一级斜齿圆柱齿轮减速器.docx
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一级斜齿圆柱齿轮减速器
课程设计说明书
题目：
二级学院年级专业学号学生姓名指导教师教师职称
第一部分绪论1
第二部分课题题目及主要技术参数说明1
课题题目1
主要技术参数说明1
传动系统工作条件1
传动系统方案的选择2
第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算2
减速器结构2
电动机选择2
传动比分配3
动力运动参数计算3
第四部分齿轮的设计计算4
齿轮材料和热处理的选择4
齿轮几何尺寸的设计计算4
齿轮的结构设计8
第五部分轴的设计计算10
轴的材料和热处理的选择10
轴几何尺寸的设计计算10
按照扭转强度初步设计轴的最小直径11
轴的结构设计11
轴的强度校核14
第六部分轴承、键和联轴器的选择16
轴承的选择及校核16
键的选择计算及校核17
联轴器的选择18
第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算18
润滑的选择确定18
密封的选择确定18
减速器附件的选择确定19
箱体主要结构尺寸计算19
第八部分总结20
参考文献21
第一部分—绪论
随着现代计算技术的发展和应用，在机械设计领域,已经可以用现代化的设计方法和手段，从众多的设计方案中寻找出最佳的设计方案,从而大大提高设计效率和质量。
在进行机械设计时，都希望得到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺性能等方面的要求，又使机械重量最轻、成本最低和传动性能最好。
然而，由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观判断,靠人工进行有限次计算做出的，往往很难得到最优结果。
应用最优化设计方法，使优化设计成为可能。
斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。
我国目前生产的减速器还存在着体积大，重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，对减速器进行优化设计，选择最佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的一种重要途径。
培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方
第二部分课题题目及主要技术参数说明
课题题目
一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）
主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=，输送带的工作速度V=s,输送机滚
筒直径D=300mm
传动系统工作条件
F=
V=s
D=300mm
带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作8
小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作280天；检修期间隔为三年。
在中小型机械厂小批量生产。
传动系统方案的选择
乂
Ijr
图2-1带式输送机传动系统简图
第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算
减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
电动机的选择
1）工作机输出功率：
厂FV|23001.5
Pwkw=3.45kw
10001000
2）传动效率：
查《机械设计课程设计》P:
10表2-4
1V带传动10.96
2滚动轴承：
20.96
3斜齿轮传动：
8级精度的一般齿轮传动（油润滑）3098
4联轴器：
弹性联轴器40.99
5滚筒：
50.96
总传动效率1223450.82
3）电动机输入功率Pd
Fd见3^54.21kw
总0.82
因电动机额定功率Fed需要略大于Fd即可，由附表3—1查出Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额疋功率Ped5.5kw。
4）转速
Pw3.45kw总=
Pd4.21kw
Ped5.5kw
工作机滚筒转速为：
601000V6010001.5“一/.
n95.54r/min
D3.14300
由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械设计课程设计指导书）附表1
圆柱齿轮传动其传动比常用值：
3-6
V带传动其传动比常用值：
2-4
则总传动比1总合理范围为：
6-24
故电动转速的大致可选范围为
n1总n=（6-24）x=573r/min—2293r/min
对额定功率为的丫系列电动机而言，可供选择的同步转速有：
750r/min、1000r/min、1500r/min，取转速为1000r/min.型号为Y132M2-6
5）由《机械设计课程设计》P235表20-1选丫132S-4型电动机，主
要技术数据如下：
n=min
电动机型号：
Y132M2-6
i总9.46
带传动比：
i13
齿轮传动比：
i23.4
n0960r/min
m320r/minn294.12r/min
n394.12r/min
型号
额定功率
（KW）
满载转速
（r/min）
堵转转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y132M2-6
960
表3-1电动机的型号
传动装置的总传动比及其分配
系统总传动比
查资料可知电动机的转速n=1140r/min
1
根据关系式i总—得：
n
i总—-9亜10.05
总n95.54
参考《机械设计课程设计》P:
5表2-1:
取取V带传动i13
贝齿轮的的传动比i21总10053.353.4
i13
3.4动力动力参数的计算
1）每个轴的转速
电动机输出轴的转速n0n960r/min
小齿轮轴1的转速n1t960320r/min
i13
大齿轮轴II的转速n2ni32094.12r/min
i23.4
p04.21kw
R4.04kwP23.80kw
P33.61kw
滚筒轴的转速n3n294.12r/min
3）每个轴的输入功率
电动机输出轴的输入功率p0pd4.21kw
小齿轮轴I的输入功率P1P014.210.964.04kw大齿轮轴II的输入功率P2P234.040.960.983.80kw
滚筒轴的输入功率£P2243.80.960.993.61kw
4）各个轴的转矩计算
T041.88Nm
T1120.57Nm
T2385.57Nm
T3366.29Nm
电动机输出轴的转矩：
P421
T09550—955041.88Nm
n0960
小齿轮轴I的转矩：
P404
T1955019550——120.57Nm
n1320
大齿轮轴II的转矩：
P380
T2955029550385.57Nm
n294.12
滚筒轴的转矩：
T39550P'95503.61366.29Nm
n394.12
以上计算结果列表如下：
轴名功率P/KW转矩/（N•m）转速
n/（r/min）
电动机轴
960.00
小齿轮1轴
320.00
大齿轮II轴
滚筒轴
表3-2参数结果
第四部分齿轮的设计
齿轮材料和热处理的选择：
材料选择：
由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45Cr调质，齿面硬度为280HBS大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS
齿轮几何尺寸的设计计算
1选择精度等级及齿数
1）按图2-1传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动
2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器故选用7级精度（GB10095-88
3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动，故选用小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2==,取Z2=77。
4）选取螺旋升角：
初选螺旋升角14。
2•按齿面接触强度设计：
按《机械设计》（10-21）试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt=。
2）由《机械设计》217页图10-30选取区域系数Zh=
3）由《机械设计》215页图10-26查得：
1=,2=,则12「65。
4）由《机械设计》表3-6选取齿宽系数d1。
5）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数：
1
ZE189.8MPa2
6）由《机械设计》图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接
触疲劳强度极限Hlm1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim255°MPa
7）由表3-2查得小齿轮传递的转矩：
T1142.39Nm142390Nmm
8）由式《机械设计》式10-13计算应力循环次数
8
N160mjlh603201（2830010）9.21610
N2
9）
8
9.21610
3.2
8
2.8810
由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1
KHN2
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数
T1=142390Nmm
N?
=
142390Nmm
321.6142390
q11.65
4.2
3.2
2
2.433189.8
531.25
64.80mm=1,由《机
械设计》式10-12得
K
[h】1HN1lim10.9600540MPaS
HN2lim2
[h]20.95550522.5MPa
S
许用接触应力：
540
522.5
2
MPa531.25MPa
（2）计算
1）
d1t
2）
计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
v=s
b=
mt=h=
3）
计算圆周速度
d1tn13.1464.80320,,,,
m/s1.1m/s
601000601000
计算齿宽b及模数mm
dd1t164.8064.80mm
d1tcos64.80cos14°'
1t2.62mm
Z1
mnt
24
4）
2.25mnt2.252.625.895mm
.,64.80心
b/h10.99
5.895
计算纵向重合度
=0.318dZ1tan0.318124tan14°1.903
5）计算载荷系数K
由《机械设计》查表10-2得使用系数kA=1,根据v=s,7级精1.1;由《机械设计》
10-13
度,由《机械设计》图10-8查得动载系数
表10-4查得kH1.42;由《机械设计》
由表10-3查得kHkF1.4
故载荷系数k=kAkvkHkH11.11
kv
图
1.4
1.42
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由计》式（10=10a）得：
d1d1t64.80
2.2172.17mm
1.6
查得kF;
2.21
《机械设
d1=
m=
7）计算模数mn
24
由《机械设计》式（
10-17）
mn
32kT1Ycos2
YFaYsa
1.1
1.41.352.10
1.903,从《机械设计》图10-28查得螺
Zv2
3
COS
Z2飞cos
10-5查得YFa1YFa2
由《机械设计》式（10-12）
0.85500303.57MPa
1.4
0.88380
1.4
并加以比较
F
2.5921.596
303.57
丫Fa1丫Sal
F1
YFa2Ysa2
0.01363
2.2111.774
238.86
0.01642
238.86MPa
d1cos72.17cos14o“
mv2.92mm
3•按齿根弯曲强度设计
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
kkAkvkFkF1
2）根据纵向重合度旋角影响系数Y0.88
3）计算当量齿数
26.27
cos14
—5^84.29
cos14
4）查取齿形系数由《机械设计》表
5）查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得YSa1Ysa2
6）由《机械设计》图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1500MPa,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa。
7）由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN1kFN2°
8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=,
KfN1FE1F1S
KFN2_FE2F2S
9）计算大小齿轮的YFaYSa
F2
小齿轮的数值较大
（10）设计计算
322.100.88142390104（cos140）2
mn32''0.01642
nY12421.65
2.65mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，可取弯曲疲劳计算的法面模数mn2.65mm,并就近圆整为标准值m*3.0mm，已满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d172.17mm来计算应有的齿数。
于是由
d1cos72.17cos14o
乙23.34
m*3
取乙23,则z2u乙3.22374
（1）计算中心距
（z1z2）mn23743
a'12，no149.95mm
2cos2cos14
将中心距圆整为150mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
Z1Z2mn23743。
arccosarccos14.0714412
2a2150
因值改变不多,故参数a,K,Zh不必修正.
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
d1旳233“71.13mm
coscos14.07o
d2补7430228.87mm
coscos14.07
（4）计算齿轮宽度：
bdd1171.13.71.13mm
圆整后取B275mm,B180mm
大齿轮有关参数整理于下表：
Z123
Z274
a149.95mm
d171.13mm
d2228.87mm
B180mm
B275mm
齿轮名
模数
mn/mm
齿数Z
齿宽
B/mm
分度圆直径
d/mm
螺旋角
/度
小齿轮
3
23
80
71.13
14°412"
大齿轮
3
74
75
228.87
14o4'12"
表面4-1
4.3齿轮的结构设计
1.确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例）
齿顶圆直径dad2had2mn228.8723mm234.87mm
因齿顶。
圆直径大于160mm而又小于500,故选用腹板式结构为宜。
其他有关尺寸按《机械设计》图10-39推荐用的结构尺寸设计并绘制大齿轮零件图如图4-1所示
有关尺寸参数：
图10-39
dad2had2mn228.8723mm234.87mm
取D4dn55mm,d"为U轴安装大齿轮处的轴径。
D31.7D493.5mm，圆整为90mm
D0da212mn234.87243198.87mm，圆整为195mm
D20.3（D。
D3）0.3（19590）31.5mm,圆整为35mm
Di=D0D3=,圆整为145mm
2
C0.25B20.27515mm
n0.5mn0.531.5mmr5mm
2.确定检验项目及其允许值
大齿轮分度圆直径为，查《互换性与测量技术基础》表10-6
到10-9,
得：
单个齿距极限偏差fpt0.013mm
齿距累积总公差Fp0.05mm
螺旋线总公差F0.016mm
3.确疋中心距极限偏差f
中心距为，查《互换性与测量技术基础》表10-1得
f—0.020，因此，中心距表示为：
a149.950.020mm
2
4.确定确定最小侧隙和齿厚偏差
（1）确定最小侧隙jbnmin，由《互换性与测量技术基础》式
（10-4）得：
2
jbnmin_（0.060.005a）0.03mm0.14mm
3
（2）确定齿厚上偏差Esns，由《互换性与测量技术基础》式
10-9得：
Esnsjbnmin000.0745mm
2cos2002cos200
取负值为Esns0.075mm
（3）确定齿厚下偏差Esni，查《互换性与测量技术基础》表
fpt0.013mm
Fp0.05mm
F0.016mm
10-5得：
切齿径向进刀公差brIT90.115mm
按式10-10计算
Tsn，/Frbr22tan200v0.03920.11522tan2000.088mm
所以，EsniEsnsTsn0.0750.0880.163mm
5.确定齿坯精度
（1）内孔尺寸公差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得IT7，即卩50H7。
（2）齿顶圆直径偏差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得
0.05m0.0530.15mm
（3）查《互换性与测量技术基础》表10-13得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为。
（4）齿坯表面粗糙度
由《互换性与测量技术基础》表10-14查得齿面Ra的上限值为
m，由表10-15查得齿坯内孔表面Ra的上限值为m，端面Ra的上限值为m，顶圆Ra的上限值为m，其余加工表面粗糙度Ra的上限值取m
五部分轴的设计计算
轴的材料和热处理的选择
选取轴的材料为45钢，调质处理。
查《机械设计》表15-1，可知b640Mpa,s275Mpa,1155Mpa,160Mpa
轴几何尺寸的设计计算
1.n轴的设计
先按《机械设计》式（15-2）初步估计轴的最小直径。
材料为45钢，调质处理。
根据《机械设计》表15-3，取A118
i1
P24632
从动轴：
d1minA211842.1mm
n2101.59
11
P2477三
主动轴：
d2minAo—118—:
——29.0mm
n1101.59
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（参看
图5-2），为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。
联轴器的计算转矩TeaKaT2，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故Ka=,，贝U：
TcaKaT21.3439560Nm571.428Nm
按照计算转矩Tca要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002,选用弹性柱销联轴器,型号为:
LT8型联轴器,其公称转矩为：
710Nm571.428Nm。
半联轴器的孔径：
di45mm,故取d45mm，半联轴器轴
孔长度L1112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为：
Li60mm。
即取d1min45mm。
（3）轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的
装配方案。
（a）从动轴的装配
（b）主动轴的装配方案
图5-1主、从动轴的装配方案
（2）根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求,III轴段右端需制出一轴肩,由定位轴肩咼度h=故取IIIII段的直径d||hi50mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D55mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度：
Li112mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比Li略短2-3mm,
取：
1|||110mm。
2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根
据:
d||hi50mm.由《机械设计简明手册》，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型,其尺寸：
dDT50mm110mm29.25mm,
故dHivdvivii50mm
右端轴承米用轴肩定位，由定位轴肩咼度h=轴肩咼度取h=,因此dvv60mm。
而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，
3）取安装齿轮处轴段的直径：
dIVv55mm，齿轮左端与左轴承之间米用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,
故取：
Iivv72mm,齿轮右端米用轴肩疋位，轴肩咼度h0.07d,取
h2.5mm,则轴环处的直径：
dvvi502h60mm。
4）轴承端盖的总宽度为：
20mm（由减速器及轴承端的结构设计而定）。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离130mm故取
11|hi50mm。
5）取齿轮距箱体内壁距离为：
a16mm，考虑到箱体的铸造误
差，在确疋流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,
已知滚动轴承宽度T=，则
1川IVTsa（7572）30816357mm,
同理可算出：
lvVIsa16824mm.
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度•
（3）轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
1）齿轮与轴的连接
按divv55mm查《机械设计》表6-1,得平键截面
bh16mm10mm,键槽用键槽铣刀加工，根据键长等于或略小于毂长度，即L=B-（5-10）mm故取:
L=63mm,
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴
轴的材料为45钢调质处理
的配合为：
巴
%
2）半联轴器与轴的联接,查《机械设计》表6-1，选用平键
为：
bhL14mm9mm100mm,半联轴器与轴的配合为：
7。
k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为：
m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照《机械设计》表15-2,取轴端倒角为：
1.645，各轴肩处圆角半径取R2
主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：
（5）求轴上的载何
1）首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的受力简图如图（5-2）。
确定轴承的支点位置，对30310型圆锥滚子轴承，由《机械设计简明手册》中查得a=23mm因此，作为简支梁的轴承支承跨距
L2L371.5mm38.5mm110mm，根据轴的计算简图作出轴的弯
矩图,扭矩图和计算弯矩图，可看出截面处计算弯矩最大，是轴的危险截
图5-3轴的载荷分析图
（6）
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