1、输入齿轮的各项参数：
Cf 8 - %
C_&tOt 齿数：tooths；模数：mn；压力角：angle；螺旋角：helix；变位系数：xn；齿高变动系数：teeth_change_modulus；
XX;%:?n l )eaIOyk 径向间隙系数：c_modulus；齿顶高系数：ha_modulus；齿宽：teeth_width；齿厚等于
http://www.ji-xie.net.cn齿槽宽的圆的直径：dse；
r!=V V!XZ je0 ?iovY 2、编辑齿轮关系式：见“软件下载”区；
v< 4X;4p^ 7}?z=LHb3 3、插入基准曲线（草绘）：
W # /Ol59 v: ZD}Q_ FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da, db, df, dse；完成后如下图：
B9 {DO 8XE0 p7 TMs\#
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e6/} M3B 一、 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
CF4y$aC# 1． 要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。
@J)vuGS 2． 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5年，运输带允许误差5%。
]5L3[A4Vu 3． 知条件：运输带卷筒转速 ，
[C#pMLp,~ 减速箱输出轴功率 马力，
|8rJqtf +& 二、 传动装置总体设计：
OuH]Y 70( 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
nhxl# 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。
6 <GWDO 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：
;bbEd' r JxT)bR 三、 选择电机
m]vr|:{6/ 1. 计算电机所需功率 ： 查手册第3页表1-7：
1A
*8Jnw －带传动效率：0.96
CbQ%[x9| －每对轴承传动效率：0.99
c }cboe2 －圆柱齿轮的传动效率：0.96
[O' p&j@ －联轴器的传动效率：0.993
sJv n#cS —卷筒的传动效率：0.96
su SIz 7:
说明：
[J#(k`@ －电机至工作机之间的传动装置的总效率：
_u!G 6 2HNS|GHb& M?`06jQD. 2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=2 4
#v<+G=r*O 二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 40所以电动机转速的可选范围是：
*l}
0x@ 2y,wN"qH* 符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
&kE|~i:=,9 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：
5sU nEHN 方案 电动机型号 额定功率 同步转速
)}8%Gs4C r/min 额定转速
%(6Wr E5F6 r/min 重量 总传动比
oPV"JGa/B4 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
_Fjv.VQ, 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
:
Dlk `? 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
<k1gc,* 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
`XP Tf#9j 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：
)c/BD C7g 4#uoPkLK 额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB
cm<3'#~Q? 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
ShP V!$0 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
k[m-"I%ZFX 总传动比：
}Q_i#e(S 分配传动比：取 则
P{ o/F 取 经计算
[d}1Cq= _ 注： 为带轮传动比， 为高速级传动比， 为低速级传动比。
bx > D 五 计算传动装置的运动和动力参数：
~ ]Jfg$' 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
3i1>EjML ——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
&~EOM 1. 各轴转速：
Zuf&maa S %qhaVM$] 4{=Em5`HbO 2各轴输入功率：
n_j[hA ^EZoP:x(oE 5Ml}m P?
n`n!qZ 3各轴输入转矩：
t!LvV.g+ UF
tTt`N2 Hl51R"8o h";sQ'us u/:@+rTV_ 运动和动力参数结果如下表：
d!cx %[ 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
TaH9Nu 输入 输出 输入 输出
(J;<&v}Gad 电动机轴 3.67 36.5 960
O #"O.GX< 1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
z!tHn# 2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68
O B:G5B` 3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
&%<G2x$ 4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
W=drp>Uj 六 设计V带和带轮：
hO8B]4=&* 1.设计V带
fsu'W]f ①确定V带型号
B s*s8}6 查课本 表13-6得： 则
\BA_PyS?W+ 根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5，选择A型V带，取 。
.+. Pc_fv 查课本第206页表13-7取 。
sE% n=Ww 为带传动的滑动率 。
>*&[bW'}? ②验算带速： 带速在 范围内，合适。
xYbF76B ③取V带基准长度 和中心距a：
% O-wMl 初步选取中心距a： ，取 。
q-H ]Hxv 由课本第195页式（13-2）得： 查课本第202页表13-2取 。由课本第206页式13-6计算实际中心距： 。
e>/PW&Z8Z ④验算小带轮包角 ：由课本第195页式13-1得： 。
^(y4]yZ ⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
pdM|dGq^ 查课本第203页表13-3由内插值法得 。
'(? @R5a Y) Z>Bi |dvcDx0|K EF=0.1
\|k U{d0 =1.37+0.1=1.38
SRMy#j- / wEr>[8S JP#m} W `#~@f!'; EF=0.08
!HFwQGP.Y (5SI! 1N `eA 0Z:`g! T
^uBMDYe 查课本第202页表13-2得 。
3=z'Ih` 查课本第204页表13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.009
vg<_U&N=-r =0.95+0.009=0.959
Bi]%bl>% &" =inkh + IMP< 7kO
1d{u6b H&I 0 \upd Z# 1Qj9 Fik*7!XQ8 则
~*&_zPTN 取 根。
8<xJmcTEwO ⑥求作用在带轮轴上的压力 ：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：
,^/;!ErR$ 作用在轴上压力：
MYu -[Hg 。
]:F]VRPT 七 齿轮的设计：
|
r2'B 1高速级大小齿轮的设计：
@qeI4io-n ①材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。
7 #Mi`W ②查课本第166页表11-7得： 。
*0Fn C2W1 查课本第165页表11-4得： 。
n {M!l\1 故 。
w(VH>t 查课本第168页表11-10C图得： 。
- iU7' 故 。
{R(q7AL R ③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 ，取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得：
L tc>@ 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取
o4d>c{p 则 取
[mX\Q`)QP 实际传动比：
Fm: Ri$iT 传动比误差： 。
yQ\c<z^e 齿宽： 取
yVS Jn>l! 高速级大齿轮： 高速级小齿轮：
$H?v ④验算轮齿弯曲强度：
_bW#*
Y5 查课本第167页表11-9得：
%ePInpb 按最小齿宽 计算：
J-=&B5"O> 所以安全。
! @|" 84 ⑤齿轮的圆周速度：
w}+jfO9 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
hD
sFsG 2低速级大小齿轮的设计：
:[! rj ①材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。
uV{cvq$jy 低速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。
znD0&CS9q ②查课本第166页表11-7得： 。
od$Cm5 查课本第165页表11-4得： 。
RxcX \: 故 。
l{6fR(d ? 查课本第168页表11-10C图得： 。
PE-Vx RN) 故 。
sOv:/' ③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 ，取齿宽系数
fAXF_wj 计算中心距： 由课本第165页式11-5得：
Ymx/N+Jl (|<}q-wO 取 则 取
.a?GC( 计算传动比误差： 合适
u`7\o~$ 齿宽： 则取
7N 7W0Ky 低速级大齿轮：
S9-FKjU 低速级小齿轮：
8KN0z< ④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
[WuN?H 按最小齿宽 计算：
_A1r6 安全。
bDRl}^a O6 ⑤齿轮的圆周速度：
#TXgV0\F 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
r3;?]r.}7 八 减速器机体结构尺寸如下：
5 !-'~ W 名称 符号 计算公式 结果
Dhv ^}m@ 箱座厚度
0"LJ{:plz L~=h?C< 10
,x&T8o/a 箱盖厚度
k,OP*M \'x. DVp 9
K8daSvc 箱盖凸缘厚度
274F+X OjFB_
N 12
H+6+ I53 箱座凸缘厚度
/5pVzv+rm On z@A" 15
ZuH@qq\ 箱座底凸缘厚度
?t46TV'G S8 .1%sw 25
7a\at)q/y 地脚螺钉直径
2Jm#3zFYz3 }}G`yfs}r M24
dv1Y2 [ 地脚螺钉数目
lp+Uo x 查手册 6
!5 9u z4 轴承旁联结螺栓直径
b9X "p*'p b"k1N9 M12
;2*hN ( 盖与座联结螺栓直径
g:8 k,1y5 =（0.5 0.6）
%=e^MN 1 M10
N3"O#C 轴承端盖螺钉直径
]O]6O%.ao =（0.4 0.5）
N z 1u:D] >{R+j4% rrz^LD 10
N.(wR 视孔盖螺钉直径
'A2^K5`3 =（0.3 0.4）
yzWVUqtXm 8
WstX>+?' 定位销直径
l d =（0.7 0.8）
K-<<s 8
dT?mMTKn+ ， ， 至外箱壁的距离
3'2>3Y/7Bb 查手册表11—2 34
+@G#Z3;l! 22
1# }}: 18
DsX+/)d ， 至凸缘边缘距离
[SJ3FZ< 查手册表11—2 28
~'lY Q [7 16
<!;NJLe` 外箱壁至轴承端面距离
%^pm~ck! = + +（5 10）
mM(Z8PA 9- 50
;T hn C>U 大齿轮顶圆与内箱壁距离
vL I'Z)\ >1.2
Xnc?oT+ 15
f 0M5^ 齿轮端面与内箱壁距离
:yxP3e%rp >
yd|ao\'= 10
<~z@G MQCf 箱盖，箱座肋厚
L5DeLF+ 1EiSxf 9
R/EpfYOX 8.5
'"C& d ia 轴承端盖外径
T0|hp7WM +（5 5.5）
d C>[[_ 120（1轴）
z#HNJAQ#| 125（2轴）
=[do([ A 150（3轴）
bt' lT 轴承旁联结螺栓距离
U2G[uDa; 9s4>hw@u 120（1轴）
,8@q2a/ 125（2轴）
=C#22xqQ. 150（3轴）
T3bYj|rh= 九 轴的设计：
rczwxWK 1高速轴设计：
j 4%\'xj: ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
VV-%AS6; ②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径 ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 所以查手册第9页表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
\ v2-}jU( 因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
W#9A6ir> 段装配轴承且 ，所以查手册62页表6-1取 。选用6009轴承。
4D)M_O L3=B+ +2=16+10+2=28。
F]GX;<` 段主要是定位轴承，取 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。
`D $ "K1u 装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
}Jo}K) >! 查手册51页表4-1得：
dnzZ\t>U 得：e=5.9＜6.25。
Ju-#F@38 段装配轴承所以 L6= L3=28。
@HQqHO&N 2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96
, 5&
Rra/ 作用在齿轮上的圆周力为：
s:xt 4< 径向力为
L_5o7~` 0 作用在轴1带轮上的外力：
XyYP!<].C 求垂直面的支反力：
ST1; i5
@{@DGc }6 To(* 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
\*mKctpz]6 LS/ZZAN u Pd+Wb3 求水平面的支承力：
7V%b!R} 由 得
?$@E}t8g\ N
,l#f6H7p
N
R^6]v`j; 求并绘制水平面弯矩图：
W~& QcSWqD byHXRA)39 >p29|TFbV 求F在支点产生的反力：
xzw2~(lo _iH:>2p 5R :gM_v?sy 求并绘制F力产生的弯矩图：
Ask~ T5eJIc3a" .2
}5Dc,eR F在a处产生的弯矩：
g$U7bCHG U ]Fnf?( 求合成弯矩图：
R:y u 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
RY}:&vW Dk m!WDXt (m() r0:@ 求危险截面当量弯矩：
Na.)!h_Kn' 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
QV8;c^EZ ejpSbVJ 计算危险截面处轴的直径：
A i~ d 因为材料选择 调质，查课本225页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：
B/K{sI 3uuB/8 因为 ，所以该轴是安全的。
]#\/1!W 3轴承寿命校核：
S[ y? > 轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取
`G2!{ 3UD 按最不利考虑，则有：
l (3\ek U! V4. }wz_Y 则 因此所该轴承符合要求。
"b0! h6$!H 4弯矩及轴的受力分析图如下：
2 W Wr./q ^}4ysw 5键的设计与校核:
n m`}Z'&) 根据 ，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于 在 范围内，故 轴段上采用键 ： ,
J %P{/ nR
采用A型普通键:
L[Y|K%;~ 键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得 查课本155页表10-10 所选键为：
`7Dj}vVu 中间轴的设计：
&!? qSi~V ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
=UV=F/Af^ ②根据课本第230页式14-2得：
71G00@&w9D 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取 ，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
:Oc&{z?q 装配低速级小齿轮，且 取 ，L2=128，因为要比齿轮孔长度少 。
jO5We mqf 段主要是定位高速级大齿轮，所以取 ，L3= =10。
*h ~(LH"tN 装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。
|"Fm< 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取 ，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
`$>cQwB,D ③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94
pJ_>^i= 作用在2、3齿轮上的圆周力：
wb6$ R};? N
ZIJTGa}B
q 径向力：
GI/4<J\ [zhcb+^5l .KxE>lJbqM 求垂直面的支反力
fVxRK\a\\ l` vr({A C/!8NV1:4 计算垂直弯矩：
lPn&,\9@~ (=w ff5U M5l*D'GE] 求水平面的支承力：
*Bx' g|
u &: Sb$+z jIL$h qo 计算、绘制水平面弯矩图：
;aUI3n% v QL)I 6 WEu(}= 求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
,E8~^\HV k?'PC V 9Jp "E5Ql) 求危险截面当量弯矩：
uT{.\qHo 从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
Gq^#.o] KDy:A>_ G" V r<ypyC 计算危险截面处轴的直径：
ZUUf n~ORc n-n截面:
?mW;%d~] m-m截面:
qYR+qSAJP 由于 ，所以该轴是安全的。
!FR1yO'd > 轴承寿命校核：
k<\] ={ |= 轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取
>jBnNA@ Jul xF jC Z|a\rNv 则 ，轴承使用寿命在 年范围内，因此所该轴承符合要求。
&<%U7?{~ ④弯矩及轴的受力分析图如下：
g6 3?(+Fz ⑤键的设计与校核：
-}r(75C 已知 参考教材表10-11，由于 所以取
1w|V'e?kb 因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得
"ktC1y1 L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70
Ue 0Q| h 根据挤压强度条件，键的校核为：
O" x/O#66 {T[/B"QZG 所以所选键为:
\ l8$1p 从动轴的设计：
\^% 5! ⑴确定各轴段直径
9=Rj9% ①计算最小轴段直径。
\ |9KOulr 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：
r.;(Kx/M 考虑到该轴段上开有键槽，因此取
IWcYa. =tZ 查手册9页表1-16圆整成标准值，取
me`( J y< ②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径 。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取 。
g_w4}!|
③设计轴段 ，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取 ，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215: 。
jZ>'q/ ④设计轴段 ，考虑到挡油环轴向定位，故取
J#y?^Qm$)< ⑤设计另一端轴颈 ，取 ，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。
5-pz/%, ⑥ 轮装拆方便，设计轴头 ，取 ，查手册9页表1-16取 。
O[fgn;@| ⑦设计轴环 及宽度b
DeTZl+qm1E 使齿轮轴向定位，故取 取
U%na^Wu ,
84*Fal~Som ⑵确定各轴段长度。
Epm=&6 zf 有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).
v`$9;9 g$ *V A} s 因为 ,所以
]=g |e 轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短
'E,Bl]8C5 __V6TDehJ$ 其它各轴段长度由结构决定。
x 1"ikp} （4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
GX
lFS#` 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
S
Yvif gp 作用在齿轮上的圆周力：
*ad"3> :1wMGk 径向力：
B1A5b=6G< -zVa[ & 求垂直面的支反力：
2;`"B|-T U <
p kg 0R2 AhA# 计算垂直弯矩：
3rZ" T 1XO *yZF .m
g ~@0p7]Y 求水平面的支承力。
TPds )osZT D4r5wc% 'go jP 计算、绘制水平面弯矩图。
FZ/l
T-" <nj [=C4v Sn/~R|3XA7 求F在支点产生的反力
$E4W{ad2jW QW f)5S h tn2` 求F力产生的弯矩图。
^ F~e?^s `B6{y9J6 AAdRuO{l1 F在a处产生的弯矩：
^[CD- # fwRlqfi 求合成弯矩图。
+2w54X%?M 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
?8(`tS(_? >{4pEy 求危险截面当量弯矩。
c+G: bb%p 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
|7/B20 .VmI4V?}h 计算危险截面处轴的直径。
"=<l Pi 因为材料选择 调质，查课本225页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：
!o4xI? xM ;gF2 考虑到键槽的影响，取
h{sW $WA 因为 ，所以该轴是安全的。
%~ecrQ; （5）．轴承寿命校核。
q'2P G@ 轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取
tT yu, %/m 按最不利考虑，则有：
&u"*vG (U[ 则 ,
.tN)H1.:B 该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
B:z -?u#B （6）弯矩及轴的受力分析图如下：
ok\+$+ $ju （7）键的设计与校核：
"\BP+AF 因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
J5Fg ]O* 因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为:
9rao&\eH 装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
#s#z@F 因为L6=122初选键长为100,校核
MQY1he2M 所以所选键为: .
Bd O$ 十 高速轴大齿轮的设计
L238 l 因 采用腹板式结构
(4 {49b 代号 结构尺寸和计算公式 结果
9v
cUo?/ 轮毂处直径
.3|9 ~] Ti3BlWQH 72
bOck^1Hk y 轮毂轴向长度
ITc/aX sD{b0mZT 84
o@LjSQ5! 倒角尺寸
N`Bt|#R "}SER C7 1
4rM77Uw> 齿根圆处的厚度
% C
3jxt }7=a,1T 10
XFu@XUk!K 腹板最大直径
`8dE8:# Y N^
D/}n 321.25
fSqbGoIQ 板孔直径
M+hc,;6 oLr"8R\d>t 62.5
YRp\#pVnZ 腹板厚度
M@'V4oUz \aZ(@eF@@Q 25.2
R\.huOJh 电动机带轮的设计
Bd
NuhV`0 rIb[gm)Rk 代号 结构尺寸和计算公式 结果
z)VIbEy @i{JqHU" 手册157页 38mm
9)l_(*F @eT sS%f2 "{x~j \< 68.4mm
Tc88U8Gc ,\IqKRcYU >|Jw ,,uf 取60mm
:x {Q 4{vd6T}V! m@O\Bi}=} 81mm
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HaheU %C3cdy_c 74.7mm
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]~qN <x tl)}Be+Dt; 87^
4", 5mm
1!f'nS 十一.联轴器的选择：
,oG"wgf 计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。
+
kF[Oh# 十二润滑方式的确定：
Wl#^Eu\g1W 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。
Z>,X$ Y6< 十三.其他有关数据见装
