两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书1.docx
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两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书1
5.计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数mt=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm
齿顶高ha=ha*mn=1×2.5mm=2.5mm
齿根高hf=（ha*＋c*）mn=（1＋0.25）×2.5mm=3.125mm
全齿高h=ha＋hf=2.5mm＋3.125mm=5.625mm
顶隙c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm
齿顶圆直径为
da1=d1＋2ha=59.355mm＋2×2.5mm=61.355mm
da2=d2＋2ha=260.645mm＋2×2.5mm=265.645mm
齿根圆直径为
df1=d1－2hf=59.355mm－2×3.125mm=53.105mm
df2=d2－2hf=260.645mm－2×3.125mm=254.395mm
mt=2.58065mm
ha=2.5mm
hf=3.125mm
h=5.625mm
c=0.625mm
da1=61.355mm
da2=265.645mm
df1=53.105mm
df2=254.395mm
低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。
5.计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数mt=mn/cosβ=3.5/cos9.76omm=3.55140mm
齿顶高ha=ha*mn=1×3.5mm=3.5mm
齿根高hf=（ha*＋c*）mn=（1＋0.25）×3.5mm=4.375mm
全齿高h=ha＋hf=3.5mm＋4.375mm=7.875mm
顶隙c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm
齿顶圆直径为
da3=d3＋2ha=88.785mm＋2×3.5mm=95.785mm
da4=d4＋2ha=291.215mm＋2×3.5mm=298.215mm
齿根圆直径为
df3=d3－2hf=88.785mm－2×4.375mm=80.035mm
df4=d4－2hf=291.215mm－2×4.375mm=282.465mm
mt=3.55140mm
ha=3.5mm
hf=4.375mm
h=7.875mm
c=0.875mm
da3=95.785mm
da4=298.215mm
df3=80.035mm
df4=282.465mm
三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.高速级齿轮传动的作用力
（1）已知条件高速轴传递的转矩T1=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角β=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm
（2）齿轮1的作用力圆周力为
Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1832.4N
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
Fr1=Ft1tanan/cosβ=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N
其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为
Fa1=Ft1tanβ=1832.4×tan14.362oN=469.2N
其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四
Ft1=1832.4N
Fr1=688.4N
Fa1=469.2N
指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向
法向力为
Fn1=Ft1/cosancosβ=1832.4/（cos20o×cos14.362o）N=2012.9N
（3）齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反
Fn1=2012.9N
2.低速级齿轮传动的作用力
（1）已知条件中间轴传递的转矩T2=229810N·mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角β=9.76o。
为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3=88.785mm
（2）齿轮3的作用力圆周力为
Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
Fr3=Ft3tanan/cosβ=5176.8×tan20o/cos9.76oN=1911。
9N
其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心
轴向力为
Fa3=Ft3tanβ=5176.8×tan9.76oN=890.5N
其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向
法向力为
Fn3=Ft3/cosancosβ=5176.8/（cos20o×cos9.76o）N=5589.9N
（3）齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反
Ft3=5176.8N
Fr3=1911。
9N
Fa3=890.5N
Fn3=5589.9N
四、轴的设计计算
4.1中间轴的设计计算
中间轴的设计计算见下表
计算项目
计算及说明
1.已知条件
中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm
2.选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理
45钢，调质处理
3.初算轴径
查表9-8得c=106～135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则
dmin=c（P2/n2）1/3=110×（3.15/130.9）1/3mm=31.76mm
dmin=31.76mm
4.结构设计
轴的结构构想如下图4-1
（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计
（2）轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。
考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。
轴段①、⑤上安装轴承，
其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。
暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm
（3）轴段②和轴段④的设计轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm
齿轮2轮毂宽度范围为（1.2～1.5）d2=62.4～78mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。
由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。
为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端②和轴端④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2=102mm，L4=64mm
（4）轴端③该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07～0.1）d2=3.64～5.2mm,取其高度为h=5mm,故d3=62mm
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为Δ1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为Δ3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=2Δ1＋Δ3＋b3＋（b1＋b2）/2=[（2×10＋10＋105＋（75＋66）/2）]mm=205.5mm,取Δ3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离
Δ2=Δ1＋（b1－b2）/2=[10＋（75－66）/2]mm=14.5mm,则轴段③的长度为L3=Δ3=10.5mm
（5）轴段①及轴段⑤的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为Δ=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段①的长度为
L1=B＋Δ＋Δ1＋3mm=（20＋12＋10＋3）mm=45mm
轴段⑤的长度为
L5=B＋Δ＋Δ2＋2mm=（20＋12＋14.5＋2）mm=48.5mm
（6）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为
l1=L1＋b3/2－a3－3mm=（45＋105/2－19.4－3）mm=75.1mm
l2=L3＋（b2＋b3）/2=[10.5＋（66＋105）/2]=96mm
l3=L5＋b2/2－a3－3mm=（48.5＋66/2－19.4－2）mm=60.1mm
d1=50mm
d5=50mm
d2=d4=52mm
L2=102mm
L4=64mm
d3=62mm
BX=206mm
L3=10.5mm
L1=45mm
L5=48.5mm
l1=75.1mm
l2=96mm
l3=60.1mm
5.键连接
齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键16×100GB/T1096-1990和键16×63GB/T1096-1990
6.轴的受力分析
（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图4-2b所示
（2）计算支撑反力在水平面上为
R1H=[Fr2l3－Fr3（l2＋l3）－Fa2d2/2－Fa3d3/2]/（l1＋l2＋l3）
R1H=-1547.4N
=[688.4×60.1－1911.9×（96＋60.1）－890.5×88.785/2－469.2×260.645/2]/（75.1＋96＋60.1）N=-1547.4N
R2H=Fr2－R1H－Fr3=688.4N＋1547.4N－1911.9N=323.9N
式中负号表示与图中所画力的方向相反
在垂直平面上为
R1V=[Ft3（l2＋l3）＋Ft2l3]/（l1＋l2＋l3）
=[5176.8×（96＋60.1）＋1832.4×60.1]/（75.1＋96＋60.1）=3971.6N
R2V=Ft3＋Ft2－R1V=5176.8N＋1832.4N－3971.6N=3037.6N
轴承1的总支撑反力为
R1=√R1H2＋R1V2=√1547.42＋3971.62N=4262.4N
轴承2的总支撑反力为
R2=√R2H2＋R2V2=√323.92＋3037.62N=3054.8N
（3）画弯矩图弯矩图如图4-2c、d和e所示
在水平面上，a-a剖面图左侧为
MaH=R1Hl1=-1547.4×75.1N·mm=-116209.7N·mm
a-a剖面图右侧为
M’aH=MaH＋Fa3d3/2=-116209.7N·mm＋890.5×88.785/2N·mm
=-76678.2N·mm
b-b剖面图右侧为
M’bH=R2Hl3=323.9×60.1N·mm=19466N·mm
MbH=M’bh－Fa2d2/2=19466.4N·mm－469.2×260.645/2N·mm
=-41680.9N·mm
在垂直平面上为
MaV=R1Vl1=3971.6×75.1N·mm=298267.2
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