二级齿轮减速器课程设计

2轴(中间轴) n1480rpmn2150rpmn365.22rpmP17.17kwP26.88kwP36.61kw P2P1237.170.990.976.88kwn480n21150rpmi123.206P6.88T2955029550n2150 438.03Nm 高速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮 低速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线直齿轮 面接触率为70%。 T19.55106P7.1719.55106n1480 142653Nmm 四、各级传动零件的设计计算 z123,z2i1z13.2062375 传动比误差 iu1、 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 3.2613.206i100%1.59%5% 3.2061、初步设计齿轮传允许 动的主要尺寸

z2753.261 z123 非对称布置，d=0.6（表9.16） 初定螺旋角12 使用系数KA 表9.11查得KA=1.0 动载荷系数KV 估计齿轮圆周速度1.6m/s - 2 -

(1)计算小齿轮传递的转距 查得（图9.44）KV=1.08 齿向载荷分布系数KF 预估齿宽b=40mm，由表9.13查得KH=1.17，初取b/h=6，再由图9.46查得KF=1.13 齿间载荷分配系数KF 由表9.12查得KH=KF=1.4 载荷系数K K=KAKVKFKF (2)确定齿数 取 z123z275 （3）初选齿宽系数=1.01.081.41.131.708 d (4) 初选螺旋角 (5) 载荷系数K 当量齿数 zv1z12324.58 cos3cos310z27578 33coscos12zv2由图9.53查得：YFa1=2.65，YFa2=2.23 由图9.54查得：YSa1=1.58，YSa2=1.754 端面重合度近似为 111.883.2zzcos1221111.883.2cos121.662375tan20tann20.41 arctanarctantcoscos12 tancostbarctanarctantan10cos20.4111.27  则重合度系数为 YFa(6) 齿形系数和 - 3 -

应力修正系数YSa (7) 重合度系数Y Y0.250.250.75cos2b2 0.75cos11.270.6841.66 轴向重合度 bsindz1tanmn0.623tan120.9312Y110.930.907 120120 安全系数由表9.15查得SF1.25（按1%失效概率考虑） 小齿轮应力循环次数 N60nkt604801103652811h1.68109大齿轮应力循环次数 N11.68109N20.423109 u3.261由图9.59查得寿命系数 (8) 螺旋角系数Yβ (9) 许用弯曲应力

YN10.89，YN20.92 实验齿轮应力修正系数YST2.0， 由图9.60预取尺寸系数YX1 许用弯曲应力 FP1FlimYN1YSTYXSF712MPaFP2FlimYN2YSTYXSF736MPa - 4 -

(10) 计算模数 (11)初算主要尺寸

=0.005881 FP1 YFa2YSa2=0.005314 FP2 YFa1YSa1YFa2YSa2比较与， FP1FP2 YFaYSaYFa1YSa1取==0.005881 FPFP1 32KT2YFaYSamnYYcos21.761mm 2dz1FP 按标准取 mn2 初算中心距 mn(z1z2)2(2375)a100.18100mm 2cos2cos12 修正螺旋角 mnz1z2arccos 2a 22375 arccos11.4783412100 分度圆直径 mnz1223d146.939mm coscos11.478341 mnz2275d2153.061mm 按标准取 YFa1YSa1coscos11.478341mn2 齿宽 bdd10.646.93928.16mm 取，b134mm，b229mm - 5 -

、 b29齿宽系数d20.618 d146.939 圆周速度 a100mm11.478341d146.939mm v d1n16000046.939480600001.179m/s d2153.061mmb28.16mm (12) 验算载荷系数 2、校核齿面接触疲劳强度 （1）确定载荷系数

载荷系数：KA1.0，KV=1.08，KH=1.4， KH1.17 K=KAKVKHKH =1.01.081.41.171.769 不变 又KA1.0和KHKF1.1不变，则取 K=1.34也不变 b134mm 故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。 b229mm 载荷系数：KA=1.0，KV=1.02，KH=1.1， KH=1.17 K=KAKVKHKH =1.01.081.41.171.769 材料弹性系数ZE， 由表9.14查得ZE=189.8MPa 节点区域系数ZH，由图9.48查得ZH=2.46 重合度系数Z，由图9.49查得Z=0.775 螺旋角系数Z Zcoscos11.4783410.9899 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 - 6 -

K Hlim1Hlim21500MPa 寿命系数ZN，由图9.56查得ZN10.88，ZN20.90 工作硬化系数ZW1 尺寸系数ZX，由图9.57查得ZX1 安全系数SH，由表9.15查得SH1.05 则许用接触应力 （2）确定各系数 HP1HlimZN1ZWZXSH15000.88111257.14MPa1.05(1) 许用接触应力

HP2HlimZN2ZWZXSH 15000.9111285.71MPa1.05取HPHP11257.14MPa HZEZHZZKFtu1bd1u 189.82.460.7750.98991.76921426533.261129241469393.2611146.1MPaHP1257.14MPa（其中，Ft分度圆直径 2T1） d1d1mnz122346.94mmcoscos11.478mnz2153.06mm cos， 取 d2HP1257.14MPa 标准中心距a100mm - 7 -

(2) 校核齿面接触强度 3、计算几何尺寸 da1d12hanmn46.9421250.94mm da2d22hanmn153.06212157.06mm 齿根圆直径 df1d12hafmn41.94 df2d22hafmn148.06 齿宽 b141mm,b236mm 选材为20CrMoTi，齿面渗碳淬火，齿面硬度为 58~62HRC； z135,z2ilz12.3063581传动比 误差 d146.94mm齿顶圆直径 iuz2812.3143 z135d2153.06mma12100mmi允许 2.31432.290100%1.06%5%2.29020 da150.94mmda2157.06mmdf141.94mmdf2148.06mm 齿数 初选齿宽系数d=0.6 使用系数KA 表9.11查得KA=0.7m/s. 动载荷系数KV 估计齿轮圆周速度v=1m/s 2、低速级直齿圆柱由图9.44查得KV=1.02 齿轮设计计算 1、初步设计齿轮传KH=KF=1.2 ，KH=1.17 所以z135 动的主要尺寸 z281(1) 确定齿数 KF=1.13

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K=KAKVKFKF =1.01.021.21.131.383 YFa1=2. 475，YFa2=2.22YSa1，YSa2=1.77 重合度为 1.883.2(1) 初选齿宽系数d (3) 载荷系数K (4) 齿形系数11z1z2 111.883.21.7493581t20,b0 Y0.250.750.250.750.679 1.749Y1 安全系数由表9.15查得SF1.25（按1%失效概率考虑 ） N160n2kth6015010236585.2610N28 YFa和N10.0227108 u由图9.59查得寿命系数 应力修正系数YSa (5) 重合度系数

YN10.92，YN20.93 由图9.60预取尺寸系数YX1 Y FP1FlimYN1YSTYXSF5000.9221736MPa1.25FP2FlimYN2YSTYXSF 5000.9221744MPa1.25 Y0.679 - 9 -

(6) 弯曲许用应力 (7) 计算模数 (8) 初算主要尺寸

YFa1YSa1FP12.4751.650.00555 =736=YFa2YSa2FPmn322.221.770.00528 74432KT2YFaYSaY2dz1FP213884335700.005550.679120.6351.832mm取整mn2.5 a3(3581)/2145d1mnz187.5,d2mnz2202.5bdd10.687.552.5b253,b158 dvb20.606b1d1n2600000.3m/s87.565.2260000 查的Kv=1.02不变，b/h=9.42,查的KF=1.13不变，无需校核齿面强度。 齿向载荷分布系数KF 预估齿宽b=40mm，由表9.13查得，初取b/h=6，再由图9.46查得 齿间载荷分配系数KF1.2,，由表9.12查得KH=KF=1.4 载荷系数K K=KAKVKFKF =1.01.021.171.21.432 由图9.53查得： - 10 -

按标准 取m=2.5mm 、、 取 b158mmb253mm (9) 验算载荷系数 实验齿轮应力修正系数YST2.0， 2、校核齿面接触疲许用弯曲应力 劳强度 YFa1YSa1YFa2YSa2与， (1) 确定载荷系数K 比较FP1FP2 YFaYSaYFa1YSa1取==0.005414 FPFP1 取 m=2.5 初算中心距 m(z1z2)2.5(3585) a23150mm 22 分度圆直径d1mz 2.53587.5mm1 d2mz22.581202.5mm 齿宽bdd10.687.552.5mm 取： b158mm,b253mm b253齿宽系数d0.606 d187.5 可查得各载荷系数均不变，故无需校核大小齿 轮齿根弯曲疲劳强度 (2) 确定各系数 载荷系数：KA=1.0，KV=1.02，KH=1.17， KH=1.2 K=KAKVKHKH =1.01.021.171.21.432 小齿轮应力循环次数 大齿轮应力循环次数

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(3) 许用接触应力

由表9.14查得ZE=189.8MPa 节点区域系数ZH，由图9.48查得ZH=2.5 重合度系数Z，由图9.49查得Z=0.875 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 Hlim1Hlim21500MPa 寿命系数ZN，由图9.56查得ZN10.9， ZN20.92 工作硬化系数ZW1 尺寸系数ZX，由图9.57查得ZX1 安全系数SH，由表9.15查得SH1.05 则许用接触应力 HlimZN1ZWZXHP1 SH 15000.911 1258.71MPa1.05 HlimZN2ZWZXHP2 SH 15000.9211 1314.28MPa1.05 取HPHP21258.71MPa KFtu1 HZEZHZbd1u 189.82.50.7 1.43222612982.31431 43570 25387.52.3143 769.8MPaHP1285.71MPa 材料弹性系数ZE， - 12 -

(4) 校核齿面接触强度 3、计算几何尺寸

，d1mz12.53587.5mm d2mz2202.5mm 标准中心距 12.5a23z1z2m3581 22 145mm 啮合角20 齿顶圆直径 da1d12ha1m87.5212.592.5mm da2d22ha2m202.5212.5 207.5mm 齿根圆直径 df1d12hacm 87.5210.252.581.25mm df2d22hacm 202.5210.252.5196.25mm 齿宽 分度圆直径 b158mm,b253mm 选择轴材料为45钢、调质处理，硬度为217~255HBS。由表19.1查得对称循环弯曲 许用应力1180MPa。 d187.5mmd2202.5mma12145mm20 da192.5mmda2207.5mmdf181.25mm 据式19.3取0，由表19.3选参数A=110，df2196.25mm得： 3d1,minAP1110n137.1727.09mm 480 因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加4%～5%，取轴的直径为32mm - 13 -

五、轴的设计 1、轴Ⅰ的设计 (1)、选材 (2)、轴的结构

向结构。轴端倒角为245，按规定确定轴肩 的圆角的半径，右轴颈留有砂轮越程槽。 选择轴材料为45钢、调质处理，硬度为 217~255HBS。由表19.1查得对称循环弯曲 许用应力1180MPa。据式19.3取 0，由表19.3选参数A=110，得： 33 P26.61d2,minA11039.37mm n2150 根据轴承的规格，故取轴的直径为40mm 采用阶梯轴，轴2的轴径，从左到右的轴径： 40，46， 43，46，40 根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖等零件的装配 方向、顺序和相互关系，周上零件的布置方案 如下： 根据轴的受力，选取深沟球轴承6008 GB/T276， 其尺寸dDB为40mm68mm15mm， 与其配合轴段的轴径为40mm，右端轴承采用轴 肩定位，由手册确定轴肩处的直径为46mm，配 合段长度20mm，左端采用轴套作轴向定位。 从左至右（两个齿轮）。斜齿轮取安装段直径 46mm，配合为H7/r6，轴段长应比齿轮宽略短， 取27mm，为了便于装配，端部采用锥面导向结 构。直齿轮取安装段直径43mm，配合为H7/r6， 根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置方案如下： 根据轴的受力，选取深沟球轴承6008 GB/T276，其尺寸dDB为40mm68mm15mm，与其配合轴段的轴径为40mm，与其配合轴段的轴径为40mm，右端轴承采用轴肩定位，由手册确定轴肩处的直径为45mm，配合段长度17mm，左端采用轴套作轴向定位,平键尺寸为GB/T1096 10mm×8mm×30mm。采用阶梯轴，各从右自左轴径：32，35，40，45，50，45，40 使用齿轮轴，为了便于装配，端部采用锥面导- 14 -

2、轴Ⅱ的设计

GB/T1096,14mm9mm25mm，取轴端倒 角为1.545，按规定确定各轴肩的圆角半径， 键槽位于同一轴线上，按弯扭合成校核轴的强 度，合格。 选择轴材料为45钢、调质处理，硬度为 217~255HBS。由表19.1查得对称循环弯曲 许用应力1180MPa。据式19.3取 0，由表19.3选参数A=110，得： 33 P36.61d3,minA11051.29mm n365.22 因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径 增加4%～5%，取轴的直径为55mm. 采用阶梯轴，轴3的轴径，从左到右的轴径： 60，63，72，65，60，58，55。 根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件 的装配方向、顺序和相互关系，周上零件的布 置方案如下： 根据轴的受力和轴上零件的装配，选取深沟球 轴承6212 GB/T276，其尺寸dDB为 60mm110mm22mm，与其配合轴段的轴 径为60mm，左端轴承采用轴肩定位，由手册确 定轴肩处的直径为72mm，配合段长度20mm，右 端采用轴套作轴向定位。 取齿轮安装段直径64mm，配合为H7/r6，配合 段长应比齿轮宽略短，取50mm，为了便于装配， 端部采用锥面导向结构。 用于周向定位大直齿轮采用的平键尺寸为 GB/T1096,18mm11mm36mm。最左端用 于连接联轴器的平键的尺寸为GB/T1096 16mm ×10mm×100mm。 取轴端倒角为245，按规定确定各轴肩的圆 角半径，键槽位于同一轴线上，按弯扭合成校 轴段长应比齿轮宽略短，取56mm，为了便于装配，端部采用锥面导向结构 用于周向定位大斜齿轮采用的平键尺寸为- 15 -

3轴Ⅲ的设计 六、轴的强度校核

1画轴空间受力图，将轴作用力分解为垂直面○ 受力和水平面受力，取集中力作用于齿轮和轴 承宽度的中点。 2轴上受力分析 ○ 齿轮圆周力： 2T32967880Ft9559N d12.581 齿轮径向力： FrFttann 3182tan203479N 齿轮轴向力： FaFrtan 3182tan201266N 3计算作用于轴上的支反力 ○ 其中， lAB154mm，lBC108mm，lAC46, d147.3mm 水平面内的支反力 46FHAFt3731.9N 146 FHBFtFXA5827.06N 垂直面内的支反力 d11FVA.8NFrlBCFa3103 lAB2 FVBFrFVA375.2N 4计算轴的弯矩、并画弯矩图 ○ 计算截面C处的弯矩 核轴的强度，合格。 校核第三轴： - 16 -

MHlACFHA212718.3NmmMV1lACFVA77417.4Nmm 分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求和成弯矩并画其弯矩图 M合MHMV1153834.2NmmT967000Nmm5画扭矩图(g)，见附录。 ○ 6校核轴的强度 ○22 七、轴承的校核

危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面，通常只要对该截面进行校核。必要时也要对危险截面进行校核。根据19.6式，取0.7，0，考虑到键槽影响， d1乘以0.94 cM1T32.13MPa1 0.1d322故安全。 （注：弯矩图、扭矩图附于表格后） 轴3上的轴承 深沟球轴承6212 GB/T276，其尺寸dDB为60mm110mm22mm,查的基本载荷动载荷Cr = 47.8kN,基本载荷静载荷 Cor = 32.8kN， Fa / Fr = 1266 / 3479 < e ,据表17.7选 X = 1 , Y = 0, P=X Fr + YFa = 3479N 其基本额定寿命 此减速器工作十年，所以轴承合格。 轴1和轴2上的轴承校核同上，经校核均合格。 1、轴径Ф32，选用的平键尺寸b×h=10×8,按表15.10，[σp]=110MPa, - 17 -

八、键的校核 、 九联轴器的选择 4T4142650[σp],dhl3210l得l16.2mm σp取l36mm符合 2、轴径Ф46，选用的平键尺寸b×h=14×9,按表15.10，[σp]=110MPa, 4T4438030[σp],dhl4614l得l24.7mm σp取l25mm符合 3、轴径Ф63，选用的平键尺寸b×h=18×11,按表15.10，[σp]=110MPa, 4T4967880[σp],dhl6318l 得l31mmσp取l50mm符合 由表18.1，联轴器的工作状况系数K = 1.3, 所以Tc = KT = 1.3×967.88 = 1258.24N.m, 选HL4型联轴器，用Y型，轴孔长度112mm，D = 195mm , S = 3mm,质量22 kg , 则根据联轴器选与其配合长度的轴110mm ，则选键长l = 90 mm符合条件，按轴径选用轴端挡圈直径D = 65mm ，螺栓紧固轴端挡圈取M8×25。 - 18 -

十、箱体及减速器附件说明：

箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。 箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。

当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。

箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。

减速器附件：

1)视孔和视孔盖

箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。 2)油标

采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均需观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。 3)油塞

在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。 4)吊钩、吊耳和吊环螺钉

为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起吊整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。 5)定位销

为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。

滚动轴承的外部密封装置：

为了防止外界灰尘、水分等进入轴承，为了防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。在此，我们用的是毡圈式密封。因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过4～5m/s的场合。

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附：弯矩图、扭矩图（轴Ⅰ）

具体参数见表格中“轴的设计”部分

ABCACBN.MMACN.MBMN.MMN.MT

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参考资料

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吴克坚等主编.机械设计.北京:高等教育出版社,2003

王之栎等主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,2003 龚桂义主编.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社,1990 龚桂义主编.机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,1989

十一、自我小结

至此，短学期的机械设计课程设计已经接近尾声。回顾这三周的学习生活，将我的学习心得总结如下。

课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过三周的课程使我在机械设计方面好好体验了一下。本次设计包含着诸如机械原理、机械设计、材料力学、互换性测量、CAD制图等众多学科的专业知识，在课程设计的过程当中，要求我们能够对以前学过的各门课的知识能够进行综合运用，并结合“机械设计课程设计”课程本身的要求，对设计对象进行设计。这对于我们初次进行课程设计的同学来说，在短短的三周之内要完成这样的一项任务，并非易事。

这次我们的设计题目是“二级展开式圆柱齿轮减速器”，我们是分组进行设计的，我们的数据是第三组，我们几个在分析题目要求过后，开始着手对零部件进行设计计算，主要是各级传动齿轮、轴、轴承、键、箱体等的设计计算。然后我们对齿轮，轴，轴承等一些重要零件的强度、刚度、稳定性进行了校核。随后我们根据自己算出来的尺寸

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开始画草图，草图绘制完成后，我们着手正图的绘制，正图足足用了五天时间。之后是用AutoCAD软件进行了齿轮零件图、轴零件图的绘制和编制成机械设计课程设计计算说明书。最后一个环节是参与答辩。至此，我的设计过程顺利完成。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中出现了一些问题，如在选择计算齿轮的有关量，我们算低速轴时还算顺利，第二根轴一开始我们选的模数过小，导致我们选轴承盖时发现轴承盖会一部分重叠，因为中心距不够，我们没有灰心，重新计算齿轮，选了轴承盖在设计进行当中遇到问题时大家一起讨论，讨论不出结果的我们请教老师，虽然五个人一组，可是大家都很认真，每个人的数据都不一样。，这次课程设计培养了我综合运用机械设计课程和其他相关课程的能力，我的各项专业理论知识也在这不断解决问题的过程中得到了提升，这门课程使我拥有了初步地综合各学科专业知识并加以应用以及进行简单机械设计的能力。而且在设计过程中还培养了我的团队合作能力，大家共同解决了许多个人无法解决的问题。这次课程设计让我得到了许多在专业课中无法学到的知识，也使我深刻认识到自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力扎实。

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