目录
第一章设计任务书 (3)
1.1设计题目 (3)
1.2设计步骤 (3)
第二章传动装置总体设计方案 (3)
2.1传动方案 (3)
2.2该方案的优缺点 (3)
第三章电动机的选择 (4)
3.1选择电动机类型 (4)
3.2确定传动装置的效率 (4)
3.3选择电动机的容量 (4)
3.4确定电动机参数 (4)
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)
第四章计算传动装置运动学和动力学参数 (6)
4.1电动机输出参数 (6)
4.2高速轴Ⅰ的参数 (6)
4.3中间轴Ⅱ的参数 (6)
4.4低速轴Ⅲ的参数 (6)
4.5滚筒轴的参数 (7)
第五章减速器高速级齿轮传动设计计算 (8)
5.1选精度等级、材料及齿数 (8)
5.2按齿面接触疲劳强度设计 (8)
5.3确定传动尺寸 (10)
5.4校核齿根弯曲疲劳强度 (11)
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (11)
5.6齿轮参数和几何尺寸总结 (12)
第六章减速器低速级齿轮传动设计计算 (12)
6.1选精度等级、材料及齿数 (12)
6.2按齿面接触疲劳强度设计 (12)
6.3确定传动尺寸 (15)
6.4校核齿根弯曲疲劳强度 (15)
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (16)
6.6齿轮参数和几何尺寸总结 (16)
第七章轴的设计 (17)
7.1高速轴设计计算 (17)
7.2中间轴设计计算 (22)
7.3低速轴设计计算 (28)
第八章滚动轴承寿命校核 (34)
8.1高速轴上的轴承校核 (34)
8.2中间轴上的轴承校核 (35)
8.3低速轴上的轴承校核 (35)
第九章键联接设计计算 (36)
9.1高速轴与联轴器键连接校核 (36)
9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 (36)
9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 (37)
9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 (37)
9.5低速轴与联轴器键连接校核 (37)
第十章联轴器的选择 (38)
10.1高速轴上联轴器 (38)
10.2低速轴上联轴器 (38)
第十一章减速器的密封与润滑 (38)
11.1减速器的密封 (38)
11.2齿轮的润滑 (39)
第十二章减速器附件设计 (39)
12.1油面指示器 (39)
12.2通气器 (39)
12.3放油孔及放油螺塞 (39)
12.4窥视孔和视孔盖 (40)
12.5定位销 (40)
12.6启盖螺钉 (40)
12.7螺栓及螺钉 (41)
第十三章减速器箱体主要结构尺寸 (41)
第十四章设计小结 (42)
第十五章参考文献 (42)
第一章设计任务书
1.1设计题目
展开式二级直齿圆柱减速器，拉力F=4000N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.减速器内部传动设计计算
6.传动轴的设计
7.滚动轴承校核
8.键联接设计
9.联轴器设计
10.润滑密封设计
11.箱体结构设计
第二章传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。
2.2该方案的优缺点
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。
第三章电动机的选择
3.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
3.2确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
一对滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98
工作机效率：ηw=0.97
故传动装置的总效率
3.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
3.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
工作转速：
经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：8--40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8--40)×76.43=611--3057r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。
电机主要外形尺寸：
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
（2）分配传动装置传动比
高速级传动比
则低速级的传动比
减速器总传动比
第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数
功率：
转速：
扭矩：
4.2高速轴Ⅰ的参数
功率：
转速：
扭矩：
4.3中间轴Ⅱ的参数
功率：
转速：
扭矩：
4.4低速轴Ⅲ的参数
功率：
转速：
扭矩：
4.5滚筒轴的参数
功率：
转速：
扭矩：
运动和动力参数计算结果整理于下表:
第五章减速器高速级齿轮传动设计计算
5.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×4.95=149。
实际传动比i=4.967
（3）压力角α=20°。
5.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
，
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数：
，
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=546MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
齿宽b
2）计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.117
③齿轮的圆周力。
查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.436
实际载荷系数为
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
4）确定模数
，取 。
5.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
，圆整为（2）计算小、大齿轮的分度圆直径
（3）计算齿宽
取B1=65mm B2=60mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1） K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=60
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
，
， 查图得重合度系数Yε=0.673
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
、
由图查取弯曲疲劳系数：
， 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
注： ，
5.6齿轮参数和几何尺寸总结
第六章减速器低速级齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×3.81=115。
实际传动比i=3.833
（3）压力角α=20°。
6.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
，
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数：
，
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=549MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
齿宽b
2）计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.073
③齿轮的圆周力。
查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.455
实际载荷系数为
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
4）确定模数
，取 。
6.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
，圆整为（2）计算小、大齿轮的分度圆直径
（3）计算齿宽
取B1=95mm B2=90mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1） K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=90
齿形系数YFa和应力修正系数YSa：
查表得：
，
，
查图得重合度系数Yε=0.676
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
、
由图查取弯曲疲劳系数：
，
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
注： ， 6.6齿轮参数和几何尺寸总结
第七章轴的设计
7.1高速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=1440r/min；功率P=7.15kW；轴所传递的转矩T=47418.4N?mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度。
外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm
轴承端盖厚度e=10mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=10mm
各轴段直径的确定
d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=30mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm
d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208
d4：轴肩段，选择d4=45mm。
d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。
d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=45mm。
d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=40mm。
各轴段长度的确定
L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=65mm。
L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=30mm。
L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=115.5mm。
L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=65mm。
L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=8mm。
L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=30mm。
（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）
齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）
齿轮1所受的径向力
第一段轴中点到轴承中点距离La=114mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=169mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
在水平面内
轴承A处水平支承力：
轴承B处水平支承力：
在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
轴承B处垂直支承力：
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
d.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：
截面B在水平面上弯矩：
截面C在水平面上的弯矩：
截面D在水平面上的弯矩：
e.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：
截面B在垂直面上弯矩：
截面C在垂直面上的弯矩：
截面D在垂直面上弯矩：
合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：
截面B处合成弯矩：
截面C处合成弯矩：
截面D处合成弯矩：
转矩和扭矩图
截面A处当量弯矩：
截面B处当量弯矩：
截面C处当量弯矩：
截面D处当量弯矩：
e.画弯矩图弯矩图如图所示：