二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

2022-02-27 来源：个人技术集锦

二级斜齿圆柱齿轮减速器设

计说明书

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表一:

题

号

12345

参数运输带工

2.5

作拉力

2.3

2.1

1.9

1.8

（kN）运输带工作速

1.0

度（m/s）卷筒直径

250250250300300

（mm）

1.1

1.2

1.3

1.4

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

1.2.3.4.5.

传动装置总体设计方案电动机的选择

确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计V带和带轮

6.7.8.9.

齿轮的设计

滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计

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：

Iη2η3

η1

η5

III

η4

图一:(传动装置总体设计图)

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

32

＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；



为V带的效率,为第一对轴承的效率，



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

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＝100060v=82.76r/min，

D

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n

同步转速1440 r/min，

1500r/min。

方电动额定电动机转电动参案机型功率速

号

传动装置的传动比

机重考量满载转速1440

470

230

16.15

2.3

7.02

价格元

总传V带减速器动比传动

min

同步转速

中心高

Y112M-4

41500

外型尺寸底脚安装地脚螺轴伸尺尺寸A×栓孔直寸D×EB

径K

36×

装键部位尺寸F×GD

L×（AC/2+AD）×

132

515×345×315216×17810×41

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i＝n/n＝1440/82.76＝17.40

（2）

分配传动装置传动比＝i×i

式中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i＝2.3，则减速器传

动比为i＝i

＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为i＝3.24，则i＝i/i＝2.33

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

＝n

＝1440/2.3＝626.09r/min

Ⅱ

＝n＝

Ⅲ

Ⅰ

＝626.09/3.24＝193.24r/min

Ⅲ

Ⅱ

/i＝193.24/2.33=82.93 r/min

Ⅳ

=82.93 r/min

（2）各轴输入功率

＝＝3.25×0.96＝3.12kW

Ⅰ

p×d

1

＝×η×0.98×0.95＝2.90kW

Ⅱ

pⅠ

2×＝3.123

＝×ηⅢ

PⅡ

2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

＝×η=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

Ⅳ

PⅢ

2×η4则各轴的输出功率：

P＝P

×0.98=3.06 kW

Ⅰ

P

＝×0.98=2.84 kW

Ⅱ

PⅡ

P

＝Ⅲ

P×0.98=2.65kW

Ⅲ

P

＝0.98=2.52 kW

Ⅳ

P×Ⅳ

3）各轴输入转矩

=×N·m

i×0



T=9550Pn

=9550×3.25/1440=21.55 N·

＝×2.3×0.96=47.58 N·m

Ⅰ

T×d

i×0

=21.551

＝Ⅱ

T×i××1

=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m

Ⅰ

＝××2.33×0.98×0.95=311.35N·m

Ⅲ

TⅡ

i××=143.532

T=T

×=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m

Ⅳ

Ⅲ

×3

4

（电动机轴的输出转矩所以输出转矩：T＝T×0.98=46.63 N·m

Ⅰ



Ⅰ

T

Ⅱ

＝T×0.98=140.66 N·m

Ⅱ

T

Ⅲ

＝T×0.98=305.12N·m

Ⅲ

T

Ⅳ

＝T×0.98=281.17 N·m

Ⅳ

运动和动力参数结果如下表轴名

功率P KW

输入输出

电动机轴1轴2轴3轴4轴

3.123.062.902.842.702.652.572.52

47.58 46.63626.09143.5140.66 193.243

311.3305.12 82.935

286.9281.1782.931

3.25

输入

输出21.551440转矩T转

速

r/min

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=24

高速级大齿轮选用

45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。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

d

2KT





u1ZZ(HE)2

u[]

确定各参数的值:①试选

=1.6

图10-30图10-26

查课本P由课本P

选取区域系数Z=2.433

215

214



1

0.78



2

0.82

则

②由课本P



0.780.821.6

公式10-13计算应力值环数

202

N=60nj=60×626.09×1×（2×8×300×8）

=1.4425×10h

N= =4.45×10h

#(3.25为齿数比,即3.25=Z)

③查课本P

203

=0.93得：K10-19图

1

2

=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P公式10-12得:

202

[]=K



HN1

Hlim1

=0.93×550=511.5

MPa

[]=K



HN2

Hlim2

=0.96×450=432

MPa

许用接触应力

[]([][])/2(511.5432)/2471.75MPa

⑤查课本由P表10-6得：Z

198

=189.8MP

由

表10-7得:



201

T=95.5×10×

P/n=95.5×10×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d

d

2KT





u1ZZ(HE)2

u[]

21.64.861044.242.433189.8)

249.53mm(

11.63.25471.75

②计算圆周速度

3.1449.53626.091t11.62m/s601000601000

dn

③计算齿宽b和模数m计算齿宽b

b=

d

=49.53mm

计算摸数m

初选螺旋角=14



cos49.53cos14

1t2.00mmZ24

④计算齿宽与高之比b齿高h=2.25

=2.25×2.00=4.50mm

=49.53

=11.01

4.5

⑤计算纵向重合度



=0.318

tan0.318124tan14=1.903

⑥计算载荷系数K使用系数K=1

根据v1.62m/s,7级精度,查课本由P表10-8得

192

动载系数K=1.07,

查课本由P表10-4得K的计算公式:

194

H

K=1.12

H

0.18(10.6

)

+0.23×10×b

33

=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查课本由P表10-13得: K=1.35

195

F

查课本由P表10-3得: K=K=1.2

193

H

F

故载荷系数:K＝K K K

H

H

=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=d

K/Kt

=49.53×3

1.821.6

=51.73mm

⑧计算模数m

cos51.73cos1412.09mmZ24

4.齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

≥

2KTYcos2YY

1(FS)Z21[]

⑴①

确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩＝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＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②

计算当量齿数

z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27

z＝z/cos＝78/ cos14＝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P表10-5得:

197

齿形系数Y＝2.592Y＝2.211

应力校正系数Y＝1.596Y＝1.774

⑦重合度系数Y

1ZZ

端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（1（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655



）]cos＝[1.88－3.2×

＝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＝49.53sin14o＝1.825,



2.09

Y＝1－＝0.78

⑨计算大小齿轮的

F

[]

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

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P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限

204

小齿轮

FF1

500MP

大齿轮

FF2

380MP

查课本由P表10-18得弯曲疲劳寿命系数:

197

K=0.86

FN1

FN2

=0.93

取弯曲疲劳安全系数S=1.4[]=K



FN1

FF1

0.86500307.14

1.4

[]=K



FN2

FF2

0.93380252.43

1.4

F1

[]Y

F2

S1

2.5921.5960.01347

307.142.2111.7740.01554

252.43

[]

S2

大齿轮的数值大.选用.

⑵①

设计计算计算模数

21.734.861040.78cos2140.01554

mm1.26mm

12421.655

m

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圆整为标需要按接触疲准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，

劳强度算得的分度圆直径d=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

z=51.73cos14=25.097



取z=25

那么z=3.24×25=81

②几何尺寸计算计算中心距

a=(z

z)m

12n2cos

=(2581)2=109.25mm

2cos14

将中心距圆整为110mm

按圆整后的中心距修正螺旋角

(=arccos

)m(2581)212narccos14.0122109.25

因值改变不多,故参数,k,Z等不必修正.





计算大.小齿轮的分度圆直径d=zm

252=51.53mm

1n1coscos14.01

812=166.97mm

2n

coscos14.01

d=zm

计算齿轮宽度B=

d151.53mm51.53mm

圆整的

B50

B55

（二）⑴

低速级齿轮传动的设计计算

45

材料：低速级小齿轮选用

取小齿齿数=30



钢调质，齿面硬度为小齿轮

280HBS

速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮z=2.33×30=69.9

240HBS

圆整取z=70.

⑵齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。⑶1.

按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值

①试选K=1.6

②查课本由P图10-30选取区域系数Z=2.45

215

③试选

1

12o,查课本由P

图10-26查得

214

=0.83



2

=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)

=4.45×10N=N

4.451081.91×1081i2.33

由课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数

203

K=0.94

HN1

HN2

= 0.97

查课本由P图10-21d

207

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1

600MPa,

Hlim1

550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

[]=K



HN1



Hlim1

=0.94600

564MPa

[]=K

HN2

Hlim2

=0.98×550/1=517MPa

[

]

(

)540.5Hlim1Hlim2MPa2

查课本由P表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP

198

选取齿宽系数

1

T=95.5×10×

=95.5×10×2.90/193.24

=14.33×104N.m

d

2KT





u1ZZ21.614.331043.332.45189.8(HE)23()2

u[]11.712.33540.5

=65.71mm2.

计算圆周速度



dn

601000

65.71193.240.665m/s



601000

3.计算齿宽

b=d=1×65.71=65.71mm

计算齿宽与齿高之比b模数

m=d

cos65.71cos121t2.142mmZ30

齿高

h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621mm

=65.71/5.4621=12.03

5.计算纵向重合度

0.318ztan0.31830tan122.028



6.计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6

H

2)2+0.23×103×b

=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231

3

使用系数K=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

=1.04

K=1.35

K=K=1.2

F

H

F

故载荷系数

K＝KKKK

=1×1.04×1.2×1.4231=1.776

H

H

7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d=d

1.77672.91mm

KK1t

=65.71×3

1.3

计算模数md1cos72.91n

zcos122.37721

按齿根弯曲强度设计

m≥

2KTY

cos2

1

Yd

Z21

[FY

S



]

㈠确定公式内各计算数值

（1）（2）

计算小齿轮传递的转矩＝143.3kN·m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＝2.33Δi＝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＝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/ cos12＝32.056

z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797

由课本P表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

197

F1

2.491,Y

F2

2.232Y

S1

1.636,Y

S2

1.751

（7）螺旋角系数Y

轴向重合度＝＝2.03Y＝1－＝0.797（8）

计算大小齿轮的

F

FS

[]

查课本由P图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

204



FE1

500MP



FE2

380MP

查课本由P图10-18得弯曲疲劳寿命系数

202

K=0.90

FN1

FN2

=0.93S=1.4

[]=K



FN1

FE1

0.90500321.43MP

a1.40.93380

252.43MP

a1.4F,并加以比较

FaSa[]

[]=K



FN2

FF2

计算大小齿轮的Y

YF2..4911.636Fa1Sa10.01268[]321.43

YF2.2321.751Fa2Sa20.01548[]252.43

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.①计算模数

m

21.68481.4331050.797cos2120.01548

mm1.5472mm

13021.71

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=72.91mm来计算应有的齿

数.

z=72.91cos12=27.77



取z=30

z=2.33×30=69.9

取z=70

②初算主要尺寸

a=(z

z)m12n2cos

计算中心距

=(3070)2=102.234mm

2cos12

将中心距圆整为103修正螺旋角

(=arccos

)m(3070)212narccos13.8622103

因值改变不多,故参数,k,Z等不必修正





分度圆直径

d=zm

302=61.34mm

1n

coscos12

d=zm

702=143.12mm

2n

coscos12

计算齿轮宽度

bd

172.9172.91mm

圆整后取

75mm

80mm

2.3

1.6

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

V带2.3

高速级齿轮

3.24

低速级齿轮

2.33

2.各轴转速n

(r/min)

626.09

4193.2

(r/mi

(r/min)

)82.9

82.9

Ⅳ

(r/min

3.各轴输入功率 P

（kw）3.12

（kw）2.90

（kw）2.70

(kw)2.57

Ⅳ

4.各轴输入转矩 T

(kN·m)47.58

(kN·m)143.5

(kN·m)311.3

Ⅳ

(kN·m)286.9

5.带轮主要参数

小轮直径大轮直径（mm）

（mm）

基准长度

中心距a（mm）（mm）

224

471

1400

带的根数z

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，转速n，转矩T

P=2.70KW

=82.93r/min

=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

=143.21

而

F=2T

2311.35t

143.21103

4348.16NF=F

tanr

cos4348.16tan20o

ncos13.861630.06No

F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力F，径向力F及轴向力F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,选取轴的材料为质处理,根据课本P

表153取361

112

A

3min

35.763mm3

45钢,调输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P

,为了使所选的

ⅠⅡ

343

表141,选取K1.5

TKT1.5311.35467.0275Nm

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22112

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d

40mm,故取d

ⅠⅡ

40mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器

与轴配合的毂孔长度为L84mm

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d端直径取挡圈直径

47mm

;左端用轴端挡圈定位,按轴

为了保

ⅡⅢ

D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度

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l

82mm

ⅠⅡ

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d

47mm

,由轴承

ⅡⅢ

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.

轴承代

号

050

59.2

62.4

066.60.58.

73.270.280.070.970.977.7

7010AC7210C7010C7309B7209AC7209B

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

dDB50mm80mm16mm,故d

d

50mm

;而

ⅦⅧ

16mm

ⅢⅣⅦⅧ

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h0.07d,取h3.5mm,因此d③

取安装齿轮处的轴段

58mm

57mm,

ⅣⅤ

;齿轮的右端与左轴承之间采

ⅥⅦ

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l轴肩定位,轴肩高3.5,取d

65mm

ⅥⅦ

72mm

.齿轮的左端采用

.轴环宽度b1.4h,取b=8mm.

ⅤⅥ

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l30mm,故取l⑤

取齿轮距箱体内壁之距离

50mm

ⅡⅢ

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

ⅦⅧ

Tsa(7572)(168163)mm43mm

(5082016248)mm62mm

ⅣⅤ

Lscal

ⅢⅣ

l

ⅤⅥ

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.

LL114.8mm60.8mm175.6mm

NH1

L60.83F4348.161506NLLt175.6

NH2

L114.8

2F4348.162843NLLt175.6

NV1

FDFLar32809N

LL

NV2

FF

NV2

1630809821N

MMM

172888.8NmmF

L809114.892873.2Nmm

V1NV1

F

NV2

L82160.849916.8Nmm

MM2M21728892928732196255Nmm

M179951Nmm

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.根据

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度



(T)2

1962552(1311.35)210.82



0.127465

前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得[]=60MP

1



〈[]

此轴合理安全

1

7.⑴.

精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面

B无需校核.从应力

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢ

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。

抗弯系数抗扭系数

W=0.1d=0.150=12500

=0.2d=0.250=25000

截面Ⅶ的右侧的弯矩M为截面Ⅳ上的扭矩T为

60.816

MM144609Nmm

160.8

=311.35Nm

截面上的弯曲应力

M144609

11.57MPabW12500

截面上的扭转应力



=T=31135012.45MPa

25000

轴的材料为45钢。调质处理。由课本P表15-1查得：

355



640MP



a1

275MP

T155MP

1

因r



2.00.04

50D581.16d50

经插入后得





2.0



=1.31

轴性系数为

q0.82





=0.85

=1+Kq



(1)=1.82



K=1+（-1）=1.26

q



所以







0.67





0.82

0.92

综合系数为：K=1.62



K=2.8



碳钢的特性系数

0.05～0.1



0.1～0.2



取0.1

取0.05

安全系数SS=



K

1

25.13





k

1



13.71

所以它是安全的





S2S2



10.5≥S=1.5

截面Ⅳ右侧抗弯系数

W=0.1d=0.150=12500

抗扭系数

=0.2d=0.250=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T为

=295

截面上的弯曲应力截面上的扭转应力

M13356010.68bW12500

=T=29493011.80K=K

12.8



3

25000K=K1













11.62



所以



0.67

综合系数为：K=2.8

K=1.62





碳钢的特性系数

取0.1



0.1～0.2

安全系数Sca





25.13K

a

1

a





1

k

13.71



a

t



S

ca

10.5≥S=1.5

S2

S2



8.键的设计和计算













0.82





0.92

0.05～0.1

取0.05



所以它是安全的

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=55

d=65

查表6-1取：键宽

b=16

b=20

②校和键联接的强度查表6-2得[]=110MP

工作长度

L2

b2

36-16=20

L3

b3

50-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度K=0.5 h=5

K=0.5 h=6

由式（6-1）得：



2T1032143.53p2

1000

2l2

5205552.20

2T1032311.351000

3l3

6306553.22h=10

h=12

＜[]

＜[p

]

=36

=50

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H7配合.

is6

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

6.3

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.A

对附件设计视孔盖和窥视孔

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：

名称符号

计算公式结果

箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺



0.025a38

10912



0.02a38

b1.5

bb1.5

b2.5

d0.036a12

查手册

d0.72d

=（0.5~0.6）

栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径

=（0.4~0.5）

=（0.3~0.4）

=（0.7~0.8）

，d，d至

查机械课程设计指导书表4

342218

外机壁距离

，d至凸

查机械课程设计指导书表4

2816

缘边缘距离外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶



（8~12）



>1.2

圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖，机座肋厚轴承端盖外径



>

m,m

m0.85,m0.85

m

m8.5

DD

+（5~5.5）120（1轴）125

（2轴）150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

SD

120（1轴）125（2轴）150（3轴）

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(1.5~2)

105mm.r/min，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+h

H=30

=34

所以H+h=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=9550p95502.64333.5

75.6

查课本P

表141,选取343

1.5

所以转矩

Tca

KaT3

1.5311.35467.0275Nm

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

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二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书