带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。

在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分和核心部件。

目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。

国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。

本设计的目的及意义
目的：
A 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。

B 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

C 对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

D 学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择 CAD 等制图工具。

E 了解减速器内部齿轮间的传动关系。

意义：
通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理
减速器的发展状况
减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大B6 型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计2 转矩，以满足工作需要。

在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。

渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。

二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设
计以及制造领域广泛采用的先进技术。

通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。

减速器的发展趋势
当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。

我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。

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，在现代机械中应用极为广泛。

减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。

其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。

近几年，随着中国产业经济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。

目录
一课程设计书4
二设计要求 4
三设计步骤 5
1. 传动装置总体设计方案 5
2. 电动机的选择 6
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 7
4. 计算传动装置的运动和动力参数 7
5. 设计V带和带轮 8
6. 齿轮的设计 10
7. 传动轴承和传动轴的设计 18
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 26
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四设计小结31
五参考资料32
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,工作时有轻微冲击,减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年)。

表一:
题号
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
参数
运输带工作拉
2 1.8 1.8 2.2 2.4 2.5 2.6 1.9 2.
3 2
力（kN）
运输带工作速度
2.3 2.35 2.5 2.4 1.8 1.8 1.8 2.45 2.1 2.4
（m/s）
卷筒直径（mm）330 340 360 350 260 250 280 360 310 360
二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A0)。

2.绘制机盖或机座零件图一张（A1）。

3.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A2)。

4.设计说明书一份，6000~8000字。

设计计算及说明结果
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， 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：
设计计算及说明
结果
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
1423420ηηηηηη=a ＝0.94×499.0×2
96.0×0.99×0.96＝0.791；
0η为V 带的效率,1η为弹性联轴器效率，2η为滚动轴承效率，
3η为闭式齿轮传动效率，4η为卷筒效率，
（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 d ＝Fv /1000η＝2500×1.8/1000×0.791＝5.7kW, 执行机构的曲柄转速为n ＝
D
π60v
1000⨯=137.58r/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
a η=0.791
P d =5.7KW n=137.58r/min
比i ＝8～40，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Y132S2—2的三相异步电动机，额定功率为7.5KW ，额定电流8.8A ，满载转速
=m n 2900 r/min ，同步转速1500r/min 。

设计计算及说明 方案
电动机型号
额定功率 P ed kw
电动机转速
min
r
满载时效率
同步转速 满载转速 1 Y132S2-2
7.5
1500
2900
86.2%
结果
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 ＝2900/137.58＝21.08 （2） 分配传动装置传动比
01i 为带传动比 ， 12i 为高速级传动比 23i 为低速级传动比 ， 34i =1 34231201i i i i i ⨯⨯⨯=
为使V 带传动外廓尺寸不致过大，取01i =3， 3/08.212312=⨯i i =7.03 02.303.73.112=⨯=i ， 33.223=i
4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速
I n ＝01/i n m ＝2900/3＝966.67r/min Ⅱn ＝12/　Ⅰi n ＝966.67/3.02＝320.09r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / 23i ＝320.09/2.33=137.38 r/min
i a ＝21.08 i 01=3 i 12=3.02 i 23=2.33 i 34=1
n I =966.67r/min n Ⅱ=320.09r/min n Ⅲ=137.38r/min n Ⅳ=137.38r/min
Ⅳn =137.38r/min
（2） 各轴输入功率
ⅠP ＝d p ×0η＝7.5×0.94＝7.05kW
ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝7.05×0.96×0.99＝6.77kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝6.77×0.96×0.99＝6.50kW
ⅣP ＝ⅢP ×η2×η1=6.50×0.99×0.99＝6.37kW
则各轴的输出功率：
'
ⅠP ＝ⅠP
×0.99=6.98 kW 'ⅡP ＝ⅡP ×0.99=6.70 kW 'ⅢP ＝ⅢP ×0.99=6.44kW 'ⅣP ＝ⅣP ×0.99=6.31kW
（3） 各轴输入转矩 电动机轴的输入转矩d T =9550
m
d
n P =9550×7.05/966.67=69.65 N·m ⅠT ＝69.65 N·m
ⅡT ＝22/9550n P ⨯=9550⨯6.77/320.09=201.99 N·m
ⅢT ＝38.137/5.69550/955033⨯=⨯n P =451.85N·m
ⅣT =38.137/37.69550/955044⨯=⨯n P =425.06 N·m 输出转矩：
设计计算及说明
P Ⅰ＝7.05kW P Ⅱ＝6.77kW P Ⅲ＝6.50kW P Ⅳ＝6.37kW
P 'Ⅰ=6.98kW P 'Ⅱ=6.70kW
P 'Ⅲ=6.44kW
P '
Ⅳ=6.31kW
T d =69.65 N ·m T Ⅰ=69.65 N ·m
T Ⅱ=201.99 N ·m 结果
'ⅠT ＝ⅠT
×0.99=68.95 N·m 'ⅡT ＝ⅡT ×0.99=199.97 N·m 'ⅢT ＝ⅢT ×0.99=447.33N·m
'
ⅣT ＝ⅣT ×0.99=420.81 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
输入
输出 输入 输出 电动机轴 7.5 69.65 2900 1轴 7.05 6.98 69.65 68.95 966.67 2轴 6.77 6.70 201.99 199.97 320.09 3轴 6.50 6.44 451.85 447.33 137.38 4轴 6.37 6.31
425.06
420.81
137.38
5.设计V 带和带轮
V 带齿轮各设计参数 1.确定计算功率
由表8-7查得工作情况a k =1故P ca =K a P=1⨯7.5=7.5kw 2.选择V 带的类型
已知P ca =7.5kw ，1n =2900r/min 由图8-1查得选用普通A 型V 带
T Ⅲ=451.85N ·m T Ⅳ=425.06 N ·m
T '
Ⅰ=68.95 N ·m T '
Ⅱ=199.97 N ·m
T 'Ⅲ=447.33N ·m T 'Ⅳ=420.81 N ·m
3.确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
（1）初选小带轮基准直径由表8-6和表8-8取小带轮基准直径d 1d =80mm （2）验算带速V 按公式8-13验算带速 V=
1000
601
1
⨯n d d π=60000/290080⨯⨯π=12.14m/s 因为5m/s<V<30m/s
（故带速合适）
计算大带轮的基准直径。

据公式8-15（a ）计算 d 2d , 设计计算及说明
P ca =7.5kw d 1d =80mm
V=12.14m/s 结果 d 2d =id 1d =3⨯80=240mm 。

据表8-8圆整的d 2d =250mm 4.确定V 带的中心距a 和基准长度Ld
(1)据公式8-20 有0.7（d 1d +d 2d ）<=a 0<=2(d 1d +d 2d )取a 0=400mm (2)由公式8-22计算所需的基准长度
Ld 0=2a 0+2π(d 1d +d 2d )+02124)(a d d d d -=2⨯400+2
π
(80+250)+40041702⨯=1336
由表8-2选带的基准长度Ld=1400mm
(3)按公式8-23计算实际中心距a a=a 0+
2
Ld Ld -=432mm 中心距的变化范围443~515. 5.验算小带轮的包角
1204.157432
3.57)(180121>==--=d d d d α （主动轴上包角合适） 6.计算带的根数z
（1）计算V 带额定功率由d 1d =80mm 和n 1=2900r/min 查表P152,8-4(a)得P 0=1,78kw 据n 1=2900r/min,i=3.02和Z 型带查表P153，8-4（b ）得0P ∆=0.4kw.查P155表8-5得K α=0.93，表8-2得K L =0.96于是P r =（P 0+0P ∆）K αK L =kw 95.196.093.0)4.078.1(=⨯⨯+ （2）计算V 带的根数Z 。

Z=
595
.175
.9==r ca P P 取Z=5根 7.计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min 由表P149表8-3得带单位长度q=0.1kg/m ，所以
(F 0)min=N qv K ZV P ca 84.9158.11)193.0/5.2(8
.1575.9500
)1/5.2(50022
=⨯+-⨯⨯=+-α 应使带的实际初拉力F 0>(F 0)min 8.计算压力轴F P
d 2d =250mm
a 0=400mm
Ld=1400mm a=432mm Z=5
F P min=8975.23N 结果
压力轴的最小值 F P min=2z(F 0)min sin 21
α=2⨯52
4.157sin 84.915
⨯⨯=8975.23N
设计计算及说明
9.V 带的技术要求
铸造，焊接或烧结的带轮在轮缘，腹板，轮辐及轮毂上不允许有沙眼，裂缝，缩孔及气泡。

铸造带轮在不提高内部应力的前提下允许对轮缘，凸台，腹板及轮毂表面缺陷进行修高。

其他条件参见GB/T13575.1-92中的规定
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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮 （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=3.02×24=73
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
查课本图10-30 选取区域系数 Z H =2.433 由课本图10-26 78.01=αε 875.02=αε
则655.1=αε
②由课本公式10-13计算应力值环数
N 1=60n 1j h L =60×966.67×1×（2×8×300×8） =2.2272×109
h
N 2= 7.326×108h (3.25为齿数比,即3.04=
1
2
Z Z ) ③查课本 10-19图得：K 1H N =0.91 K 2H N =0.94
设计计算及说明
Z 1=24
Z 2=73
N 1=2.2272×109h N 2= 7.326×108h 结果
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 1lim 1σ
=0.91×600=546 MPa
[H σ]1=546 MPa
[H σ]2=
S
K H HN 2
lim 2σ=0.94×550=517 MPa
许用接触应力
MPa H H H 5.5312/)517546(2/)][]([][21=+=+=σσσ
⑤查课本由表10-6得：E Z =189.8MP a 由表10-7得: d φ=1
T=95.5×105×11/n P =95.5×105
×7.05/966.67
=6.96×104
N.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 33.51)5
.5318.189433.2(02.324.4655.111096.66.122
4
3
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
②计算圆周速度υ
=
υs m /6.21000
6067
.96633.5114.3=⨯⨯⨯ ③计算齿宽b 和模数nt m
计算齿宽b
b=t d d 1⨯φ=51.33mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=14︒
nt m =
mm Z d t 08.224
14
cos 33.51cos 11=⨯=β ④计算齿宽与高之比h
b
齿高h=2.25 nt m =2.25×2.08=4.68mm
h
b =68.433.51 =10.97 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 /6.2=,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K V =1.11,
设计计算及说明
[H σ]2=517 MPa
[H σ]=531.5MPa
T=6.96×104N.m
d t 1=51.33mm V=2.6m/s
b=51.33mm m nt =2.08
b/h=10.97
βε=1.903
结果
查课本由表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12
d φ++ 2
d φ⨯+0.23×103
-×b
=1.12+0.18(1+0.6⨯1) ×1+0.23×103
-×51.33=1.42
查课本由表10-13得: K βF =1.35 查课本由表10-3 得: K αH =αF K =1.2
故载荷系数:
K ＝K A K v K αH K βH =1×1.11×1.2×1.42=1.89 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
=51.33×
6
.189
.13
=54.26mm ⑧计算模数n m
n m =
mm Z d 19.224
14
cos 26.54cos 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T 1=69.6kN·m 确定齿数z
因为是软齿面，故取z 1＝24，z 2＝i 12 z 1＝3.02×24＝73 传动比误差 i ＝u ＝z 2/ z 1＝73/24＝3.04 Δi ＝0.0304％5％，允许 ② 计算当量齿数
z 1v ＝z 1/cos β3＝24/ cos 314︒
=26.27 z 2v ＝z 2/cos
β3
＝73/ cos 3
14︒
=79.91
③ 初选齿宽系数d φ
按对称布置，由表查得d φ=1 ④ 初选螺旋角 初定螺旋角 β＝14 ⑤ 载荷系数K
K ＝K A K v K αF K βF =1×1.11×1.2×1.35＝1.79 ⑥ 查取齿形系数Y Fa 和应力校正系数Y Sa 查课本由表10-5得:
齿形系数Y 1Fa ＝2.592 Y 2Fa ＝2.211 应力校正系数Y 1Sa ＝1.596 Y 2Sa ＝1.774
设计计算及说明
K=1.89
d 1=54.26
m n =2.19mm
z 1v =26.27 z 2v =79.91
K ＝1.79 Y 1Fa =2.592 Y 2Fa =2.211 Y 1Sa =1.596 Y 2Sa =1.774 结果
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为αε＝[1.88-3.2×（2
11
1Z Z +
）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/73）]×cos14︒
＝1.655
＝arctg （tg n α/cos β）＝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
Y ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝
09
.214
sin 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 ＝1.4
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
查课本由表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 47.1655
.124101554
.014cos 78.01096.689.122243
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
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
设计计算及说明
Y ＝0.78
01347
.0][1
11=F S F F Y σαα
01554
.0][2
22=F S F F Y σαα m n =1.47 结果
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=54.26mm 来计算应有的齿数.于是由:
z 1=n
m ︒
⨯14cos 26.54=26
那么z 2=3.02×26=78 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a=
β
cos 2)(21n m z z +=︒⨯+14cos 22
)7826(=107.18mm 将中心距圆整为109mm
按圆整后的中心距修正螺旋角
z 1=26 z 2=78
a=109mm
β=14.01
β=arccos 01.142)(21
=Z +Z α
n
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
26cos 1⨯=βn m z =53.59mm
d 2=01
.14cos 2
78cos 2⨯=βn m z =160.78mm
计算齿轮宽度
B=mm mm d 59.5359.5311=⨯=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，低速级大齿轮选用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查课本由图10-30选取区域系数Z H =2.45 ③试选o 14=β,查课本由图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 =60×320.09×1×(2×8×300×8) =7.37×108 N 2==i
N 1
3.16×108 设计计算及说明
d 1=53.59mm
d 2=160.78mm
B 1=55 B 2=50
N 1=7.37×108 N 2=3.16×108 结果
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 K 1HN =0.95 K 2HN = 0.96 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=
5701600
95.0=⨯MPa [H σ]2=S
K H HN 2lim 2σ
=0.96×550/1=528MPa
[=+=
2
)
(]2lim 1lim H H H σσσ549MPa 查课本由表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 =95.5×105×6.77/320.09=20.20×104N.m
[H σ]1=570MPa [H σ]2=528MPa [H σ]=549MPa
T=20.20⨯104N.m
32
4213
1)549
8.18945.2(33.233.371.111020.206.12)][(12⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯±⨯≥
H E H d t t Z Z u u T K d σεφα =72.91mm 2. 计算圆周速度
=⨯⨯⨯=⨯=
1000
6009
.32091.7210006021ππυ　n d t 1.22s m / 3. 计算齿宽
b=d φd t 1=72.91mm
4. 计算齿宽与齿高之比h
b
模数 m nt =
mm Z d t 36.23014
cos 91.72cos 11=⨯=β 齿高 h=2.25×m nt =2.25×2.36=5.31mm
h
b =72.91/5.31=13.73 5. 计算纵向重合度
38.214tan 30318.0tan 318.01=⨯⨯==βφεβz d
6. 计算载荷系数K
K βH =1.12+0.18(1+0.62
2
)d d φφ+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103-×72.91=1.42 使用系数K A =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
v K =1.07 K βF =1.35 K αH =K αF =1.2
故载荷系数 K ＝βH H v A K K K K ∂=1×1.07×1.2×1.42=1.82 设计计算及说明 d t 1=72.91mm
V=1.22m/s
b=72.91mm
m nt =2.36mm
b/h=13.73
βε=2.38
K=1.82 结果
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
=72.91×
mm 11.766
.182
.13
= 计算模数mm z d m n 46.230
14
cos 11.76cos 11=⨯==
β (4). 按齿根弯曲强度设计
m≥
]
[cos 212
2
13
F S F d Y Y Z Y KT σεφβ
β∂
∂∂
⨯
确定公式内各计算数值
（1) 计算小齿轮传递的转矩T 1＝202KN·m （2） 确定齿数z
因为是软齿面，故取z 1＝30，z 2＝i ×z 1＝2.33×30＝69.9 传动比误差 i ＝u ＝z 2/ z 1＝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d φ＝1 （4） 初选螺旋角
d 1=76.11mm
m n =2.46mm
T 1＝202 KN ·m z 1＝30 z 2＝69.9 i=2.33 K=1.73
初定螺旋角β＝14 （5） 载荷系数K
K ＝K A K V K αF K βF =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
（6） 当量齿数
z 1v ＝z /cos
β3
＝30/ cos 3
14︒
＝32
z 2v ＝z /cos β3＝70/ cos 314︒
＝76.63
由课本表10-5查得齿形系数Y αF 和应力修正系数Y αS
235.2,50.221==ααF F Y Y 758.1,635.121==ααS S Y Y
（7） 螺旋角系数Y β
轴向重合度
＝
＝2.3
Y β＝1－120/βεβ＝0.732
（8） 计算大小齿轮的
]
[F S F F Y σαα
查课本由图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 设计计算及说明
z 1v ＝32 z 2v ＝76.63
Y 1αF =2.235 Y 1αS =1.758
Y β=0.732
结果
[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
0127.043
.321635
.15.2][111=⨯=F Sa Fa F Y σ
0156.043
.252758
.1235.2][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 696.171
.13010156
.014cos 732.01002.273.122253
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
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 =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=76.11mm 来计算应有的齿数. z 1=
n
m ︒
⨯14
cos 11.76=24.62 取z 1=30
z 2=2.33×30=69.9 取z 2=70 由实际尺寸及距离应取z 2=120 ② 初算主要尺寸
0127.0][1
1
1=F Sa Fa F Y σ
0156
.0][2
2
2=F Sa Fa F Y σ m n =2mm z 1=30 z 2=120 a=160mm
计算中心距 a=β
cos 2)(21n m z z +=︒⨯⨯+14cos 22
)12030(=154.6mm
将中心距圆整并由实际尺寸取160mm
修正螺旋角
β=arccos 01.146
.15422
)12030(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=14
cos 2
30cos 1⨯=βn m z =61.84mm 取圆整并由实际尺寸取70mm
d 2=14
cos 2120cos 2⨯=βn m z =247.34mm 取圆整并由实际尺寸取250mm
计算齿轮宽度
mm d b d 84.6191.7211=⨯==φ
圆整后取 mm B 701= mm B 652=
V 带齿轮各设计参数附表
设计计算及说明
β=14
d 1=70mm
d 2=250mm
b=61.84mm B 1=70mm B 2=65mm 结果
1.各传动比
V 带 高速级齿轮 低速级齿轮 3
3.02
2.33
2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
Ⅳn
(r/min) 966.67 320.09
137.38
137.38
3. 各轴输入功率 P
（kw ） （kw ） （kw ） ⅣP (kw)
7.05 6.77
6.50
6.37
4. 各轴输入转矩 T
(kN·m)
(kN ·m)
(kN·m)
Ⅳ
T
(kN·m) 69.65 201.99
451.85
425.06
5. 带轮主要参数
小轮直径
（mm ） 大轮直径
中心距a （mm ）
基准长度
带的根数z
（mm ）
（mm ） 80
250
400
1400
5
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
设计计算及说明 结果 P 3=6.50KW 3n =137.38r/min
3T =451.85N ．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 =144.29 mm 而 F t =
=232d T N 62631029.14485
.45123
=⨯⨯- F r = F t N o
o
n 33.234914cos 20
tan 6263cos tan =⨯=βα
F a = F t tan β=6263×tan14=1561.54N
（圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如后图示）
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 51.4038.137/5.611233
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114351-表P ,选取5.1=a K
m N T K T a ca ⋅=⨯==78.67785.4515.13
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》
选取LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm,半联轴器的孔径L mm L mm d mm d 84
.112.45,4511====-孔长度为半联轴器与轴配合的毂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 52=-ⅢⅡ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 55=半联轴器与
F t =6263N
F r =2349.33N
F a =1561.54N
d m in =40.51mm
T ca =677.78N ⋅m
mm L 841=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 52=-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7011C 型.
设计计算及说明 结果
d
D B 2d
2D
轴承代号 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 55 90 18 62 83 7011C 50
90
20
62.4
77.7
7210C
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 189055⨯⨯=⨯⨯,故mm d d 55==-=ⅧⅦⅣⅢ;而 mm l 18=-ⅧⅦ .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7011C 型轴承定位轴肩高度
结果
62,7,07.0==>-ⅤⅣ因此取d mm h d h mm,
取安装齿轮处的轴段mm d 63=-ⅦⅥ;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮
毂的宽度为65mm,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 62=-ⅦⅥ. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取mm d 60=-ⅥⅤ.轴环宽度h b 4.1≥,取b=8mm. mm L vi v 8=-
设计计算及说明
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.
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=18mm ,
高速齿轮轮毂长L=50mm ,则
mm mm a s T l 45)316818()7275(=+++=-+++=-ⅧⅦ
mm l v 51=I -∏I
mm
mm l l a c s L l 60)8261620850(=--+++=--+++=---Ⅵ
ⅤⅣⅢⅤⅣ
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
3. 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》
对于7011C 型的角接触球轴承,a=18.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 6.1633.563.10732=+=+
N F L L L F t NH 30.21556
.1633
.5662633231=⨯=+=
N F L L L F t NH 70.41076
.1633
.10762633222=⨯=+=
N L L D
F L F F a r NV 12386.163/)]2/9054.1561()3.5633.2349[(23
231=⨯+⨯=++
=
N F F F NV r NV 11111238234922=-=-=
mm N L F L F M NH NH H ⋅=⨯+⨯=8.2312272/)(3221 mm N L F M NV V ⋅=⨯==4.1328373.1071238211 mm N L F M NV V ⋅=⨯==3.625493.561111322 mm N M M M V H ⋅=+=57.2666672
121
mm N M ⋅=69.2395372
传动轴总体设计结构图:
F 1NH =2155.30N F 2NH =4107.70N
F 1NV =1238N F 2NV =1111N M H =231227.8N ⋅m m
M 1v =132837.4N ⋅m m
M 2v =62549.3N ⋅mm M 1=266667.57N ⋅m m
M 2=239537.69N ⋅m m
设计计算及说明
结果
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
设计计算及说明结果从动轴的载荷分析图:
设计计算及说明结果
4. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
=10.66MPa
ca
ca σ=
W
T M 2
32
1)(∂+=66.10)
631.0()85.4511(2666682
322=⨯⨯+MPa 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
5. 精确校核轴与轴承的疲劳强度. 一．轴校核 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 =0.13
63⨯=25005 抗扭系数 T w =0.23d =0.2363⨯=50010
截面Ⅶ的右侧的弯矩M 为 mm N M M ⋅=-⨯=1908833
.56163.561
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =451.85m N ⋅
截面上的弯曲应力
=
=W
M b σMPa 63.725005190883
= 截面上的扭转应力
T σ=T W T 3=
MPa 04.950010
451850
= 轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本表15-1查得：
a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP T 1551=-
因
=d r 03.0630.2= =d D 163
63
= 经插入后得
=∂σ 2.0 T σ=1.31
轴性系数为
82.0=σq τq =0.85 所以67.0=σε 82.0=τε
设计计算及说明 W=25005 w T =50010
M=190883N ⋅mm T 3=451.85N ⋅m
b σ=7.63MPa
T σ=9.04MPa
结果
92.0==τσββ
综合系数为： K σ=8.21/1/=-+σσσβεK K τ=62.11/1/=-+τττβεK
碳钢的特性系数 2.01.0～=σϕ 取0.1
1.005.0～=τϕ 取0.05
K σ=2.8 K τ=1.62
安全系数ca S
S σ==+-m
a a K σϕσσσ1
275/（2.8⨯)01.086.4⨯+=20.21
S τ==+-m
t a k τϕσττ1
62.10)2/48.1705.02/48.1762.1/(155=⨯+⨯
ca S =
4.92
2
=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅶ右侧
抗弯系数 W=0.13
d =0.13
55⨯=16638
抗扭系数 T w =0.23
d =0.23
55⨯=33275
截面Ⅳ左侧的弯矩M 为 M=190883N.mm
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =451.85 截面上的弯曲应力 ==W M b σMPa 47.1116638
190883= 截面上的扭转应力
T τ=T W T 3=MPa 58.1333275451850=∴K σ=8.211=-+σ
σσβεK
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
20.21
S τ=
=+-m t a k τϕσττ1
10.62 ca S =4.92
2=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的 设计计算及说明
S σ=20.21
S τ=10.62 S ca =9.4 W=16638
w T =33275
M=190883N.mm
3T =451.85
b σ=11.47MPa
T τ=2.8
K τ=1.62
S σ=2021 S τ=10.62
ca S =9.4
结果
二．轴承校核
L h =(106
/60n)(c/p)ε
h=106
/(60⨯137.38)(90.8⨯103
/6500)3
h=330706h 使用期限8年(300天/年),寿命符合要求。

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=45 d 3=63
L h =330706h
取： 键宽 b 2=22.5 h 2=7 2L =72.5 b 3=18 h 3=8 3L =58
②校和键联接的强度 [p σ]=110MP a
工作长度 =-=222b L l 72.5-22.5=50
=-=333b L l 58-18=40
③键与轮毂键槽的接触高度 K 2=0.5 h 2=0.5⨯7=3.5 K 3=0.5 h 3=0.5⨯8=4.0 由式（6-1）得： =⨯=222322102d l K T p σ30.5145505.3100099.2012=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ] =⨯=3
33333
102d l K T p σ65.8963400.4100085.4512=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ]
两者都合适 取键标记为：
键2：22.5×72.5 A GB/T1096-1979
键3：18×58 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 设计计算及说明
l 2=50 l 3=40 K 2=3.5 K 3=4.0
2p σ=51.30
3p σ=89.65
结果
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：
设计计算及说明
结果 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：
名称
符号
计算公式
结果 箱座壁厚 σ
83025.0≥+=a σ
10 箱盖壁厚 1σ
8302.01≥+=a σ
9 箱盖凸缘厚度 1b
115.1σ=b
12 箱座凸缘厚度 b σ5.1=b
15 箱座底凸缘厚度 2b
σ5.22=b
25 地脚螺钉直径 f d
12036.0+=a d f
M24 地脚螺钉数目 n
查手册
6 轴承旁联接螺栓直径
1d f d d 72.01= M12 机盖与机座联接螺栓直径
2d
2d =（0.5~0.6）f d
M10 轴承端盖螺钉直径 3d
3d =（0.4~0.5）f d
10 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（0.3~0.4）f d
8 定位销直径
d d =（0.7~0.8）2d
8 f d ，1d ，2d 至外
机壁距离
1C
查机械课程设计指导书表4
34 22 18
设计计算及说明 结果
f d ，2d 至凸缘边
缘距离
2C
查机械课程设计指导书表4
28 16 外机壁至轴承座端面距离
1l 1l =1C +2C +（8~12） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离
1∆ 1∆>1.2σ 15 齿轮端面与内机壁距离
2∆
2∆>σ
10
机盖，机座肋厚 m m ,1 σσ85.0,85.011≈≈m m ≈1m 9 ≈m 8.5
轴承端盖外径 2D
D D =2+（5~5.5）3d
105（1轴）110（2轴） 130（3轴）
轴承旁联结螺栓距离 S
2D S ≈
105（1轴）110（2轴） 130（3轴）
设计计算及说明 结果
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，所以为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.
查课本,选取5.1=a K
所以转矩 m N T K T a ca ⋅=⨯==78.67785.4515.13 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》
选取LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm
T ca =677.78N ⋅m。