1、输入齿轮的各项参数：
,
\ |S BS 4d# w} 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；
vyP3]+ n y8'WR-; 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；
>KmOTM< { S# Tc{@e 2、编辑齿轮关系式：见“软件下载”区；
^E* W
B~ y Q-&+16^ 3、插入基准曲线（草绘）：
Mo\LFxx>4{ ZdJwy% 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：
;,![Lar5L W+-a@)sh3Q
YQ9@Dk0R
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G x
ci 一、 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
\ Y&* sfQ 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。
u[q1]] 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%。
o^hI\9 3． 知条件：运输带卷筒转速 ，
^m.QW* 减速箱输出轴功率 马力，
$_CE!_G&) 二、 传动装置总体设计：
dqMt6b\} 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
D 's'LspQ 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。
3e4; '5q; 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：
R("g ] PXqLK3AE 三、 选择电机
jX}}^ XwX 1. 计算电机所需功率 ： 查手册第3页表1-7：
.}n , －带传动效率：0.96
xdb9oH －每对轴承传动效率：0.99
,#3u. =IR[ －圆柱齿轮的传动效率：0.96
sVtx h] －联轴器的传动效率：0.993
\]ouQR.t@\ —卷筒的传动效率：0.96
P PSf8-MLW 说明：
EN />f=% －电机至工作机之间的传动装置的总效率：
):OGhW q ngJi;9X8*t "~j SG7h 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
_i{$5JJ+K2 二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 40所以电动机转速的可选范围是：
/nEt%YYh;x N BHS
符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
Rj 2N+59rg 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：
hT4 u;3xE 方案 电动机型号 额定功率 同步转速
|M]#D 0v r/min 额定转速
^Y z.,!B[ r/min 重量 总传动比
D-\WS^# 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
X Ds ) 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
iJ.P&T9 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
7 zo)t1H1 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
MDn+K#p 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：
H } w"4s Ylbh_ d~BU 额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB
V \Oe ] w 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
# RAez:BI 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
~wG.'d] 总传动比：
par| j ] 分配传动比：取 则
-;pZC}Nd3 取 经计算
GyI(1O AW 注： 为带轮传动比， 为高速级传动比， 为低速级传动比。
^DVj_&~ 五 计算传动装置的运动和动力参数：
7L~LpB 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
.2?tx OKh ——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
[<SM*fQ>t 1. 各轴转速：
d~+8ui{-U :K&> _/;k ;$gDp 2各轴输入功率：
n5CjwLgu\b ~Wy&xs Z H E^ua u=F rmpx8C Y" 3各轴输入转矩：
3GVE/GtU BG:l Zj'I '@enl]J cx%[hM09 ;% "YA 运动和动力参数结果如下表：
&atT7m 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
ZqKUz5M4 输入 输出 输入 输出
'Gwa[ |6i 电动机轴 3.67 36.5 960
)zw}+z3st 1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
XrR@cDNx{ 2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68
Eq$Q%'5*ua 3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
ly`p)6#R= 4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
tY$
.(2Ua 六 设计V带和带轮：
p&1IK8i" 1.设计V带
S%KY%hUt ①确定V带型号
yNp l0 d 查课本 表13-6得： 则
g-^Cf 根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5，选择A型V带，取 。
A*l(0`aWq 查课本第206页表13-7取 。
^]mwL)I} 为带传动的滑动率 。
H ': dLR ②验算带速： 带速在 范围内，合适。
VYw
vT0 ③取V带基准长度 和中心距a：
J
}izTI 初步选取中心距a： ，取 。
x`N _tWZ 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： 。
6GVj13Nr ④验算小带轮包角 ：由课本第195页式13-1得： 。
|k5uVhN ⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
zA+&V7bvy 查课本第203页表13-3由内插值法得 。
' k~'aZ Qx,?v|Xg 2`4'Y.Qf EF=0.1
ca>6r` =1.37+0.1=1.38
#PYTFB % Kj[X1X5 F@Bh>Vb O[+![[N2 EF=0.08
n 99 >oh ".+wz1 PMr
{BS Hbogi1!al| 查课本第202页表13-2得 。
RB1c!h$u 查课本第204页表13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.009
P;jl!o$ =0.95+0.009=0.959
dRg1 I=|{_ n"B"A ysz W]|;ZzZ=m G'c!82;,? w
<zO =\s(v-8 =x
"N 0p 则
[uOW\)` 取 根。
l'YpSO~l7
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：
6hKavzSi 作用在轴上压力：
iN%\wkx*N 。
V^Wo%e7#u[ 七 齿轮的设计：
1G/bqIMg63 1高速级大小齿轮的设计：
Qxj &IX 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。
EgIFi{q= 0 ②查课本第166页表11-7得： 。
-L7Q,"a $ 查课本第165页表11-4得： 。
fd >t9. 故 。
@D K,ka( 查课本第168页表11-10C图得： 。
w?kdM1T 故 。
31mY]Jve" 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：
ai "Kd=R 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取
Q7]:vs)% 则 取
!Dp4uE:Pq 实际传动比：
s]Z/0:` 传动比误差： 。
PQAN ,d 齿宽： 取
fx|$(D@9 高速级大齿轮： 高速级小齿轮：
MNip; S_j ④验算轮齿弯曲强度：
4&/u1u 0 查课本第167页表11-9得：
b\~rL,7( 按最小齿宽 计算：
_[h1SAJ 所以安全。
#tG/{R ⑤齿轮的圆周速度：
jTk !wm= 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
*=}$@O S 2低速级大小齿轮的设计：
?bbu^;2*f ①材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。
Y}(#kqh> 低速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。
'/
3. .3k ②查课本第166页表11-7得： 。
eG26m_S= 查课本第165页表11-4得： 。
Ty\&ARjb 8 故 。
'LIJpk3J 查课本第168页表11-10C图得： 。
j<!rc>)2+L 故 。
H@2JL.(k 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
[ >#?C*s 计算中心距： 由课本第165页式11-5得：
M vo i
M=n!tVlCV 取 则 取
$A6'YgK 计算传动比误差： 合适
g<oSTA w 齿宽： 则取
`/ ix[:}m^ 低速级大齿轮：
hX\XNiCiK8 低速级小齿轮：
EL 80f>K ④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
1R9hA7y&,/ 按最小齿宽 计算：
e#IED!U 安全。
l epR} ⑤齿轮的圆周速度：
f5zxy!dhKS 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
LKY4rY!|@d 八 减速器机体结构尺寸如下：
q{Hk 27kt 名称 符号 计算公式 结果
"XMTj <D 箱座厚度
nU%rSASu \p1H" A 10
$ 6atr-Pb 箱盖厚度
9ET2uDZpL *>rpcS<l 9
Y>Q9? >}Q 箱盖凸缘厚度
yd5r]6ej <||F$t 12
|{cdXbr 箱座凸缘厚度
Hk8:7"4Q bmna*!l ^M 15
i>r4R z! 箱座底凸缘厚度
9 a2Ga YFOK%7K 25
K,%H*1YKK 地脚螺钉直径
Wcn3\v6_ ~|@ aV:k M24
~ C6< 75 地脚螺钉数目
G+AD
&EHV 查手册 6
^CI.F.#X| 轴承旁联结螺栓直径
"cRc~4%K En A) Rz M12
&M=12>ah] 盖与座联结螺栓直径
g}|a- =（0.5 0.6）
6G7B&"& M10
=A9>Ej/ 轴承端盖螺钉直径
e{U`^ao`F8 =（0.4 0.5）
ST)l0c+Y> |M ` B Yi &;4vC 10
TbU\qcm]] 视孔盖螺钉直径
REB8_ H" =（0.3 0.4）
j[m\;3Sp 8
W"A Whi{h 定位销直径
KM< +9` =（0.7 0.8）
$&EZVZ{r 8
r ^_8y8 &l ， ， 至外箱壁的距离
IK(G%d Dw 查手册表11—2 34
{ o+aEMhM 22
_s (0P* 18
9c9-1iS ， 至凸缘边缘距离
;#78`x2 查手册表11—2 28
IJx dbuKg 16
>k* QkIyq 外箱壁至轴承端面距离
f[.RAHjk = + +（5 10）
468LVe?0 50
q`E6hm 大齿轮顶圆与内箱壁距离
,!F'h:
>1.2
Kl{2^ q> 15
FoWE< 齿轮端面与内箱壁距离
\K`AO{ D@ >
LPb4 3 10
/8Bh 箱盖，箱座肋厚
dP
T)& c~ l $_A 9
m@.4 Wrv 8.5
3ypB~bN w 轴承端盖外径
!w]!\H +（5 5.5）
#p&i H9c_ 120（1轴）
%bZ3^ ub}t 125（2轴）
s#&jE
GBug 150（3轴）
6S])IA&VJ 轴承旁联结螺栓距离
)J<Li!3 i pjl[ 120（1轴）
.^I,C!O# 125（2轴）
3Fo,F 150（3轴）
H&[ CSc 九 轴的设计：
TGdD7n&Ehh 1高速轴设计：
!-2nIY! ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
{Mp>+e@xx ②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径 ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 所以查手册第9页表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
K7M 7T5< 因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
lEQ 63) Z 段装配轴承且 ，所以查手册62页表6-1取 。选用6009轴承。
u Zz^>* b L3=B+ +2=16+10+2=28。
|q^e&M< 段主要是定位轴承，取 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。
}<uD[[FLB 装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
jMcCu$i7 查手册51页表4-1得：
[
8N1tZ{` 得：e=5.9＜6.25。
RQ y|W}d_ 段装配轴承所以 L6= L3=28。
o
]2=5;) 2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96
w:r 0> 作用在齿轮上的圆周力为：
L7G':oA_`p 径向力为
rs~RKTv- 作用在轴1带轮上的外力：
a N ). G1 求垂直面的支反力：
9Wb9g/L @NlnZfM u [Rs5hO 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
yb*SD! kMo;<Z ^> .?k h9z 求水平面的支承力：
szF[LRb 由 得
@Q !f^ N
$EN A$ N
?:s `}b 求并绘制水平面弯矩图：
LV0g *ng mdypZ 1f_ VHM ,W]
求F在支点产生的反力：
A{: a kK {K*l ,U #PVgx9T=_ 求并绘制F力产生的弯矩图：
- 86 9$ 09_3`K. * i:&Y{iPQp F在a处产生的弯矩：
8n?P'iM n/p M[gI 求合成弯矩图：
9 :!n'mn 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
t .j q]L ~uq J@#o{ W6K]jIQ 求危险截面当量弯矩：
Rr^<Q:#"<| 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
M)Y u^ wS%I. 计算危险截面处轴的直径：
x(h UQu 6 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：
2xni! *T+ qp"gD-,-o 因为 ，所以该轴是安全的。
U/&?r Y^| 3轴承寿命校核：
r*>XkM& M 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
#`:60#l 按最不利考虑，则有：
|LcN_ , }6 hnvn&{| 则 因此所该轴承符合要求。
+'= ^/! 4弯矩及轴的受力分析图如下：
_q) `Y:2 BpDf4)| 5键的设计与校核:
Z2PLm0%: 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 ： ,
ORv[Gkq_N) 采用A型普通键:
\qUmdN{FU 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：
s+yBxgQ/ 中间轴的设计：
=5oFutg` ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
!!o 69 ②根据课本第230页式14-2得：
{tu* ="d= 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。
w]"Y1J(i 装配低速级小齿轮，且 取 ，L2=128，因为要比齿轮孔长度少 。
$$A{|4,aI 段主要是定位高速级大齿轮，所以取 ，L3= =10。
}qc [ysDK] 装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。
"2'nLQ""q 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。
L
G,XhN ③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94
'|J-8" 作用在2、3齿轮上的圆周力：
A8e b{qv N
t<|=- 径向力：
mf,mKgfG y HCQY4/ T d4 /3k 求垂直面的支反力
lh7{2WQ {h&*H[Z z }&y>g0$@ 计算垂直弯矩：
\&2GLBKpe
5|r3i \ <Sm =,Sw 求水平面的支承力：
C( }9 ^^jF*)DT@ H3QAI sGS 计算、绘制水平面弯矩图：
@K4} cP MZn7gT0 'RQZU*8 求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
O *H: CW <H}"xp)j0 0w8Id
. , 求危险截面当量弯矩：
15iCJ p 从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
RNRMw ;cT .Z8 x!!Q* : n0(g B 计算危险截面处轴的直径：
aZ*b"3 n-n截面:
(66X m-m截面:
&^ =t%A%# 由于 ，所以该轴是安全的。
dvyE ._/v 轴承寿命校核：
V,|l&- 轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，查课本259页表16-9，10取 取
o7/_a/ ;l4rg!r(S ^zs CF0 则 ，轴承使用寿命在 年范围内，因此所该轴承符合要求。
EVgn^, ④弯矩及轴的受力分析图如下：
"! p#8jR^ ⑤键的设计与校核：
S &s7] 已知 参考教材表10-11，由于 所以取
=b N[TD 因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得
o$d; Y2K L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70
wE%v[q[*X 根据挤压强度条件，键的校核为：
)\`TZLR fR6ot#b 所以所选键为:
XLqS{r~? 从动轴的设计：
f:Nfw+/q ⑴确定各轴段直径
aNn < NW ①计算最小轴段直径。
(z ;=3S 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：
|oSyyDYWP
考虑到该轴段上开有键槽，因此取
ukS@8/eJ 查手册9页表1-16圆整成标准值，取
$'L(}gNv5 ②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径 。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取 。
7<IrN\@U ③设计轴段 ，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取 ，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215: 。
4mNL;O ④设计轴段 ，考虑到挡油环轴向定位，故取
S.t+HwVodO ⑤设计另一端轴颈 ，取 ，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。
[Gh T.
⑥ 轮装拆方便，设计轴头 ，取 ，查手册9页表1-16取 。
"h$A. S ⑦设计轴环 及宽度b
\{{B57/Isq 使齿轮轴向定位，故取 取
>AN`L`%2 ,
Y i7`iC ⑵确定各轴段长度。
tq<7BO<6 有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).
5SR 29Z[ !uO|1b 因为 ,所以
a3HT1!M) 轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短
uPR usG4!R d!G%n
* 其它各轴段长度由结构决定。
>W.Pg`'D （4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
pL-p 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
fcnbPO0M 作用在齿轮上的圆周力：
72~)bu w^G<]S {l 径向力：
}( op;7
G!XizhE 求垂直面的支反力：
'V 1QuSd 6D{|! i|r4 oIoJBn 计算垂直弯矩：
?*[t'D9f- `@ ?l{ .m
CN\s,. ] 求水平面的支承力。
n U$Lp` "F"G(ba^ mOGcv_L 计算、绘制水平面弯矩图。
JY9 Hqf Wj.)wr! i @+Cr7K, 求F在支点产生的反力
(yc$W9 f`/JY!u j{ ,dzbI{@ 6 求F力产生的弯矩图。
2x $\vL0 Zp-
Av8 ?ohLcz F在a处产生的弯矩：
{< jLfL1 A ;Z%-x 求合成弯矩图。
S U2`H7C* 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
;Jv)J3y ;\4}Hcg 求危险截面当量弯矩。
CM9+h;Zm 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
<|
Xf4. ,0lRs 计算危险截面处轴的直径。
N5%~~JRO 因为材料选择 调质，查课本225页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：
L!mQP 2$qeNy 考虑到键槽的影响，取
Q}\,7l 因为 ，所以该轴是安全的。
dr,j~ s （5）．轴承寿命校核。
dL 6sb;7R 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
r;upJbSX 按最不利考虑，则有：
qL A 则 ,
s:I^AL5 该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
t~sW]<qjp （6）弯矩及轴的受力分析图如下：
( 5_o H （7）键的设计与校核：
~ z32%k 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
CEqfsKrsxE 因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为:
ou,W |<% 装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
d@,q6R}!MP 因为L6=122初选键长为100,校核
aH'^`] '_= 所以所选键为: .
EU>@k{ Qt 十 高速轴大齿轮的设计
I?bL4u$\ 因 采用腹板式结构
clG3t
eC 代号 结构尺寸和计算公式 结果
rd%3eR?V 轮毂处直径
cX * PCt&66F
72
P,I3E?! j 轮毂轴向长度
P4R.~J ;8 iLv"ZqGrw 84
RD{jYr; 倒角尺寸
8 '`&f & _or$^.=' 1
z-krL: A 齿根圆处的厚度
xv4nYm9 .(1=iL_3e 10
yMX4 f 腹板最大直径
-cY /M~ z0g$+bhy 321.25
#?}Y~Oe 板孔直径
0v Qkm< "TN}=^A\F 62.5
M 80U s. 腹板厚度
R`TM@aaS: e|+uLbN&;c 25.2
&(Xp_3PO 电动机带轮的设计
-J? d f EMs $~CL4 代号 结构尺寸和计算公式 结果
Y*w< ~ m 6JK;]Ah 手册157页 38mm
aL#b8dCy' r10)1`[ G@,qO#5& 68.4mm
Pw$'TE} hDmVv;M: Ix 1ec^?f 取60mm
z^Oiwzo _ogT(uYyr $5il]D` 81mm
~POe 0!} H(?z?2b p '- W
p|A 74.7mm
g K#a C [ )o9CFhFB ~j F5%Gu 10mm
$2;YJjz( j
q1qj9KZ &w/aQs~ 15mm
m#%5 H b3Y9 0{A VH/S 5mm
Z~$& h 十一.联轴器的选择：
FUq@
dUv 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。
ps<JKHC/c 十二润滑方式的确定：
"8{u_+_B* 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。
3y 0`G8P'h 十三.其他有关数据见装
