一级斜齿圆柱齿轮减速器通用模板doc.docx
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一级斜齿圆柱齿轮减速器通用模板doc
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
题目：
设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：
皮带式输送机单向运转，有轻微的振动，两班制工作，使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许为±5%。
小批量生产，每年工作300天。
（2） 原始数据：
输送带拉力F=------N；带速V=------m/s；滚筒直径D=------mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机（工作要求：
连续工作机器）
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η4齿轮轴承×η齿轮×η联轴器
（2）电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总=------×------/1000×------=------KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD=60×1000×------/π×------=------r/min
按课程设计任务书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=2~4。
取V带传动比I0=2~4，则总传动比理时范围为I’a=4~16。
故电动机转速的可选范围为nd=I’a×n筒=（4~16）×------=327.56~1510.24r/min，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、和1500r/min。
根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：
表1传动比方案
传动比方案
电动机型号
额定功率（KW）
电动机转速（r/min）
传动装置的传动比
同步
转速
满载
转速
总传
动比
V带
传动
减速器
1
Y160M1-8
4
750
720
9.42
2.36
4
2
Y132M1-6
4
1000
960
12.57
2.51
5
3
Y112M-4
4
1500
1440
18.85
3.77
5
4、确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案------比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。
因此选定电动机型号为------，额定功率为Ped=------KW，满载转速n电动=------r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=1440/81.89=17.58
2、分配各级传动比
（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）
（2） ∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电动/i带=
nII=nI/i齿轮=
2、计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=
PII=PI×η齿轮轴承×η齿轮=
3、计算各轴扭矩（N·mm）
Td=9550×Pd/n电动=
TI=9550×PI/nI=
TII=9550×PII/nII=
五、标准直齿圆柱齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数
考虑减速器传递功率不大，按课本P191表10-1及10-4选，以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用------钢，表面淬火，齿面硬度为------。
大齿轮选用------钢，表面淬火，齿面硬度------；一般齿轮传动，选用------级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm。
取小齿轮齿数Z1=------。
则大齿轮齿数：
Z2=i齿Z1=5×------=
（2）按齿根弯曲疲劳强度设计
由课本P216式（10-17）mn≥12.4（kT1/φdZ12×YFS/[σFP]）1/3
确定有关参数如下：
载荷系数k由课本P196
取k=------初选螺旋角β=------
小齿轮传递扭矩T1 T1=9550×P1/n1=
由教材表10-7 取齿宽系数φd=
齿根弯曲疲劳极限σFlim，由课本P207图10-20查得：
σFlim1=------Mpa σFlim2=------Mpa
许用弯曲应力σFP
[σFP1]=1.4σFlim1=------Mpa [σFP2]=1.4σFlim2=------Mpa
计算当量齿数Zv Zv1=Z1/cos3β= Zv2=Z2/cos3β=
复合齿形系数YFS：
YFS1=，YFS2=
YFS1/[σFP1]= YFS2/[σFP2]=
计算法面模数得：
mn≥12.4（kT1/φdZ12×YFS/[σFP]）1/3=
按机械设计手册，取mn=------mm
（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸
计算中心距：
a=mt（Z1＋Z2）/2=mn（Z1＋Z2）/2cosβ=
圆整a=------mm
精确计算螺旋角β β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a=
计算分度圆直径d1=mtZ1=mnZ1/ cosβ=
d2=mtZ2=mnZ2/ cosβ=
计算齿宽 b2=b=φd×d1= b1=b2+（5～10）mm=
轮齿的受力分析：
Ft=2T1/d1=Fr=Fttanɑn/cosβ=
Fa=Fttanβ=
Fn=Ft/cosɑncosβ=
验算齿轮圆周速度 V齿=πd1n1/60×1000=
由课本P197表10-4选齿轮传动精度等级8级合宜
（4）校核齿面接触疲劳强度
由课本P201式（10-6）得 σH=20.8×103ξE[kT1/bd12×（i齿＋1/i齿）]1/2≤[σHP]
确定有关参数和系数
传动尺寸影响系数ξE 查机械设计手册 ξE=1
齿轮接触疲劳极限σHlim 由课本P209图10-21查得：
σHlim1=------Mpa σHlim2=------Mpa
许用接触应力σHP
[σHP1]=0.9σHlim1=------Mpa [σHP2]=0.9σHlim2=------Mpa
校核计算 σH=20.8×103ξE[kT1/bd12×（i齿＋1/i齿）]1/2
六、减速器的润滑
（1）齿轮的润滑
V齿=------m/s＜------m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为------mm。
侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=------mm。
（2）滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为------m/s＜------m/s，所以采用润滑脂润滑。
结构上增设档油盘
（3）润滑油的选择
由机械设计手册，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用------润滑油。
轴承选用------号通用锂基润滑脂。
（4）密封方法的选取
选用凸缘式闷盖易于调整，采用毡圈密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
七、轴的设计计算
1）输入轴的设计计算
1、选择轴的材料，确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用------钢，硬度------，抗拉强度σb=------Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=------Mpa。
[σ-1]=------Mpa
2、估算轴的基本直径
根据机械设计手册，取A=110
d≥A（PI/n1）1/3=
考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=------×（1+5%）mm=
∴由机械设计手册选d1=------mm
2）输出轴的设计计算
1、选择轴的材料，确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用------钢，硬度------，抗拉强度σb=------Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=------Mpa。
[σ-1]=------Mpa
2、估算轴的基本直径
根据机械设计手册，取A=105
d≥A（PⅡ/nⅡ）1/3=
考虑有键槽，将直径增大5%，则d2=------×（1+5%）mm=------mm
∴由机械设计手册选d2=------mm
九、滚动轴承的选择
根据条件，轴承预计寿命
L=5×365×24=43800小时
（1）输入轴轴承的选择
由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=------，温度系数ft=------
已知轴颈d1=------mm，转速n1=------r/min，初选7305B型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=------kN，基本额定静载荷Cor=------kN，e0=------。
（2）、输出轴轴承的选择
由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=------，温度系数ft=------
已知轴颈d2=------mm，转速n2=------r/min，初选------型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=------kN，基本额定静载荷Cor=------kN，e0=------。
十、联轴器的选择
已知输出轴轴径d2=------mm，PⅡ=------KW，nⅡ=------r/min。
因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转矩较大，根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式凸缘联轴器，根据输出轴轴径，拟选YL7型凸缘联轴器，由课本P352公式计算扭矩为：
KT=------×9550×------/------=------
因Tn=------N·m＜Tc=------N·m，所以选------型凸缘联轴器，Tn=------N·m＞Tc=------N·m，轴端直径------mm，采用内嵌套筒方式衔接输出轴（d1=------mm）。
十一、轴的强度计算
3、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。
两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。
大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
d2=------mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取------型------型凸缘联轴器L1=------mm。
∵h=（2～3）c 查机械设计手册，取c=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=------+2×（1～3）×1.5=------mm
∴d2=------mm
初选用------型角接触球轴承，其内径为------mm,宽度为------mm。
（转入输出轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为------mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为------mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小------mm,故II段长：
L2=
III段直径d3=d2+2h=
L3=b2-2=
Ⅳ段直径d4=d3=d2+2h=
长度与右面的套筒相同，即L4=------mm
考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由机械设计手册得安装尺寸da=------mm，该段直径应取：
d5=------mm。
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为------mm。
Ⅵ段直径d6=------mm. 长度L6=------mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=
（3）按弯矩复合进行强度计算
已知分度圆直径d2=------mm，TII=------N·m
Ft=------KN，Fr=------KN
Fa=------KN，Fn=------KN
求径向力Fr351°=------N
因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=------mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2绘制水平面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
RHA=RHB=Ft/2=------N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在水平面弯矩为
MHC=RHAL/2=
（3）绘制垂直面弯矩图（如图c）（左旋）
RVA=Fr/2＋FXd1/2L=
RVB=Fr/2-FXd1/2L=
截面C左侧的弯矩为
MVC1=RVAL/2=
截面C右侧的弯矩为
MVC2=RVBL/2=
（4）绘制合成弯矩图（如图d）
截面C左侧的合成弯矩为
MC1=（MHC2+MVC12）1/2=
截面C右侧的合成弯矩为
MC2=（MHC2+MVC22）1/2=
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×（P1/n1）×106=
（6）按弯扭合成进行强度计算
由机械设计手册按脉动循环：
α=------
d≥[10（Mc2＋（αT）2）1/2/[σ-1]]1/3=
∵d3=------mm≥d
∴该轴强度足够。
（7）进行疲劳强度安全系数校核
齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。
截面有关系数：
ψτ=0.1（属中碳钢） κσ=1（键槽中段处） κτ=1.523
Kσ=2.906 Kτ=2.145（由机械设计手册，按配合H7/r6查得）
W=πd3/32=------mm3 WT=2W=------mm3 [S]=------（由机械设计手册查得）
S=σ-1/[（KσM/W）2＋0.75[（Kτ＋ψτ）T/WT]2]1/2
S＞[S]=------,轴的强度满足要求。
十二、轴承校核计算
假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由斜齿齿轮受力分析公式可得：
Ft=2000T1/d1=
Fr=Fttgat=Fttgan/cosβ=
FX=Fttgβ=
1）求两轴承的径向载荷R1、R2
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=------N
2）求两轴承的轴向载荷A1、A2
两轴承反向排列且满足Fx＋S2＞S1，由课本公式得
A1=Fx＋S2 S2=e0×R2
A2=S2
估算：
假设e0=0.47，由课本表15-4得A/Cor=0.12，
计算A1=Fx＋S2=------N，A2=S2=------N
A1/Cor=，A2/Cor=
逼近：
用插值法求当A1/Cor=------时对应的e=------，取e0=------ A/Cor=------
A1/Cor=
故取 e1=------
同理插值取e2=------ A/Cor=------得A2/Cor=
3）计算轴承的当量动载荷P1、P2
A1/R1=，
由机械设计手册机械设计手册查得X1=------，Y1=------
P1=fP（X1R1＋Y1A1）=
A2/R2= 查得X2=------，Y2=------
P2=fP（X2R2＋Y2A2）=------P1＞P2取P=P1=------4）计算轴承寿命Lh ，取ε=3（球轴承）得
Lh=16667/n（ftCr/P）3=
十三、键的选择与强度计算
由于齿轮和轴材料均为钢，故取[σP]=100Mpa
1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接
轴径d1=------mm,L1=------mm
查课本P106表6-1得，选用------型平键，得：
b=------mm，h=------mm，键长范围L=------mm。
键长取L=L1－（5～10）=------mm。
键的工作长度l=L－b=------mm。
强度校核：
由P106式6-1得
σp=4T1/dhl=
所选键为：
键
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=------mm,L3=------mm
查课本P106表6-1得，选用A型平键，得：
b=------mm，h=------mm，键长范围L=------mm。
键长取L=L－（5～10）=------mm。
键的工作长度l=L－b=------mm。
强度校核：
由P106式6-1得
σp=4T1/dhl=所选键为：
键------
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=------mm,L3=------mm
查课本P106表6-1得，选用------型平键，得：
b=------mm，h=------mm，键长范围L=------mm。
键长取L=L3－（5～10）=------mm。
键的工作长度l=L－b=------mm。
强度校核：
由P106式6-1得
σp=4T2/dhl=
所选键为：
键------
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=------mm,L1=------mm
查课本P106表6-1得，选用------型平键，得：
b=------mm，h=------mm，键长范围L=------mm。
键长取L=L1－（5～10）=------mm。
键的工作长度l=L－b=------mm。
强度校核：
由P106式6-1得
σp=4T2/dhl=
所选键为：
键------
十四、减速器箱体设计
由机械设计手册查得
机座壁厚：
δ=0.025a＋1=------取δ=------mm
机盖壁厚：
δ1=------mm
机座凸缘厚度：
b=1.5δ
机盖凸缘厚度：
b1=1.5δ1
机座底凸缘厚度：
b2=2.5δ
地脚螺钉直径：
df=0.036a＋12=
地脚螺钉数目：
n=
轴承旁连接螺栓直径：
d1=0.75df=
机盖与机座连接螺栓直径：
d2=（0.5～0.6）df=
连接螺栓d2的间距：
l=
轴承端盖螺钉直径：
d3=（0.4～0.5）df=
窥视孔盖螺钉直径：
d4=（0.3～0.4）df=
定位销直径：
d=（0.7～0.8）d2=
轴承旁凸台半径：
R1=C2=
凸台高度：
h=画图时确定
外机壁至轴承座端面距离：
l1=δ＋C1＋C2＋（8～12）=
大齿轮顶圆于内机壁距离：
Δ1＞1.2δ=
齿轮端面与内机壁距离：
Δ2＞δ=
机盖、机座肋厚：
m1≈0.85δ1=------；m≈0.85δ=------mm
轴承端盖外径：
D1=d2＋（5～5.5）d3=
D2=d2＋（5～5.5）d3=
轴承端盖凸缘厚度：
t=（1～1.2）d3=
轴承旁边连接螺栓距离：
s≈D2尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准
十五、其他技术说明（略）
窥视孔盖板A=------mm，A1=------mm
通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M20×1.5
油面指示器选用游标尺M16
油塞螺钉选用M16×1.5
启盖螺钉选用M10
定位销选用Φ8
吊环箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构
十六、设计小结
1、设计时优先选择国家标准第一系列的参数；
2、为了方便后期润滑方式的设计，电机转速可适当选大一些，经济方面成本也较低。
后期计算轴承只能选择润滑脂润滑，原因是轴承圆周速度小于4m/s，造成这一现象的原因是电机转速在传递到轴承之前先经过V带一级减速，所以输入轴转速减低。
3、对于斜齿计算，齿轮中心距圆整到以0和5结尾，然后精确计算螺旋角。
4、轴的设计计算如果参考书上例题，一定要使小齿轮分度圆直径和输入轴齿轮段轴径满足e≥2mt。
具体参数可参考指导书P69页说明。
否则轴的结构、材料将发生改变。
5、轴承选择应先于轴的强度校核，直齿推荐采用深沟球轴承，斜齿推荐采用角接触球轴承，验算寿命足够后方可选取轴承尺寸参数代入后期计算。
6、输出轴与齿轮2联接用平键联接的计算中出现键长较小，强度不能满足的情况，究其原因在于L3值取值太小，为了满足强度，修改齿宽系数，或者增大齿数，才能增宽大齿轮齿宽，这点须注意反复调整。
十七、参考资料
[1]《机械设计》，高等教育出版社，西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，2006年5月第八版；
[2]《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，李平林，黄少颜等主编，
2009年5月第二十九版。
[3]《机械设计实用手册》，机械工业出版社，王少怀、徐东安等主编，2009年4月第二版。
[4]《机械设计课程设计图册》，高等教育出版社，李平林，黄少颜等主编，
2009年5月第二十九版。
结 果
F=
V=
D=
n滚筒=
η总=
Pd=
电动机型号
Ped=
n电动=
i总=
i齿轮=
i带=
nI=
nII=
PI=
PII=
Td=
TI=
TII=
i齿=
Z1=
Z2=
k=
β=
T1=
φd=
[σFP1]=
[σFP2]=
YFS1=
YFS2=
YFS1/[σFP1]＞YFS2/[σFP2]
mn≥
mn=
a=
β=
d1=
d2=
b2=
b1=
Ft=
Fr=
Fa=
Fn=
V齿=
ξE=
[σHP]=[σHP2]=------Mpa
σH=------Mpa≤
[σHP]
安全
齿轮润滑：
选用------润滑油
轴承润滑：
选用------号通用锂基润滑脂
σb=
σ-1=
[σ-1]=
d1=
σb=
σ-1=
[σ-1]=
d2=
Cr=
Cor=
e0=
Cr=
Cor=
e0=
转入联轴器计算环节
L1=
d2=
L2=
d3=
L3=
d4=
L4=
d5=
L=
d2=
T2=
Ft=
Fr=
FX=
LA=LB=
MHC=
RVA=
RVB=
MVC1=
MVC2=
MC1=
MC2=
d≥
d3=------≥d
该轴强度足够
S＞[S],轴的强度满足要求
Ft=
Fr=
FX=
R1=R2=
e1=
A1=
e2=
A2=
P=
Lh=------＞L=------
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