斜齿轮减速器课程设计说明书

1、目 录摘要-2第一部分 传动装置的总体设计-3第二部分 传动零件的设计计算-8第三部分 轴的设计-19第四部分 轴承和键的校核-27第五部分 主要尺寸与数据-30结论-33参考文献-34摘 要机械设计课程设计是机械设计课程最后一个重要的实践性教学环节，是机械类专业的主干技术基础课。是学生入学以来第一次较为全面的设计能力综合训练。通过这一训练过程有助于学生建立工程观点，培养正确的设计思想，使学生掌握设计机械传动装置和一般机械的能力。对后续专业课程的学习、毕业设计以与今后从事设计工作奠定扎实的基础具有重要的意义。培养理论联系实际的设计思想和工作作风，培养学生综合运用各种机械零件和机构的基本知识，以

2、与其他先修课程的理论知识，结合生产实际，解决工程问题的能力。巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。习和掌握通用机械零、部件、机械传动装置或简单机械的基本设计方法和程序，包括制定设计方案，合理选择传动机构和零、部件，正确计算零件工作能力、确定基本参数和尺寸，合理选择材料、热处理方式、精度等级，合理进行结构设计以与较全面地考虑制造、安装工艺、经济成本和使用维护保养方面的要求等等。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；传动零件以与轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封

3、和联轴器的选择与校验计算； 机体结构与其附件的设计和参数的确定；绘制装配图与零件图，编写计算说明书。关键字：机械设计 减速器 运输机 参数 设计方法 计算与说明结果第一部分 传动装置的总体设计 一、传动方案 分析任务书，传动系统的组成情况：原动机传动部分从动机。原动机：电动机；传动部分：带传动、链传动、减速器；从动机：带式运输机。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同的传动机构类型以与不同的组合形式和布置顺序构成。拟定可能的方案：(1）.电机联轴器减速器联轴器带式运输机(2).电机带传动减速器联轴器带式运输机(3).电机带传动减速器链传动带式运输机(4).电机联轴器减速器链传动带式运输机从减

4、少占地空间，简化结构，工作可靠，成本低廉考虑。如果选择链传动则运转不均匀有冲击。因此(1)和(2)较好。我在这里选择第二种传动方案。因为带传动的传动比较平稳，能缓冲减振。 方案简图如下：二、减速器的选择根据指导书上给的减速器的主要类型和应用特点，我选择二级圆柱斜齿轮减速器。斜齿轮的传动平稳性较直齿轮传动好。齿轮的布置为同轴式，两级大齿轮的直径接近，有利于侵油润滑。其结构加图如下：三、电动机的选择 1、选择电动机的类型 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高，维护比较不便，故不选用。生产单位一般用三相交流电源。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异

5、步电动机有笼型和绕线性。其中普通笼型异步电动应用最多。 综上要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 2、选择电动机的容量 有电动机至运输带的传动总效率为：分别是滚动轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率滚动轴承的传动效率（每对），其围是0.97-0.99，此处取0.98。齿轮的传动效率为0.99。联轴器的传动效率，其围是0.97-0.99，此处取0.97。卷筒的传动效率，其围是0.94-0.97，由于工作条件比较差，此处取0.94。代入各数据: 所以 3、 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 ，V带的传动比，总传动比，符

6、合这一围的同步转速有750、1000、1500r/min. 根据容量和转速，有指导书查出 取型号：Y112M-4 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 电动机型号为Y112M-4 1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比初选v带的传动比，则减速器的传动比。按展开式布置，查指导书图12选取减速器，。五、计算传动装置的运动和动力参数 1、计算各轴转速 轴1 轴2 轴3 2、 计算各轴输入功率轴1 轴2 轴3 卷筒轴 3、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 运动和动力参数计算结果整理与下

7、轴名效率P(kW)转矩T(N*m)转速n（r/min）输入输出输入输出电机轴3.7825.071440轴1 3.5533.41970.6969.28480轴23.4473.378356.68349.5692.3轴33.3443.2771176.57 1153.04 27.14卷筒轴3.1783.1141118.45 1096.0827.14第二部分 传动零件的设计计算一、v带轮的设计1、确定计算功率查课本表8-7得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率。2、选择v带型号根据，,查课本表8-10选用带型为A型带。3、选取带轮基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则

8、大带轮基准直径。4、验算带速v在530m/s围，故选v带速适合。5、确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距中心距变化围为438-510mm。6、验算小带轮包角，包角合适。7、确定v带根数z因，带转速，传动比。查课本表8-4a得。根据，传动比和A型带，查表8-4b得。查课本表8-5得=0.926,表8-2得，于是故选Z=4根带。8、计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带紧后的初拉力为9、计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得:10、圆整 查课本表8-8大带轮的基准直径接近的为315mm，则。11、数据修正

9、 总传动比 不变仍为53.8。带传动的传动比，则减速器的传动比。按展开式布置，查指导书图12选取减速器，。计算各轴转速 轴1 轴2 轴3 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98二、 高速级减速齿轮设计1、 齿轮材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮齿轮材料与热处理 (1) 材料：高速级小齿轮选用钢调质，小齿轮齿面硬度280HBS ，一般小齿轮齿数取20到40 齿，此取小齿齿数=26。高速级大齿轮选用钢正火，大齿轮齿面硬度240HB

10、S ，由 ,取Z=133. (2) 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级。2、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:（1）试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.438 由课本图10-26 , 则（2）计算应力值环数N=60nj =60×457.14×1×（2×8×260×5）=5.705×h（3）查课本 10-19图得：K=1.03, K=1.10（4）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则=1.03×600=618=1.1×550=605

11、许用接触应力 （5）查课本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.533/457.14=7.422×10N.m3.设计计算（1）小齿轮的分度圆直径d=（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b和模数计算齿宽b b=46.54mm计算摸数m 初选螺旋角=13=（4）计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×1.62=3.645 =12.77（5）计算纵向重合度=0.318=1.05（6）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.08查课本由表10-

12、4得K=1.310查课本由表10-3 得: K=1.4 （）故载荷系数:KK K K K =1×1.25×1.08×1.31×1.4=2.48（7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=46.54×=53.86（8）计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1） 确定公式各计算数值1） 计算当量齿数2）初选齿宽系数   按对称布置，由表查得13）  初选螺旋角初定螺旋角134）  载荷系数KKK K K K=1.25×1.08×1.4×

13、;1.2872.4325）  查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数2.453, 2.129  应力校正系数1.649,  1.856） 计算大小齿轮的   安全系数取S=1.4 =大齿轮的数值大（2） 设计计算 1） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m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m=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d=53.86来计算应有的齿数.于是由:z=26.24 取z=26那么z=5.1×

14、;26=133 2）几何尺寸计算计算中心距 a=163.18将中心距圆整为163按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=53.31d=272.69计算齿轮宽度B=圆整的 5、修正传动比，则2-3轴转速轴2 轴3 2-3轴的输入转矩轴2 轴3 三、 低速级减速齿轮设计1、 齿轮材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮齿轮材料与热处理 (1) 材料：高速级小齿轮选用钢调质，小齿轮齿面硬度280HBS ，一般小齿轮齿数取20到40 齿，此取小齿齿数=30。高速级大齿轮选用钢正火，

15、大齿轮齿面硬度240HBS ，由 ,取Z=100。 (2) 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级。2、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:（1）试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.438 由课本图10-26 , 则（2）计算应力值环数N=60nj =60×89.46×1×（2×8×260×5）=6.98×h（3）查课本 10-19图得：K=0.98, K=1.05（4）齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则=0.98×600=588=1.05

16、15;550=577.5 许用接触应力 （5）查课本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.447/89.46=3.68×10N.m3.设计计算（1）小齿轮的分度圆直径d=（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b和模数计算齿宽b b=83.91mm计算摸数m 初选螺旋角=13=（4）计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×2.73=6.14 =13.67（5）计算纵向重合度=0.318=2.202（6）计算载荷系数K使用系数=1.25根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数

17、K=1.05查课本由表10-4得K=1.319查课本由表10-3 得: K=1.1 （）故载荷系数:KK K K K =1.25×1.05×1.1×1.319=1.904（7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=83.91×=88.92（8）计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1） 确定公式各计算数值1）计算当量齿数2）  初选齿宽系数   按对称布置，由表查得13）     初选螺旋角初定螺旋角134）  

18、0; 载荷系数KKK K K K=1.25×1.05×1.1×1.2831.8525）        查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数2.486, 2.174  应力校正系数1.637,  1.7976） 计算大小齿轮的   安全系数取S=1.4 =大齿轮的数值大（2） 设计计算 1) 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-19

19、87圆整为标准模数,取m=2.5mm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d=88.91来计算应有的齿数.于是由:z=34.65 取z=35那么z=3.34×35=117  2） 几何尺寸计算计算中心距 a=194.998将中心距圆整为195按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=89.80d=300.19计算齿轮宽度B=圆整的 4、 结构设计(略)第三部分 轴的设计一 高速轴的设计1、 选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2、

20、 初步计算轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得因为在轴上开有键槽应增大，算出结果为22.67mm,此处设计去25mm。3、 轴的结构设计如图：各轴的直径和长度 1）输入轴的最小直径是安装带轮的直径，由计算得 ，其左端与带轮配合，带轮与轴的配合的毂孔长度L=45 ，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故取直径为25mm轴段长度43mm ； 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用角接触球轴承7206AC，尺寸参数

21、 故 ,考虑到此处加挡油盘，故此处轴段长度26mm ；同理该处有倒角2，由于有配合要求轴段直径d=30mm。考虑到带轮的安装与端该螺钉的拆卸方便取，且有利于轴承的装拆在此之间加入过度轴段。考虑带轮的为可靠去d=28mm,长取85mm。 3）由箱体尺寸综合齿轮宽度，且轴承定位可靠选取合适的长度和直径。从左至有直径长达分别为43mm、85mm；26mm、123mm；60mm、19mm；24mm。4）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角 ，各轴肩出圆角半径为1mm。 二 中速轴的设计1、 选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。2、 初步计算轴的最小直径根据

22、表15-3，取，于是有 选定。3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）根据，选用角接触球7209AC，尺寸参数得mm。此轴上小齿轮的95，为了使小齿轮便于安装且安装可靠，又由于有配合要求，尾数为0和5为最佳，故取。轴承第三段启轴向定位作用，其高度h一般取为，以便于拆卸轴承，故，第四段装大齿轮，为加工方便直径也可取。2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装且定位可靠，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以，由设计指导书可得由于用套筒定位综合箱体尺寸则=53mm，同理55mm。（3）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸

23、缘式端盖与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位。（4）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为2mm。 （5）求轴上的载荷 1）求轴上的力已知小齿轮的相关力N二轴上大齿轮的相关力二轴的受力分析如下图所示：分解到竖直平面，气受力图如下：由力和力矩列平衡方程式代入数据得： N N其剪力图如下：弯矩图如下：水平面的受力分析图如下由力和力矩列平衡方程式代入数据得： N N剪力图如下：弯矩图如下：由，得扭矩图如下：综合分析可知危险截面为B和C，截面B 截面C （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面B、C，根据式（15-5）与商标所给数据，并取a=0.6 其中d=50mm

24、, b=14mm, t=5.5mm 代入数据得W=10961mm 所以=42.89 MPa同理d=50mm, b=14mm, t=5.5mm 代入数据得W=10961mm=27.98MPa 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。三 低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。 2、初步确定轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得初选联轴器LH4，初定轴的最小直径3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下

25、方案：（2）各轴的直径和长度 1）联轴器的长度为82mm,考虑到端盖螺钉的装拆方便半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=110mm，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，轴的直径。 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用角接触球轴承7213AC，故,轴承B=23mm，为了便于安装且定位可靠，。安装齿轮的轴段长度由齿宽确定，为保证齿轮定位可靠轴段长度短于齿宽长度。直径为使轴承定位可靠且便于拆装，故取mm。轴段4的长度由箱体和已确定的轴段取12mm,保证齿轮的轴向定位可取85mm。第四部分 轴承和键的校核一、 高速轴 1、轴承的选择由于要承受轴向

26、力，且轴向力较大。故可采用角接触球轴承和圆锥滚子轴承，但是圆锥滚子轴承的发热较大，因此选用角接触球轴承。根据一轴的直径选取轴承，安装轴承段的直径为30mm，查指导书122页滚动轴承推介表。在此处选用接触角为25的轴承。查表轴承代号为7206AC，其相关参数为mm。 2、键的选择带轮和轴的周向需要定位可采用键来实现。轴上的带轮处键的选择，一般8级精度以上的带轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在轴端，故选用普通平键（C型）。 键的选根据轴径大小选择。带轮处的轴径为25mm,查指导书117页，查得键的公称尺寸，再根据键的长度系列选取键的长度，要求键的长度比连接轴段的长度短，故键的长度取45m

27、m。二、中速轴1、轴承的选择（1）由于要承受轴向力，且轴向力较大。故可采用角接触球轴承和圆锥滚子轴承，但是圆锥滚子轴承的发热较大，因此选用角接触球轴承。根据二轴的直径选取轴承，安装轴承段的直径为45mm，查指导书122页滚动轴承推介表。在此处选用接触角为25的轴承。查表轴承代号为7209AC，其相关参数为mm。（2）轴承寿命的计算1）轴承采用正装其轴承的支反力其派生轴向力的计算公式可由机设书322页表13-7查得。则轴向受力图为2)计算各轴承的轴向受力大小所以左边的轴承被“压紧”，右边的轴承“放松”。故被“放松”的轴承只受本身派生轴向力，即。而“压紧”的左边轴承所受的总轴向力在校核时就只校核受

28、力大的那个轴承，即轴承1。3)轴承寿命的校核查指导书123页7209AC基本额定动载荷。轴承的判断系数e查机设书321页表13-5得。 故X=0.41,Y=0.87动载荷系数查机设书321页，由于受轻微载荷，取1.1。轴承的实际当量动载荷应为：=轴承的基本额定寿命轴承的工作温度低于120°，则。选用的是角接触球轴承，。代入数据指导书所给的减速器工作5年，则轴承的工作小时前面以计算L2.08h。所选的轴承寿命大于轴承工作所需的时间，故选的轴承满足要求。2、键的选择（1）二轴上的小齿轮处键的选择，一般8级精度以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用普通平键（A型

29、）。根据配合轴段的直径大小d=50mm，参考指导书117页选择键。公称尺寸mm，键的长度小于轴段的长度，再根据键的长度系列选取l=66mm。二轴上的大齿轮处键的选择，一般8级精度以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用普通平键（A型）。根据配合轴段的直径大小d=50mm，参考指导书117页选择键。公称尺寸mm，键的长度小于轴段的长度，再根据键的长度系列选取l=45mm。有前面的分析得小齿轮处是危险截面，故校核时只对小齿轮进行校核。（2）校核强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机设书106页表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=80-14=66mm

30、,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm. (合适)三、低速轴1、轴承的选择由于轴上装的是斜齿轮则轴承要承受轴向力，且轴向力较大。故可采用角接触球轴承和圆锥滚子轴承，但是圆锥滚子轴承的发热较大，因此选用角接触球轴承。根据三轴的直径选取轴承，安装轴承段的直径为65mm，查指导书122页滚动轴承推介表。在此处选用接触角为25的轴承。查表轴承代号为7213AC，其相关参数为mm。 2、键的选择联轴器和轴的周向需要定位可采用键来实现。轴上的联轴器处键的选择，一般8级精度以上的联轴器有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在轴端，故选用普通平键（C型）。 键的选根据轴径大小选择。带轮处的轴径为5

31、5mm,查指导书117页，查得键的公称尺寸，再根据键的长度系列选取键的长度，要求键的长度比连接轴段的长度短，故键的长度取100mm。三轴上的大齿轮处键的选择，一般8级精度以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用普通平键（A型）。根据配合轴段的直径大小d=65mm，参考指导书117页选择键。公称尺寸mm，键的长度小于轴段的长度，再根据键的长度系列选取l=36mm。第五部分 主要尺寸与数据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。大端盖分机体采用配合.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. 考虑到机体零件

32、的润滑，密封散热。因其传动件速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑。采用润滑脂滑轴承时，在轴承旁加挡油板，以防止润滑脂流失。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。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，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M10紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，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：

33、油标位在便于观察减速器油面与油面稳定之处。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，以便达到体为压力平衡。E 起盖螺钉：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与装配精度，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10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M10定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4221826，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42416外机壁至轴承座端面距离=+（812）60大