单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解.docx
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单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解
机械设计基础课程设计说明书
课程设计题目：
单级斜齿圆柱齿轮减速器设计
专业:
班级:
学号:
设计者：
指导老师：
课程设计书3
设计步骤3
1.传动装置总体设计方案4
2.电动机的选择4
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比5
4.计算传动装置的运动和动力参数5
5.齿轮的设计6
6.滚动轴承和传动轴的设计11
7.键联接设计15
8.箱体结构的设计17
9.润滑密封设计18
10.联轴器设计20
11.联轴器设计21
三设计小结21
四参考资料22
一、课程设计书
设计题目：
带式输送机传动用的单级斜齿圆柱齿轮减速器
工作条件：
工作情况：
两班制，每年300个工作日，连续单向运转，有轻度振动;
工作年限：
10年；
工作环境：
室内，清洁；
动力来源：
电力，三相交流，电压380V;
输送带速度允许误差率为土5%输送机效率7]w=0.96;
制造条件及批量生产：
一般机械厂制造，中批量生产
-表
题号
参数
1
运输市工作拉力（kN）
1.5
运输带工作速度（m/s）
1.7
卷筒直径（mm
260
设计任务量：
减速器装配图1张（A1）;零件图3张（A3）;设计说明书1份
、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.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7、校核轴的疲劳强度
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
1.传动装置总体设计方案
1.组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点：
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：
考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级
其传动方案如下：
初步确定传动系统总体方案如：
传动装置总体设计图所示选才¥V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率a
4=.斗用244=0.876;
）（为V带的效率）=0.95,428（级闭式齿轮传动）=0.97
“3（滚动轴承）=0.98,%（弹性联轴器）=0.99
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为：
PJ=PV4=3.032kW,执行机构的曲柄转速为n=
100060v=i24.939r/min,
D
现将两种电动机的有关数据列表与下表比较：
力杀
电动机型号
额定功率/kw
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
总传动比i
I
Y132M1-6
4
1000
960
7.684
II
Y112M-4
4
1500
1440
11.525
Y由上表克制方案II总传动比过大，为了能合理的分配传动比，是传动装置结构紧凑，决定选用方案I,电动机型号Y132M16
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速nN和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ia=nN/n=7.684
（2）分配传动装置传动比
ia=i0Xi
式中i°,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.17,则减速器传动比为i=ia/i0=2.424
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速
n『nm/i0=302.839r/min
nn=n1/i1=124.934r/min
（2）各轴输入功率
P=PdX"1=2.88kW
Pn=Pix邛x"3=2.682kW
PiikPnX"3X%=2.576kw
（3）各轴输入转矩
T1=TdXi0x"1Nm
电动机轴的输出转矩Td=9550'=30.162Nmnm
同理：
Ti=TdXi0X"1=90.833Nm
Tn="Xi1X"1Xn2=205.013Nm
Tii=%X0.98=196.903Nm
轴号
转速n/min
功率kw
转矩n/m
传动比i
0
960
3.032
30.162
3.170
I
302.839
2.880
90.833
2.424
II
124.934
2.682
205.013
1
III
124.934
2.576
196.902
1
5.齿轮的设计
（一）齿轮传动的设计计算
1.齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
①材料：
高速级小齿轮选用45琏冈调质，齿面硬度为小齿轮235HBS取小齿齿数乙=24高速级大齿轮选用45汴钢正火，齿面硬度为大齿轮190HBsZ2nx乙=58.176
取Z2=59
②齿轮精度
按GB/T10095—1998,选择7级，齿根喷丸强化
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计
3
d1t-2KtT1u-1（ZHZE）2
.d二u[二h]
确定各参数的值:
①试选Kt=1.6
选取区域系数ZH=2.5
&a=1.655②计算应力值环数
N1=60n1jLh=60X626.09X1X（2X8X300X8）=1.4425X109h
N2=4.45X108h#（5.96为齿数比，即5.96=句
Zi
③查得：
K；>1=0.93K；>2=0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得：
[二h]i=KHN1im1=0.93X550=511.5MPaS
[]2=K"Hlm2=0.96x450=432MPaS
许用接触应力
[二H]二（[；，][[0h]2）/2=（511.5432）/2=471.75MPa
⑤查课本表3-5得：
Ze=189.8MPa
d=1
T=9.55X105XP1/n1=4.47X104N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d1t
=52.494
②计算圆周速度•.
二d/1
601000
=0.8324m/s
③计算齿宽b和模数mnt
计算齿宽b
b=dd1t=52.494mm
计算摸数mn
初选螺旋角■=12
d1tcos-46.42cos14
mnt===2.00mm
Zi24
④计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25mnt=4.813mmbh=46.42/4.5=10.907
⑤计算纵向重合度
邓=0.3186dzitanB=1.622
⑥计算载荷系数K
使用系数KA=1
根据v=1.62m/s,7级精度，查课本得
动载系数KV=1.07,
查课本KH钟勺计算公式：
KHp=1.12+0.18（1+0.6包2）区加2+0.23义10-Xb
=1.12+0.18（1+0.6黑1）X1+0.23X10/X46.42=1.33
查课本得：
K4=1.35
查课本得：
Kh-=Kf-.=1.2
故载荷系数：
K=KjKlKHaKHp=1X1.07X1.2X1.33=1.71
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3
K/Kt
d［=d〔t.,=50.64mm
⑧计算模数mn
mn
d1cos:
50.64cos14.…
12.04mm
24
4.齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3
2KTYcos”YfYs：
\dZ21；a（［二F］）
⑴确定公式内各计算数值
①小齿轮传递的转矩X=47.58kN・m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取zl=24,z】=iIlzl=5.96X24=143.04传动比误差i=u=z】/z1=143.04/24=5.96
A户0.032%M5%,允许
②计算当量齿数
zl'l=z1/cosf=24/cos314=26.27
z"=z?
/cos'y=144/cos314=158
3初选齿宽系数①d
按对称布置，由表查得©d=1
4初选螺旋角
初定螺旋角口=14
5载荷系数K
K=K/K|kFrK@=1X1.07X1.2X1.35=1.73
6查取齿形系数YR和应力校正系数Y%
查得：
齿形系数Y冏=2.592Y岫=2.211
应力校正系数Y劭=1.596Y®=1.774
7重合度系数Y[
11
端面重合度近似为%=[1.88-3.2X（一十一）]cosp=[1.88—3.2X（1/24+1/144）]Xcos14乙Z2
=1.7
%=arctg（tg4/cos户）=arctg（tg20，/cos14°）=20.64690
四=好网询=14.07609
因为Q=与/cos'片,则重合度系数为y|=0.25+0.75cosA/^n=0.673
®螺旋角系数yP
=1.675,
轴向重合度%二人心例吗也丝包里
二2.09
Y，=1—=0.82
安全系数由表查得sF=1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1=60nktl=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X10
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255X106/5.96=1.05X10g
查课本得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮仃FF1=500MPa大齿轮Off2=380MPa
查课本得弯曲疲劳寿命系数：
KFN1=0.86KFN2=0.93
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
=0.01554
0m2_2.2111.774
[二F]2252.43
大齿轮的数值大.选用.
⑵设计计算
1计算模数
3c/cC"4cC2,cc/
21.734.76100.78cos140.01554/八
mnmm=1.25mm
12421.655
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.64mm来计算应有的齿数.于是有：
50.64xcosl4
z产外=24.57取z1=25
5064xcos14'
那么z2=5.96X25=149
②几何尺寸计算
计算中心距a=（z1z2）mn=（25149）2=147.2mm
2cos:
2cos14
将中心距圆整为110mm
按圆整后的中心距修正螺旋角
因P值改变不多，故参数、,kp,Zh等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
z1mn252
d1=-n=42.4mm
cos:
cos14.8
Z2mn1492
d2=-n=252.5mm
cos!
'■cos14.8
计算齿轮宽度
B=45dl=142.4mm=42.4mm
圆整的B2=50B1=55
6.传动轴承和传动轴的设计
1.传动轴承的设计
⑴.求输出轴上的功率Pi,转速ni,转矩Ti
Pi=2.93KWni=626.9r/min
Ti=43.77kn.m
⑵.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为
di=42.4mm
Fa=Fttan：
=20646X0.246734=5094.iN
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，取Ao=ii2
AcPi
dmin=Ao3i8.73mm
ni
2.从动轴的设计
Fa=Fttan:
=1923.6X0.246734=474.6N
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，取Ao=112
°P2
dmin=Ao333.1mm
n2
故需同时选取联
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合，
轴器的型号
查表，选取Ka=1.5
Tca=KaT2=1.5242.86=364.3Nm
因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以
选取LT7型弹性套柱销联轴器具公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
d1=40mm,半联轴器的长度L=112mm半联轴器
与轴配合的轴孔长度为L1=84mm
⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径|d=47mm|;左
端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度。
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，故选用单列角接触球轴承.参照
工作要求并根据d=47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010c型.
d
D
b
d2
D2
轴承代号
45
85
19
58.8
73.2
7209AC
45
85
19
60.5
70.2
7209B
50
80
16
59.2
70.9
7010C
50
80
16
59.2
70.9
7010AC
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d父DmB=50mm父80mmM16mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度hA0.07d,取h=3.5mm,因此d=57mm,
3取安装齿轮处的轴段d=58mm齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L=72.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,d=65.轴环宽度b之1.4h,取b=8mm.
4轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l=50.
5取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差
在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则
L=16+16+16+8+8=64
至此，已初步确定了轴的各端直径和长度
5.求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，
查表对于7010c型的角接触球轴承，a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距
L9L,=114.8mm60.8mm=175.6mm23
L360.8
FNH13Ft=206467148.5N
L2L3175.6
二13497.5N
Lc114.8
Fnh22Ft=20646
L2L3175.6
FaD
FrL3；
FNV1
2=7420N
L2'L3
Fnv2=Fr-Fnv1=20646-7420=13226N
MH=172888.8Nmm
Mv1=Fnv1L2=7420*114.8=851816Nmm
MV2=FnV2L3=1322660.8=804140.8Nmm
M1=Jm；+M/1=v1728892+8518162:
869184.2Nmm
M2=179951Nmm
传动轴总体设计结构图：
（主动轴）
从动轴的载荷分析图
6.校核轴的强度
根据
=17.24
仃=V1M12+⑺2=j869.18422+（1父242.86）2
*W-’0.127465
前已选轴材料为45钢，调质处理
查表15-1得［仃j］=60MPa
Ja〈［。
二］此轴合理安全
7、校核轴的疲劳强度.
⑴.判断危险截面
截面A,H,IH,B只受扭矩作用。
所以AnmB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和即处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大.截面VI的应
力集中的影响和截面叩的相近，但是截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故C截面也不必彳强度校核，截面IV和V显然更加不必要做强度校核.由附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需胶合截面即左右两侧需验证即可.
⑵.截面VU左侧。
抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500
抗扭系数Wt=0.2d3=0.2503=25000
截面叩的右侧的弯矩M为M=M160.8-16=32863.2Nmm
60.8
截面IV上的扭矩T为T2=242.86KNm
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
T2311350
;T=—==12.45MPa
Wt25000
轴的材料为45钢。
调质处理。
由课本得：
q......-0.82q=0.85
.K二=1+q*厂1）=1.82
KT=1+qT（。
丁-1）=1.26
所以=0.67；=0.82
==[=0.92
综合系数为：
K二二2.8
K=1.62
I
碳钢的特性系数%=0.1〜0.2取0.1
，=0.05〜0.1取0.05
安全系数Sca
S二二
=25.13
S;
k-a-；t-
=13.71
Sca=-^S—=10.5>S=1.5所以它是安全的
WS2
截面IV右侧
抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500
抗扭系数wT=0.2d3=0.2503=25000
截面IV左侧的弯矩M为M=133560
截面IV上的扭矩T2为T2=295
M133560
截面上的弯曲应力c-b10.68
W12500
截面上的扭转应力
_T232863
WT25000
K旦—-1=1.62%
.=0.82'■=0.92
V'-rV
“0.05〜0.1取0.05
所以“0.67
综合系数为：
K_=2.8K=1.62
KJV
碳钢的特性系数
%=0.1〜0.2取0.1
安全系数Sca
k-a-；：
tm
=9.84
所以它是安全的
Sca-,S°ST^8.63>S=1.5ScS2
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键
根据d2=55d3=65
查表6-1取：
键宽b2=16h2=10L2=36
b3=20h3=12L3=50
②校和键联接的强度
查表6-2得[
;p]=110MPa
工作长度12=L2-b2=36-16=20
13=L3-b3=50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K2=0.5h2=5
K3=0.5h3=6
由式（6-1）得:
3
2T2102143.531000
p2
—2==52.20
K212d252055
2T31032311.351000
二p3=—==53.22
pK313d363065
两者都合适
取键标记为：
键2:
16X36AGB/T1096-1979
键3:
20X50AGB/T1096-1979
9、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,大端盖分机体采用业配合.
is6
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的
距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.%
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3o机体外型简单，拔模方便.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操
作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强
密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B油螺塞:
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气
器，以便达到体内为压力平衡.
E盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位
销，以提高定位精度.
G吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚
仃=0.025a+3至8
10
箱盖壁厚
5
仃i=0.02a+3之8
9
箱盖凸缘厚度
bl
b1=1.5%
12
箱座凸缘厚度
b
b=1.5»
15
箱座底凸缘厚度
b2
b2=2.5仃
25
地脚螺钉直径
df
df=0.036a+12
M24
地脚螺钉数目
n
查手册
6
轴承旁联接螺栓
di
di=0.72df
M12
直径
机盖与机座联接
d2
d2=（0.5~0.6）df
M10
螺栓直径
轴承端盖螺钉直
d3
d3=（0.4~0.5）df
10
径
视孔盖螺钉直径
d4
d4=（0.3~0.4）df
8
定位销直径
d
d=（0.7~0.8）d2
8
df,di,d2至外
Ci
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