机械设计实习报告齿轮变速箱设计Word文档格式.docx
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P1=P2/η2/η4=4.15/0.97/0.98=4.37KW
P0=P1/η1=4.37/0.99=4.41KW
由《机械课程设计》p.11式（2-11）得各轴转矩：
T0=9550P0/n0=9550x4.41/1440=29.25N·
m
T1=9550P1/n1=9550x4.37/1440=28.98N·
T2=9550P2/n2=9550x4.15/300=132.11N·
T3=9550P3/n3=9550x4.03/300=128.29N·
T4=9550P4/n4=9550x3.67/125=280.39N·
T工作轴=9550P工作轴/n工作轴=9550x3.6/125=275.04N·
六、锥齿轮的设计
锥齿轮传动i2=2.4
由《机械设计基础》p.175表11-6，
取齿宽系数ΦR=0.25
采用硬齿面配合
取大小锥齿轮均为40Cr，表面淬火，
齿面硬度为48-55HRC
小齿轮记为轮3，大齿轮记为为轮4。
由《机械设计基础》p.116表11-1得
接触疲劳强度
工作情况为轻微振动，
由《机械设计基础》p.169表11-3得
载荷系数K=1.2
该减速器设定为一般可靠度
由《机械设计基础》p.171表11-5得
SHmin=1.0SFmin=1.25
[σH]=σHlim3/SH=1180MPa
[σF]=σFE3/SF=576MPa
取z3=20，z4=48则
sinδ1/sinδ2=2.4
所以
zv3=z3/≈22zv4=z4/≈125
由《机械设计基础》p.173图11-8，图11-9得
YFa=2.85YSa=1.57
U=i2=2.4
由《机械设计基础》p.181式（11-17）
m≥mm
得m≥2.27mm
将m值增大15%m≥2.61mm
取me=3mm
由《机械设计基础》p.70表4-5得：
分度圆直径d3=mez3=60mmd4=mez4=144mm
齿顶高ha=me=3mm
齿根高hf=1.2me=3.6mm
顶隙c=0.2me=0.6mm
齿顶圆直径
da3=d3+2mecosδ1=65.54mm
da4=d4+2mecosδ2=146.31mm
齿根圆直径
df3=d3-2.4mecosδ1=53.35mm
df4=d4-2.4mecosδ2=141.23mm
外锥距Re=78mm
齿宽b≤Re/3=26mm取b=25mm
由《机械设计基础》p.181式（11-14）得：
σH=ZEZH≤
由《机械设计基础》p.171表11-4得：
ZE=2.5ZH=189.8
Ft3=2T3/dm3=2T3/（d3-bsinδ1）=5092.4N
代入数据，满足要求，所以直齿锥齿轮设计可行。
对于圆锥齿轮副，圆周速度为：
v=πn3da3/60=1.03m/s
由《机械设计基础》p.168表11-2得
齿轮副按9级精度制造。
直齿圆锥齿轮参数表：
序号
名称
符号
参数大小
1
大端模数
me
3
2
传动比
i
齿数
z3,z4
z3=20,z4=48
4
分度圆锥角
δ1,δ2
δ1=δ2
5
分度圆直径
d3,d4
d3=60mmd4=144mm
6
齿顶高
ha
3mm
7
齿根高
hf
3.6mm
8
全齿高
h
6.6mm
9
顶隙
c
0.6mm
10
齿顶圆直径
da3,da4
da3=65.54mmda4=146.31mm
11
齿根圆直径
df3,df4
df3=53.35mmdf4=141.23mm
12
外锥距
Re
Re=78mm
13
齿宽
b
b=25mm
14
齿顶角
θa
15
齿根角
θf
16
根锥角
δf3,δf4
δf3=19,δf4=64
17
顶锥角
δa3,δa4
δa3=25,δa4=70
18
制造精度
——
9级
Pw=3.6KW
Pd=4.414KW
电动机型号
Y132S-4
i=11.52
Z3=20
Z4=48
i=2.4
me=3
9级精度
七、圆柱斜齿轮的设计
查《机械设计基础》p.166表11-1
取小齿轮材料40Cr表面淬火硬度为48-55HRC
大齿轮材料45钢表面淬火硬度为40-50HRC
取=15，传动比i=4.8
载荷系数K=1.2（同圆锥齿轮）
一般可靠度SHmin=1.0SFmin=1.25（同圆锥齿轮）
齿轮相对于轴承为对称布置
由《机械设计基础》p.175表11-6，可取齿宽系数d=0.9
小齿轮为齿轮1，大齿轮为齿轮2
接触疲劳强度σH1σH2=1140MPa
[σH]1=σHlim1/SH=1180MPa
[σF]1=σFE1/SF=576MPa
[σH]2=σHlim2/SH=1140MPa
[σF]2=σFE2/SF=552MPa
mn≥（《机械设计基础》p.178式11-11）
取z1=20，z2=96
zv1=z1/=20/=22.19
zv2=z2/=96/=106.52
传动比i=4.8
查表（同锥齿轮）
得YFa1=2.83,YFa2=2.2
YSa1=1.7,YSa2=1.83
对小齿轮进行弯曲强度计算
mn≥1.19
取mn=2
中心距a=mn（z1+z2）/（2cos）=120.09mm
取中心距a=120mm
由得
d1=mnz1/cos=41.38mm
d2=mnz2/cosβ=198.63mm
齿宽b=d1=37.242mm
可取b1=41mm,b2=37mm
验算齿面接触强度
σH=ZHZEZβ=534.74MPa<
[σH
（《机械设计基础》p.177式11-8）
其中ZH=2.5ZE=188.9Zβ=0.983
（《机械设计基础》表11-4）
所以满足要求。
对于圆柱斜齿轮副，圆周线速度为
v=πn1da1/60=3.12m/s
按9级精度制造。
圆柱斜齿轮参数表：
法面模数
mn
z1,z2
z1=20,z2=96
端面模数
mt
mt=mn/cosβ=2/cos14
螺旋角
β
d1，d2
d1=41.38mmd2=198.63mm
2mm
2.5mm
4.5mm
0.5mm
da1，da2
da1=45.38mmda2=202.63mm
df1，df2
df1=36.38mmdf2=193.63mm
b1,b2
b1=41mm,b2=37mm
中心距
a
120mm
mn=2
9级制造精度
对于输出轴齿轮
1、通常取主动轮为左旋，则输出轴齿轮为右旋；
2、径向变位系数x=0；
3、公法线长度Wn
对于斜齿轮，其公法线长度Wn在法面内测量，如若按《机械设计课程设计》p.181表19-10确定，则必须根据假想齿数z’查表。
z’=Kβz
由《机械设计课程设计》p.181得
总公法线长度
Wn=（W’+ΔW’）mn
查《机械设计课程设计》表19-10A可得
Kβ=1.104
所以z’=105.984
由《机械设计课程设计》表19-10得
W’=35.4200mm
跨测齿数K=12
Δz’=0.984由《机械设计课程设计》表19-10B得
ΔW’=0.0137mm
所以Wn=70.8674mm
公法线长度偏差
由《机械设计课程设计》p.179得
上偏差：
Ewms=Esscosαn-0.72Frsinαn
下偏差：
Ewmi=Esicosαn+0.72Frsinαn
查《机械设计课程设计》表19-9得
对于输出轴斜齿轮
Ess=-192,Esi=-320
所以可计算得
Ewms=-0.200Ewmi=-0.281
4、齿轮制造精度等级为9GJ（GB10095-88）
5、对于斜齿轮副，中心距为120mm
查《机械设计课程设计》p.179表19-6得
其极限偏差为对称偏差正负0.0435
6、输出轴齿轮公差组
由《机械设计课程设计》表19-3，表19-4可查得
公差组
检验项目代号
公差或极限偏差值
Ⅰ
Fr
0.0800
Fw
0.0710
Ⅱ
ff
0.0280
fpt
0.0320
Ⅲ
Fβ
输出轴齿轮的具体尺寸参数如下
由《机械设计课程设计》p.66表9-2可知，该齿轮采用腹板式，小批量生产，所以采用自由锻的方法加工。
d=42.5,mm
d1=1.6d=68mm
D0=0.5（D1+d1）
δ0=10mm
d0=0.25（D1-d1）=26.4075mm
c=0.3B=11.1mm
D1=df-2δ0
由上述公式可得出齿轮的具体每一尺寸的大小，然后再进行绘制零件图。
八、轴的估算：
据公式d≥C（《机械设计基础》p.245式（14-2））
可先粗略估算轴的最小尺寸
轴采用45号钢
C=110
1轴
n1=n0=1440r/min
d1≥C=15.93mm
有单键，d1≥15.93x（1+5%）=16.72mm
2轴
n2=n1/i1=1440/4.8=300r/min
d2≥C=26.41mm
有单键，d2≥26.41x（1+5%）=27.73mm
九、轴承的选择与校核
选取角接触球轴承（《机械设计基础》表16-2）
对于1轴上的滚动轴承，
选择7206AC，内径d=30mm，外径D=62mm，，正装。
d1n1≥25x1440=36000<
（1.5-2）105
所以该轴承采用脂润滑，
轴承端面至箱体内壁的距离Δ3=11mm，
小齿轮端面至箱体内壁距离Δ2=10mm，
由《机械设计基础》p.176式（11-7）对小齿轮分析：
外加轴向力
受力分析
如下图所示：
d1=41.38mmL=b1+2（Δ2+Δ3）=83mm
则
Fr1y+Fr2y=Fr
Fr1x=Fr2x=Ft/2=700.34N
在y平面内对左端求矩
-Fa1·
1轴最小直径
为16.72mm
2轴最小直径
为27.73mm
1轴选用
70206AC号
轴承
则Fr1y=356.23N
Fr2y=171.17N
Fr1==785.73N
Fr2==720.95N
由《机械设计基础》表16-12得
Fs=0.68·
Fr
由《机械设计基础》表16-11得
e=0.68
所以
Fs1=Fr1·
0.68=534.30N
Fs2=Fr2·
0.68=490.25N
因为
Fs2+FA=861.37N>
Fs1，
所以右端为压紧端，则
Fa1=861.37NFa2=490.25N
可知：
Fa1/Fr1>
e
P1=0.41·
785.73+0.87·
861.37=1071.54N
Fa2/Fr2=0.68=e
P2=Fr2=720.95N
所以应取用P1作为当量动载荷。
P=1071.54N
代入公式
（《机械设计基础》p.279式（16-3））
其中
n=1440r/minft=1fp=1.2C=16.8KN
——《机械设计基础》p.278,p.279
可得
LH=25813h
约为4.4年，每隔4年更换一次。
对于2轴上的轴承：
选用70208C，内径d=40mm，外径D=80mm，，正装。
d2n2≥35x1440=50400<
大齿轮端面至箱体内壁距离Δ2=12mm，
对大齿轮分析：
轴承符合要求。
大齿轮选用
70208AC轴承
受力分析如图所示d2=198.63mmL=83mm
Fr1+Fr2=Fr
Fr1x=Fr2x=Ft/2=665.11N
-Fa2·
则
Fr1y=171.29N
Fr2y=329.57N
Fr1==686.81N
Fr2==742.29N
Fs=0.68Fr
Fs1=Fr1x0.68=467.03N
Fs2=Fr2x0.68=504.76N
Fs2+FA=504.76+352.45=857.21>
Fa1=857.21NFa2=504.76N
e=0.68
Fr1+0.87Fa1=1027.36N
Fa2/Fr2=e
P2=Fr2=742.29N
所以应取用P1作为当量动载荷
P=1027.36N
代入公式
n=300r/minft=1fp=1.2C=25.8KN
LH=509184h远远满足要求
十、联轴器的选择
选择弹性柱销联轴器
取联轴器工作情况系数KA=1.5
对于1轴
TC1=KAT1=1.5x28.98=43.47N·
取HL1联轴器，则1轴直径选定为20mm
由《机械设计课程设计》p.164表17-4可得HL1联轴器参数：
公称扭矩：
160N·
许用转速：
7100r/min
轴孔直径：
d1=20mm,d2=22mm
轴孔长：
52mm
对于2轴
TC2=KAT2=1.5x132.11=198.17N·
取HL2联轴器，则2轴直径选定为28mm
HL2联轴器参数（《机械设计课程设计》p.164表17-4）：
315N·
5600r/min
d1=25mm,d2=28mm
62mm
十一、轴的设计与校核
对于1轴：
因为小齿轮的齿数为20，轴径与分度圆直径较为接近，所以1轴必须加工为齿轮轴。
如图所示。
则1轴材料改为与小齿轮相同的材料，为40Cr。
再对1轴进行估算，C=105（《机械设计基础》p.245式（14-2））
d0≥105x=15.20mm
与原来相差不大，所以仍可按照原直径进行设计。
联轴器的选择也可以不变。
由所连接的标准件以及计算可得
上图各段尺寸为：
dmin=20mmd1=28mmd2=30mm
d4=36mmd3=da1=45.38mmL1=50mm
L2=60mmL3=32mmL4=36mm
L5=37mmL6=33mm
对轴各段进行校核：
L=83+16=93mm
由轴承的选用与校核可知
F1y=171.17NF2y=356.23N
F1x=F2x=700.34N
绘制出x，y平面内的弯矩图和扭矩图：
Mav=F2y·
=16.56N·
Mav’=F1y·
=7.98N·
MaH=F1x·
=32.57N·
T=T1=28.98N·
总弯矩为：
Ma==36.54N·
最危险截面的当量弯矩为
Me==37.56N·
其中，视轴的扭切应力为不变应力。
查表9-1得，40Cr的强度极限σb=981MPa，则σ-1b=80MPa
σe==5.30MPa<
σ-1b
所以轴1的强度满足要求。
对于2轴：
2轴的设计如下图：
dmin=28mmd1=35mmd2=40mm
d3=42.5mmd4=50mm
L1=50mmL2=60mmL3=42mm
L4=36mmL5=41mmL6=35mm
对轴的各段进行校核：
内容如下：
由轴承的选择与校核中可知：
F1x=F2x=665.11N
F1y=329.57NF2y=171.29N
Fr=500.86NFa=352.45N
画出x，y平面内的弯矩图和扭矩图：
L=83+18=101mm
轴承选择满足要求
1轴选择HL1
2轴选择HL2
1轴强度满足要求
其中T=T2=132.11N·
=31.59N·
=16.64N·
Mav=F2y·
=8.65N·
所以最危险截面的和弯矩
Ma==35.70N·
所以当量扭矩
Me==53.34N·
σe==6.95MPa<
σ-1b=55MPa
所以2轴的强度也满足要求。
十二、键的选择与校核
输入轴1轴上外伸轴部分需要与联轴器联接，所以应该加装平键。
该段轴长度为50mm，直径为20mm。
查《机械设计基础》表10-9得，可选择单圆头普通平键：
键C6x30h=6mm
σp==35.78MPa<
[σp]（《机械设计基础》p.158式（10-26））
满足要求。
输出轴2轴上齿轮轮毂与齿轮间需采用键连接
该段轴直径为42.5mm，查《机械设计基础》表10-9得
选择键长L=28mm，b=12mm的平头普通平键：
2轴的强度满足要求
键B12x28h=8mm
σp==55.51MPa<
[σp]
键的选择满足要求。
输出轴2轴上外伸轴部分需与联轴器联接，所以应该加装平键。
轴的长度为60mm，直径为28mm，
查表可知，选择单圆头普通平键：
键C8x30h=7mm
σp==60.05MPa<
十三、减速箱体的设计
尺寸
箱座壁厚
δ
箱盖壁厚
δ1
箱体凸缘厚度
b,b1,b2
箱座b=12,箱盖b1=12,箱底座b2=30
加强肋厚
m，m1
箱座m=6.8，箱盖m1=6.8
地脚螺钉直径
df
0.036x120+12=16.32，
所以取M20
地脚螺钉数目
n
轴承旁联接螺栓直径
d1
箱盖箱座联接螺栓直径
d2
12,螺栓间距180mm
轴承盖螺钉直径和数目
d3,n
轴承1：
M6,4轴承2:
M8,4
轴承盖（轴承座端面）外径
D2
输入轴轴承：
输出轴轴承：
80mm
观察孔盖螺钉直径
d4
df、d1、d2至箱外壁距离；
df、d2至凸缘边缘的距离
C1
C2
Min26,22,18
Min24,16
轴承旁凸台高度和半径
h,R1
h=31.14，R1=22
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
44
十四、减速器附件的选择
1、通气器
通气器选择通气螺塞。
视孔盖选用A=100mm，B=15mm大小。
A1=A+5d4=140mmd4=8mm
A0=0.5（A+A1）=120mm
B=B1-5d4=20mm
B1=85-15=60mm
B0=0.5（B+B1）=40mm
2、轴承盖
选择凸缘式轴承盖易于调整、安装，所以选择凸缘式轴承盖。
轴承盖的大小由轴承的尺寸决定。
在输入轴1轴上使用的轴承为70206AC，轴承内套圈内径为30mm，外套圈直径为62mm，宽度为16mm。
在输出轴2轴上使用的轴承为70208AC，轴承内套圈内径为40mm，外套圈直径为80mm，宽度为18mm。
由《机械设计课程设计》p.77表9-9可知轴承盖的各项尺寸。
在设计的时候即可进行计算、选择、绘图、设计。
具体尺寸见减速器装配图。
3、油塞
油塞选择外六角油塞及封油垫。
螺塞材料为Q235，封油垫材料为耐油橡胶、工业用革。
具体尺寸查《机械设计课程设计》p.79表9-16。
4、吊环螺钉
吊环螺钉选择螺纹规格M8，材料为20钢，经正火处理，不经表面处理的A型吊环螺钉（GB825-88-M8）。
具体尺寸查《机械设计课程设计》p.81表9-22。
5、地脚螺钉，采用M20螺钉，国标GB799-88。
十五、减速箱的润滑和密封设计
1、齿轮的润滑
减速箱中传动件通常使用浸油润滑。
v=πn1da1/60=3.42m/s
由《机械设计课程设计》p.153表16-2可知
该闭式斜齿轮副传动润滑油运动粘度的荐用值为
140mm2/s
由《机械设计课程设计》p.153表16-1可知减速箱中齿轮润滑应采用全损耗系统用油（GB443-89），代号L-AN150。
倾点≤-5
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