1、输入齿轮的各项参数：
CLV T5pj=' W)/f5[L 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；
qK#"uU8B ht ]n * 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；
L/-SWi d) FZ+2{wIV^ 2、编辑齿轮关系式：见“软件下载”区；
8Nyz{ T[ 'h'pM#D 3、插入基准曲线（草绘）：
SM
RKEPwp& Y,Z$U| U FRONT平面作为草绘平面，绘制4个圆，圆的直径分别设定为：da, db, df, dse；完成后如下图：
wzd(= *N 0|tyKP|J IE996
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X=)L$Kd7 一、 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
a6./;OC 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。
bO/r1W 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%。
m[2[9 bQ0 3． 知条件：运输带卷筒转速 ，
| |pOiR5 减速箱输出轴功率 马力，
qp6'n&^& 二、 传动装置总体设计：
e.DN,rhq I 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
wZ\9 3W-} 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。
XIb xi 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：
\EoE/2"< \:1$E[3v 三、 选择电机
bF_0',W 1. 计算电机所需功率 ： 查手册第3页表1-7：
"i/GzD7 `n －带传动效率：0.96
zx=eqN@!@ －每对轴承传动效率：0.99
Ew
PJ|Z^ －圆柱齿轮的传动效率：0.96
1
Vt,5o5 －联轴器的传动效率：0.993
1)
2-UT —卷筒的传动效率：0.96
\ 9V_[xD+ 说明：
p qpsa' －电机至工作机之间的传动装置的总效率：
|mn} wNUN] $A{$$ 8P '*rS, y 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
E.NfVeq 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：
UV}:3c6 ZX ineSo8| @ 符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
fcF | m5 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：
K\xM%O? 方案 电动机型号 额定功率 同步转速
r ^C(|Vx r/min 额定转速
%gFIu.c r/min 重量 总传动比
[j@ i^B & 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
1z&"V}y 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
JB' tc!!* 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
O]hUOc `k 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
( EWGX |QA 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：
O^-QqCZE ?r &~(<^z 额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB
ll$mRC 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
t/O^7)% 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
T|S-?X, 总传动比：
7i xG{yu 分配传动比：取 则
Ce<z[?u 取 经计算
v}t{* P 注： 为带轮传动比， 为高速级传动比， 为低速级传动比。
p7`9
d1n 五 计算传动装置的运动和动力参数：
Y]`=cR`/" 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
> _sSni ——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
@"fv[=Xb 1. 各轴转速：
s-WZ3g 8i73 iTg( _^b\#Jz4U3 2各轴输入功率：
ti9e(Jt!O &XC d2 r-EIoZ"P mMZ{W+"[f 3各轴输入转矩：
Hn)?
xw]x ['\R4H!x uQ[,^Ee&/ wj}LVyV iC iKr aW 运动和动力参数结果如下表：
_)Txg2?= 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
P(8Yz W 输入 输出 输入 输出
~s'}_5;VY 电动机轴 3.67 36.5 960
=*ErN 1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
_$IWr)8f 2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68
`fEzE\\!* 3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
Q!IqvmO 4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
yxpv;v:)= 六 设计V带和带轮：
dT 7f yn 1.设计V带
MNe/H\ ①确定V带型号
xV14Y9 查课本 表13-6得： 则
r]\[G6mE% 根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5，选择A型V带，取 。
"u~` ZV( 查课本第206页表13-7取 。
_UkBOJ:G$H 为带传动的滑动率 。
N @<-R<s^ ②验算带速： 带速在 范围内，合适。
#| g h ③取V带基准长度 和中心距a：
mGDc,C=5: 初步选取中心距a： ，取 。
[Nm?qY 由课本第195页式（13-2）得： 查课本第202页表13-2取 。由课本第206页式13-6计算实际中心距： 。
t d\gk ④验算小带轮包角 ：由课本第195页式13-1得： 。
~e[qh+ ⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
y7 #+VF`xf 查课本第203页表13-3由内插值法得 。
{_\dwe9 /[>_Ry, b }Im>n! EF=0.1
ShV_8F z =1.37+0.1=1.38
-t<1A8% F)eP55C6 h0~<(3zC z$m(@Q EF=0.08
M+ < SSi" p</t##]3ks 4`o KvL9 o(54 A[' 查课本第202页表13-2得 。
\+U;$.)3 查课本第204页表13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.009
9& ^5!R8 =0.95+0.009=0.959
IpzU=+h :f7!? ^;y> \A\?7#9\ y[j p)&N` >{Mv+ o\Fv~^ _M7|:* 则
}8" i~>>a 取 根。
(?,jnn ub ⑥求作用在带轮轴上的压力 ：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：
ircL/: 作用在轴上压力：
IR2Qc6+{ 。
TZ
n 2,N 七 齿轮的设计：
^e]O
>CJ 1高速级大小齿轮的设计：
Moi RAO ①材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。
Bmt8yR2 ②查课本第166页表11-7得： 。
?@MY +r_G 查课本第165页表11-4得： 。
X[w]aJnAr 故 。
k{X+Y6'ku 查课本第168页表11-10C图得： 。
J]S6%omp> 故 。
4J=6U&b ③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 ，取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得：
_M;{}!Gc&A 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取
@*6_Rp"@ 则 取
4UW)XLu6T7 实际传动比：
7bGt'gvv 传动比误差： 。
SV95 g @ 齿宽： 取
kMEXg zl 高速级大齿轮： 高速级小齿轮：
^ -~=U^2tC ④验算轮齿弯曲强度：
Ha ZV 7 查课本第167页表11-9得：
WyQ8}]1 b 按最小齿宽 计算：
jL 3
*m 所以安全。
K '"s9b8 ⑤齿轮的圆周速度：
2.{ <C.BK{ 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
w*@9:+ 2低速级大小齿轮的设计：
%M^Q{`
:5 ①材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为250HBS。
m\
qR myO 低速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为220HBS。
f<<$!]\ ②查课本第166页表11-7得： 。
p!Tac%D+k 查课本第165页表11-4得： 。
ojj
T 故 。
e+2lus,u6t 查课本第168页表11-10C图得： 。
:=q9ay 故 。
hOIg 7=v 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
=q"0GUei3 计算中心距： 由课本第165页式11-5得：
T
I
ZkN6 l9y %@7 取 则 取
slr>6o%W` 计算传动比误差： 合适
FO] f 4@
齿宽： 则取
y^{ 4}^u-^ 低速级大齿轮：
b*nI0/cbR. 低速级小齿轮：
%>O}bdSf ④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
#=m:>Q?%z 按最小齿宽 计算：
^ 6t" A 安全。
:}SR{}]yXs ⑤齿轮的圆周速度：
`C6,**`R$k 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
cZWW[i 八 减速器机体结构尺寸如下：
$x+ P)5) 名称 符号 计算公式 结果
r|3 u]rt 箱座厚度
iN@|08 mII8jyg*c 10
hSh^A5
/ 箱盖厚度
@ <'a0)n> l,b_'
m@ 9
dftX$TS 箱盖凸缘厚度
n 2F*a M&/e*Ta5 12
:}v:=c k 箱座凸缘厚度
OXoEA a 4 T/ ~erc 15
*Hh*!ePp 箱座底凸缘厚度
aJ ]t 1 ,z Bc-Cm 25
WCI'Kh
地脚螺钉直径
8Tc:TaL (i@(ZG]/ M24
sQT,@+JEr 地脚螺钉数目
D@iS#+22 查手册 6
SQw"mO 轴承旁联结螺栓直径
Z>'hNj)ju h{E9rc1, M12
`
-<S13 盖与座联结螺栓直径
iW? NxP =（0.5 0.6）
)YLZ"@ M10
O=Vj*G , 轴承端盖螺钉直径
`z cpaE.@ =（0.4 0.5）
mj2sbRiSR= wqXo]dX yv5 c0G.D 10
XToYtdt 2 视孔盖螺钉直径
Fi+ ,omB& =（0.3 0.4）
3 SOrM 8
[rhK2fr:i 定位销直径
??P> HVx =（0.7 0.8）
hN1{?PQ 8
7q^a@5f BG ， ， 至外箱壁的距离
.-p?skm =a 查手册表11—2 34
t\<*Q3rl- 22
)|S!k\^A 18
7I6& *I ， 至凸缘边缘距离
!z?:Y#P3 查手册表11—2 28
[#2 z=Xg 16
z#olKBs 外箱壁至轴承端面距离
3],[ 6%w = + +（5 10）
? ~~,?Uxw! 50
r P&.`m88n 大齿轮顶圆与内箱壁距离
\OF" hPq >1.2
0OVxx>p/x 15
ezk:XDi4 齿轮端面与内箱壁距离
4*+ )D8 >
9KZLlEk5O 10
> bSQ}kXe 箱盖，箱座肋厚
!iGZo2LV Pexg" 328 9
*U4eL- 8.5
S
5nri(m 轴承端盖外径
y8O<_VOO}" +（5 5.5）
("@ih]zYf 120（1轴）
qr7_3 125（2轴）
;KW }F| 150（3轴）
-B#>Jn#F 轴承旁联结螺栓距离
+P
9h%/Yk y+a]?`2 120（1轴）
v!? >90a 125（2轴）
0SWec7G 150（3轴）
ais"xm<V 九 轴的设计：
\RyW#[( 1高速轴设计：
Z6r_T ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
>I.X]<jI 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。
k7Xa|&fQP< 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。
2UjQ!g` 段装配轴承且 ，所以查手册62页表6-1取 。选用6009轴承。
Gcu?xG{ L3=B+ +2=16+10+2=28。
D7b]
;Nf\ 段主要是定位轴承，取 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。
<al/>7z'
O 装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
ZZ{:f+=?$ 查手册51页表4-1得：
"EC,#$e%ev 得：e=5.9＜6.25。
IG~d7rh" 段装配轴承所以 L6= L3=28。
FOd)zU*L2 2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96
c4n]#((%a 作用在齿轮上的圆周力为：
N;]"_" 径向力为
f\gN+4) 作用在轴1带轮上的外力：
41j x+
0\Z 求垂直面的支反力：
;?0k> E
h>qUa ~!a~ -:# 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
Zo|# ,AdE> ? Dk&5d^d 8DP] C9 求水平面的支承力：
Kr'5iFK7 由 得
o72G oUfs N
=h9&`iwiu N
ht%:e?@i 求并绘制水平面弯矩图：
zDO`w0N [1{uK&$e vEIDf { 求F在支点产生的反力：
;y"q uJ'O Ov=^}T4zl 9My
|G)M6 求并绘制F力产生的弯矩图：
48 `k"Uy t LZ4<wc qXJBLI G F在a处产生的弯矩：
{\+!@? 4:p+C- gs 求合成弯矩图：
VUaYK 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
.. xg4V/ Hqpw Q + 5:oW~
; 求危险截面当量弯矩：
?tLBEoUmKT 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
A\7qPfpG Td !7Rx
_ 计算危险截面处轴的直径：
<Prz>qL$ 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：
m:,S1V_jl q' %-8t 因为 ，所以该轴是安全的。
2# bpWk 9 3轴承寿命校核：
fYuz39#* 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
#PpmR _IX 按最不利考虑，则有：
xu _ : prx)Cfv 则 因此所该轴承符合要求。
w{1DwCLKq 4弯矩及轴的受力分析图如下：
xM3T7PV9 e-dpk^- 5键的设计与校核:
5P'<X p 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 ： ,
}x^q?;7xW 采用A型普通键:
;LM,<QJ 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：
WZ a ?Xb 中间轴的设计：
_S[@d^cY ①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
o0Y
{k8 ②根据课本第230页式14-2得：
A[F tPk{k 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。
BuE=(v2} 装配低速级小齿轮，且 取 ，L2=128，因为要比齿轮孔长度少 。
a.r+>44 M 段主要是定位高速级大齿轮，所以取 ，L3= =10。
'<.@a"DnJ 装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。
yrnIQu*U u 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。
n9}3>~ll ③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94
k/&~8l .$ 作用在2、3齿轮上的圆周力：
#&A)%Qb g N
Bg?f}nu7 径向力：
j~d<n_ Vu3;U kDAPT_Gid 求垂直面的支反力
nS8oSs_ tiI:yq0 Ov$_Phm: 计算垂直弯矩：
06FBI?;|= XANPI| a&3pPfC 求水平面的支承力：
' w^Md =@F1J7 SL9]$M mJn 计算、绘制水平面弯矩图：
#Ont1>T,G o/grM+_ dvWQ?1l_ 求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
@ pcmVsIp 'gDhi!h% gZI8 8Q 求危险截面当量弯矩：
&&/2oP+z 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 ）
%jgB;Y 3]=j!_yJf Fc{X$hh< 计算危险截面处轴的直径：
MCBZq\c n-n截面:
{s8v0~ m-m截面:
}pOem} 由于 ，所以该轴是安全的。
\t6k(5J 轴承寿命校核：
8J }gj7^8 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
yHY \4OHS MlDWK_y_& ?pS,?>J f 则 ，轴承使用寿命在 年范围内，因此所该轴承符合要求。
@+OX1-dd/w ④弯矩及轴的受力分析图如下：
n&? --9r ⑤键的设计与校核：
yMdE[/+3 已知 参考教材表10-11，由于 所以取
73b(A|kQ@ 因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得
\yIan< q L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70
$e
b x 根据挤压强度条件，键的校核为：
e}
=tUdDf MGt [zLF9 所以所选键为:
;}iV`)S 从动轴的设计：
?C%mwW3pc ⑴确定各轴段直径
z }>q/!q ①计算最小轴段直径。
=Oo=&vA.oc 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：
x4$#x70? 考虑到该轴段上开有键槽，因此取
P4&3jQ[o 查手册9页表1-16圆整成标准值，取
`Bw>0%. 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 。
8zDLX,M- 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: 。
ID /=YG@ ④设计轴段 ，考虑到挡油环轴向定位，故取
g j(|#n5C 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。
<OQn |zU\ ⑥ 轮装拆方便，设计轴头 ，取 ，查手册9页表1-16取 。
sqtMhUQ?>w ⑦设计轴环 及宽度b
2pKkg>/ S 使齿轮轴向定位，故取 取
cPFs K*w ,
7Nu.2q E ⑵确定各轴段长度。
5G
>{*K/ 有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).
g4Y1*`}2f ] LcCom:] 因为 ,所以
b0QC91
轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短
%\i
OX|F_ Q L 0 其它各轴段长度由结构决定。
{5% u G2g （4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
FTVV+9.l: 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
s7"NK" 作用在齿轮上的圆周力：
Pv- i. /2%6 46 径向力：
w"A.*8Iu ~ AqFLv/% 求垂直面的支反力：
i?{cB!7 z( 00"ei F(!9;O5J] 计算垂直弯矩：
J@ CKgE RgB5 '$x} .m
]0Y5 Z)3:z 求水平面的支承力。
GkOZ =ej ]~Y Y#I": l2Gtw*i_I 计算、绘制水平面弯矩图。
yYdow.b! S2;u!f aEL^N0\d 求F在支点产生的反力
Vx gP^* DlMT<ld `RF0%Vm~t 求F力产生的弯矩图。
?M<q95pL ~AvB5 {IB}g: F在a处产生的弯矩：
yi29+T7j4S TJ _<21a 求合成弯矩图。
8M<\?JD~_f 考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
qKSS 2f $ j
aU .hASj 求危险截面当量弯矩。
6Z}8"VJr { 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
o_i N(K :637MD>5lO 计算危险截面处轴的直径。
8 q}955Nl 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：
ij=_h_nA ;4MC/Q / 考虑到键槽的影响，取
A$ 7j B4 因为 ，所以该轴是安全的。
sB~ |V
< （5）．轴承寿命校核。
e+TSjm 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
9 I|D"zXn 按最不利考虑，则有：
|ee A>z"I 则 ,
M:5K4$>Kx 该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
`K%f"by （6）弯矩及轴的受力分析图如下：
*!m\%*y{ （7）键的设计与校核：
85}S 8\_ u 因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
K Y=$RO 因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为:
"hbCP4 装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
X21k7 Ls 因为L6=122初选键长为100,校核
"9^OT 所以所选键为: .
~LfFLC 十 高速轴大齿轮的设计
P9W!xvV`w 因 采用腹板式结构
K!<3|d 代号 结构尺寸和计算公式 结果
_ ;!$1lM[ 轮毂处直径
kgv29j?k ; Q2)CbHSz 72
~ VKuRli|m 轮毂轴向长度
|uIgZ|7[ "n, %Hh 84
W6A-/;S\ 倒角尺寸
Gf->N
`N CZzgPId%x 1
hWz/PK, 齿根圆处的厚度
JYK 4/gJ ~ p!=w#/ 10
d%~OEq1i" 腹板最大直径
O' ~>AC5{ A=f)ntH~ 321.25
W}iDT? Qi 板孔直径
7%sx ["%@ tt0 3 gU` 62.5
mb?r{WCi 腹板厚度
mD_sf_ 2> (^~0%1 25.2
sLOkLz"x 电动机带轮的设计
,{jF )NQaP aJzyEb 代号 结构尺寸和计算公式 结果
}? :T*CJ f{w[H S,z 手册157页 38mm
@#>YU #PGpB5vnaA ,7n8_pU 68.4mm
G e=|RAw3 XE `u 9TU B3x^ 取60mm
m5%E1k$= G2s2i2& 6E qir8RPW 81mm
aE2Yl C>* 1f|< 8=,?B h". 74.7mm
~ (-df> +ZJ1> n [l *;+N+ 10mm
YfUo=ku ``, q[| 1 #lH5|XQ 15mm
{ O_`eS A(1WQUu j ,aU8.
J_U 5mm
m +EtB6r 十一.联轴器的选择：
~0YRWM ; 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。
*EF`s~ 十二润滑方式的确定：
>l =;6QL 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。
ja%IGaH;s 十三.其他有关数据见装
