
92.0==τσββ
综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62
碳钢的特性系数 2.01.0～=σϕ 取0.1 1.005.0～=τϕ 取0.05 安全系数ca S S σ==+-m
a a K σϕσσσ1
25.13
S τ
=+-m
t a k τϕσττ1
13.71
ca
S 5.102
2
=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.13d =0.1350⨯=12500
抗扭系数 T w =0.23d =0.2350⨯=25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M 为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =295 截面上的弯曲应力 ==W M b σ68.1012500
133560= 截面上的扭转应力 T τ=
T W T 3=
80.1125000
294930=∴K σ=8.211
=-+σσσβεK K τ=
62.111
=-+
τ
τ
τ
βεK
所以67.0=σε 82.0=τε 92.0==τσββ 综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62
碳钢的特性系数
2.01.0～=σϕ 取0.1 1.005.0～=τϕ 取0.05 安全系数ca S S σ==+-m
a a K σϕσσσ1
25.13
S τ
=+-m
t a k τϕσττ1
13.71
ca
S 5.102
2
=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的
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 2=55 d 3=65
查表6-1取： 键宽 b 2=16 h 2=10 2L =36 b 3=20 h 3=12 3L =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [p σ]=110MP a 工作长度 =-=222b L l 36-16=20
=-=333b L l 50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度 K 2=0.5 h 2=5 K 3=0.5 h 3=6 由式（6-1）得： =
⨯=222322102d l K T p σ20.52552051000
53.1432=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ] =
⨯=3
33333
102d l K T p σ22.53653061000
35.3112=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ] 两者都合适 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
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
6
7
is H 配合.
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
2. 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 3.6
3. 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.
4. 对附件设计 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 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。

C 油标：
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.
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.
E 盖螺钉：
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.
F 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.
减速器机体结构尺寸如下：
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
5
(1.5~2)10./min mm r ⨯，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+1h H=30 1h =34 所以H+1h =30+34=64
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。

11.联轴器设计
1.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. 公称转矩：T=9550
=n p 9550=6
.7564
.2333.5 查课本114343-表P ,选取5.1=a K
所以转矩 m N T K T a ca ⋅=⨯==0275.46735.3115.13 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》11222-
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm。