单级斜齿圆柱齿轮减速器设计

1、目 录一设计要求51.1传动装置简图51.2原始数据51.3工作条件5二传动系统的总体设计72.1电动机的选择72.1.1选择电动机类型72.1.2选择电动机容量72.1.3确定电动机转速72.2传动装置运动和动力参数的计算82.2.1计算总传动比及分配传动比82.2.2计算传动装置各轴的运动和运动参数82.2.2.1各轴轴转速82.2.2.2各轴的输入功率82.2.2.3各轴的输入转矩9三 v带及带轮结构设计104.1 一级斜齿轮大小齿轮的设计124.1.1选精度等级，材料及齿数124.1.2按齿面接触强度设计124.1.3 按齿根弯曲强度设计144.1.3.1确定参数144.1.3.2 设

2、计计算154.1.4几何中心距计算154.1.5齿轮受力分析16五 轴的计算175.1 齿轮轴的设计175.1.1基本参数175.1.2初步确定轴的最小直径175.1.3轴的结构设计175.1.4轴的受力分析185.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度205.1.6精确校核轴的疲劳强度205.2低速轴的设计225.2.1材料选择及热处理225.2.2初定轴的最小直径225.2.3轴的结构设计235.2.4轴的受力分析245.2.5精确校核轴的疲劳强度26六 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算306.1轴承的确定及校核306.1.1对初选高速及轴承7306c校核306.1.2对初选低速轴承72

3、11ac进行校核326.2键的校核346.2.1齿轮轴上的键连接的类型和尺寸346.2.2大齿轮轴上的键346.3联轴器的校核356.4润滑密封35七.箱体端盖齿轮的位置确定37八.设计小结38九、参考文献39一设计要求1.1传动装置简图带式运输机的传动装置如图所示1.2原始数据带式运输机传动装置的原始数据：带的圆周力f/n带速v(m/s)滚筒直径d/mm2400n24001.3工作条件三班制，使用十年，连续单向运载，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%.传动方案如下图所示二传动系统的总体设计2.1电动机的选择2.1.1选择电动机类型按工作要求选用y型全封闭自扇冷

4、式笼型三相异步电动机，电压为380v2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率为 又根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率传动装置的总效率查课本表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），齿轮转动效率，v带的传动效率；代人得：为工作机效率，所需电动机功率为电动机额定功率约大于，由课本第19章表19-1所示y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率=7.5 2.1.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为v带传动的传动比为24单级圆柱齿轮减速一般传动比范围为36则总传动比合理范围为i=624故电动机转速可选范围，符合这一范围的同步转速有750

5、、960、1440，750不常用，故选择1440的电动机。其相关数据如下：方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/堵载转矩最大转矩同步转速满载转速额定转矩额定转矩1y132m-47.5150014402.22.3方案优点：结构简单、带传动易加工、成本低，可吸震缓冲，应用较广泛。缺点:外部尺寸大，带的寿命短，需经常更换。2.2传动装置运动和动力参数的计算2.2.1计算总传动比及分配传动比 根据电动机满载转速及工作机转速n，可得传动装置所要求的总传动比为 分配各级传动比为了使v带传动外轮廓尺寸不过大，保证各级传动尺寸协调，结构均匀合理，取v带传动比，则单级斜齿轮减速器的传动比 2.2.2计算传动装

6、置各轴的运动和运动参数2.2.2.1各轴轴转速 轴 轴 轴 2.2.2.2各轴的输入功率电动机轴输出功率 轴 轴 轴 2.2.2.3各轴的输入转矩 轴 轴 轴 将上述结果列入表中运动和动力参数轴号功率转矩转速传动比电动机5.614401i轴5.44936.4014401ii轴5.179103.84803iii轴5.025503.5965三 v带及带轮结构设计1确定计算功率带式运输机传动系统中第一级用普通v带传动。已知电动机额定功率,转速，传动比。 由表8-7查得工作情况系数，故2 选择v带的带型 根据=9.75kw、，由图8-11选用a型，3计算大带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径

7、，由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径=90mm验算带速v，按式（8-13）验算带的速度因 故带速合适。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径。根据表8-8，圆周为。4 确定v 带的中心距和基准长度1）根据式（8-20），初定中心距。 2）由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度。3）按式（8-23）计算实际中心距 中心短范围为5 验算小带轮上的包角6 计算带的根数(1）计算单根v带的额定功率。由和，查表8-4a得，根据，和a型带，查表8-4b得，查表8-5得，表8-2得，于是2)计算v带的根数：，取9根。7 计算单根v带的初始拉力的最小值由表8-3得a型带的单位长

8、度质量，所以应使带的实际初拉力8 计算压轴力 压轴力的最小值为四 斜齿齿轮设计4.1 一级斜齿轮大小齿轮的设计已知输入功率，小齿轮转速为，齿数比，由电动机驱动，工作寿命年限十年，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。4.1.1选精度等级，材料及齿数(1）选用斜齿圆柱齿轮，由机械设计表101选择大·小齿轮材料均为40cr(调质)，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855hrc。 (2）表面淬火，轮齿变形不大，运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用七级精度(3）选小齿齿数,大齿轮齿数。(4)选取螺旋角，初选螺旋角4.1.2按齿面接触强度设计（1）确定公式内各计算数值1

9、）试选2）由机械设计图1030选取区域系数3）由机械设计图1026查得，则4）计算小齿轮传递的转矩5）由机械设计表107选取齿宽系数6）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数7）由机械设计图1021e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8）计算应力循环次数（设机器每年工作300天）9)由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数,。10）计算接触许用应力取失效概率为1%安全系数s=1（2） 计算1）试计算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数使用系数根据，7极精度由机械设计图108查得动载系数,由机械设计表104查得，由机

10、械设计图1013查得,由机械设计表103查得。故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数4.1.3 按齿根弯曲强度设计4.1.3.1确定参数1）计算载荷系数2)根据纵向重合度从机械设计图1028查得螺旋角影响系数。3）计算当量齿数4）查取齿形系数由机械设计表105查得,。5）查取应力校正系数由机械设计表105查得,。6）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。7）由机械设计图1018取弯曲疲劳系数，。8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数s=1.49）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大4.1.3.2 设计计算对比计算结果，由齿面接触

11、强度计算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数。取以可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取,则。4.1.4几何中心距计算（1） 计算中心距将中心距圆整为124。（2） 按圆整后的中心距修整螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取,。4.1.5齿轮受力分析 小轮圆周力 小齿轮径向力 小齿轮轴向力 大齿轮圆周力 大齿轮径向力 大齿轮轴向力五 轴的计算5.1 齿轮轴的设计5.1.1基本参数电动机通过v带传递到轴的功率,转速，。5.1.2初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，

12、调制处理。根据15-3，取，于是得则5.1.3轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案如下：2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（右左）3）由于在这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，这个直径下满足大带轮所传递的扭矩的强度，故。此处轴短长度由大带轮的轮懿的宽度所决定，由机械设计图8-14（d）查得取，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度小于其轮懿值，取。4) 初选滚动轴承一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择角接触轴承7306c。查机械设计课程设计表13-3得，要求的定位轴高是4.5m

13、m。故要求在此处的定位套筒的直径是39mm，因此取a由图形分析，令。箱体壁与齿轮的距离，。轴承端盖的壁厚一般为10mm左右。因此，整个轴承盖的长度是30mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定。b考虑到，取，。c处的宽度大于1.4h，取，则d同样，也就确定了。至此，已初步了轴的各段直径和长度e轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键铣刀加工，保证大带轮与轴的配合为，同样。滚动轴承与轴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k6。f确定轴上圆周角和倒角尺寸 参考表15

14、-2确定轴两端的倒角均为2×45°，各处圆角半径都为0.5mm。5.1.4轴的受力分析（1）根据结构图画出轴的受力简图 （2）受力计算1)由前面的计算可得 2)计算支反力在水平面内进行计算在垂直面内进行计算3)画出弯矩图和扭矩图 弯矩图：单位 4)由弯扭图上看，截面b是危险面。现将计算出的截面b处的的值列于下表载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩m 总弯矩扭矩t5.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表查得，因此，故安全。5.1.6

15、精确校核轴的疲劳强度1)判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面。只有在截面c处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。2)截面c右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面c右侧的弯矩截面c上的扭矩t= 103800n.mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力由表15-1查得：，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，按式

16、3-12及式3-12a得综合系数为： 又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数 ，取 ，于是，计算安全系数值，按15-6到15-8式得： 故其安全3)截面c左侧，由于该轴是齿轮轴，没有因过盈配合而造成的应力集中，因此不用校核。4)由上面的计算，说明该轴的强度是足够的。5.2低速轴的设计5.2.1材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。5.2.2初定轴的最小直径1）按扭转强度条件，可得轴的直径计算式由机械设计表15-3查得，取，于是得 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大，故 2）联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故需同时选取联轴器型号

17、。联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故称,则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t5014-2003或手册，选用hl4型弹性柱销联轴器。综合考虑取。型号公称转矩许用转矩（钢）轴孔直径轴孔长度gyh4900n.m6800 n.m45mm84mm其公称转矩为900000n.mm，半联轴器的孔径，故半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度5.2.3轴的结构设计（1）拟定结构方案如下图 （2）根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 从左端开始。为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取,由于前面已经对联轴器进行了选择，故。半联轴器与轴配合的毂孔

18、长度为84mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则就比84略短一点，现取2）初步选择滚动轴承。根据，初步选择角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择ac系列的轴承，查表选取7211ac，其尺寸为，其定位轴肩为3.5mm，故定位套筒的直径为62mm。因此，。3）取安装齿轮处的轴段的直径，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取，齿轮的右端采用轴，定位，轴肩的高度5mm，则轴环处的直径，取轴环宽度为8mm。4）轴承端盖的总宽度为30mm，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的距离15mm，故取。5）取齿轮与箱体之间的距

19、离为16mm，滚动轴承到箱体的距离为10mm，则，,。至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。6）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径由机械设计课程设计表12-11查得平键选用，配合为。齿轮与轴的连接，按查得查表12-11得，选用平键为，配合为。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k6。7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表15-2，取轴端倒角为，c、d、e处的圆角半径，a、b处的圆角半径。5.2.4轴的受力分析(1）根据结构画出轴的受力简图 （2）进行受力分析1）由前面的计算可知 2）支反力垂直面内 水平

20、面内 3）画出弯矩图和扭矩图 弯矩图：单位 4)由弯扭图上看，截面c-d是危险面。现将计算出的截面c-d处的的值列于下表 载荷水平面垂直面支持反力弯曲总弯曲扭矩5）按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算力 根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查，因此，故安全。 5.2.5精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险面在c-d这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的。a、b截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕的情况下确定的。d、

21、e截面的轴径都很大，也不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核c截面的左右两侧。（2）截面c左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面c左侧的弯矩m为（作处弯矩的近似计算）截面c上的扭矩截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数，按机械设计附表3-4为 由附图3-2的尺寸系数；由附图3-2的尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，按式得综合系数为 又由及得碳钢的特性系数

22、取 取于是，计算安全系数值，按式得 故其安全。（3）截面c右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面c左侧的弯矩m为截面c上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由机械设计附表3-8，用插值法求出，并取，于是有，则轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面c右侧的安全系数为 因此，在截面c右侧的强度也是足够的。至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。六 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算6.1轴承的确定及校核6.1.1对初选高速及轴承7306c校核（1）受力分析 由前面表格数据可以计算 （2）求两轴承的计算轴向力和由表13-7得轴承派生轴向力，

23、其中，e为表13-15中的判断系数，其值由的大小来确定，查机械设计课程设计表13-3得，但现在轴承轴向力未知，故先初选e=0.4，因此可估算 由于所以由表13-5进行插值计算，得，。再计算 计算确定，。再计算 再次计算值相差不大。因此确定，(3) 求轴承当量动载荷和 由表13-5分别进行表示或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1： ，对轴承2: ,因轴承运载中有轻微冲击，由机械设计表13-4查得，选取(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算故满足要求。6.1.2对初选低速轴承7211ac进行校核1受力分析 由前面的数据可以计算 2计算两轴的轴向力查表13-3得，对于7000

24、0 ac型轴承，它的派生轴向力,则 由于所以由表13-5进行插值计算，得，。3 计算轴承的单量载荷 由表13-5分别进行表示或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1： ，对轴承2: , 因轴承运载中有轻微冲击，由机械设计表13-4查得，选取。4 计算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算故满足要求。6.2键的校核6.2.1齿轮轴上的键连接的类型和尺寸1选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小d=26mm，所以选用单圆头键（c型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为2 校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮

25、的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力，键工作长度，键与带轮键槽的接触高度计算挤压强度故该键满足。键的标记为：键 1096-2003齿轮轴上的键6.2.2大齿轮轴上的键1 齿轮处：联轴器：2 校核键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力1）齿轮处挤压强度 故该键满足要求。键的标记为：键 1093-20032）联轴器挤压强度故该键满足要求。键的标记为：键 1096-20036.3联轴器的校核参数确定由前面的设计已知选择gyh6固定式联轴器，由课程设计表14-3查得，其公称转矩1 载荷计算由前面可知由机械设计表14-1查得，故得计算转矩为该联轴器合格。标记为：gyh6

26、固定式联轴器 45×84 gb/t 5843-20036.4润滑密封1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度所以才用浸油润滑的润滑方式。大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2.滚动轴承的润滑对于齿轮轴轴承 对于大齿轮轴轴承 由此可以看出她们的值都很小，故可以选用脂润滑。3 密封形式由于在轴承端盖处的轴表面速度两者速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”七.箱体端盖齿轮的位置确定名称代号减速箱体尺寸机座壁厚8机盖厚度18机座凸缘厚bb=1.5=16机盖凸缘厚b1b1=1.51=16机座底凸缘b2b2=2.5=24地脚螺栓直径dd=0.36a+12=16地脚螺栓数目nn=4轴

27、承旁螺栓直径d1d1=0.75 d=14机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) d=12联接螺栓d2的间距l l =63.14轴承盖螺栓直径d3d3=(0.40.5) d=6窥视孔盖螺栓直径d4d4=(0.30.4) d=5定位销直径dd=(0.70.8)d2=19.82427.1872螺栓至机壁距离c120.5螺栓到凸缘外缘距离c220.5轴承旁凸台半径r1r1= c2=51凸台高度h43外壁至轴承底座面的距离l1l1=c1+c2+(510)=61大齿轮齿顶圆与箱内壁间的距离1>1.2取25齿轮端面与内机壁间的距离2>取52（齿轮轴上）机盖筋厚m1m10.851 机座筋厚mm0.85轴承端盖外径d2小端盖51 大端盖66轴承端盖凸缘厚度tt=(