斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、设计一带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于铸造车间运输型砂。单级斜齿圆柱齿轮减速器1电动机；2带传动；3减速器；4联轴器；5滚筒；6传送带已知条件：（1） 工作情况：单班制工作，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差为±5%；（2） 使用寿命：10年（其中轴承寿命为3年以上）；（3） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（4） 卷轴效率：0.96（包括卷轴与轴承的效率损失）；（5） 原始数据：运输带工作拉力F=4.8kN运输带速度v=2.5m/s卷轴直径：D=210mm。设计工作量：（1） 设计计算说明书一份；（2） 减速器装配图

2、一张；（3） 零件工作图两张。目 录一、 运动参数的计算5二、 带传动的设计 6三、 齿轮的设计 8四、 轴的设计 12五、 齿轮结构设计18六、 轴承的选择及计算19七、 键连接的选择和校核23八、 联轴器的选择 24九、 箱体结构的设计 24十、 润滑密封设计26十一、 参考文献27计算及说明结果 一、运动参数的计算1、电动机的选择1）选择电动机类型根据工作要求和条件，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 按工作要求和条件，选用Y系列异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2）选择电动机功率电动机到滚筒的总效率为分别是V带、轴承、齿轮、联轴器、滚筒的传动效率。分别取、代入得 所

3、以 因电动机额定功率略大于即可，由附表31查出Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率 。3）确定电动机转速工作机滚筒转速为根据附表23推荐的V带传动的传动比合理范围，单级圆柱齿轮传动，则传动比合理范围，故电动机转速的范围为，符合这一范围的同步转速有1500、3000r/min，着重考虑电动机的质量和价格，由附表3-1选取同步转速为1500r/min的三相异步电动机，型号为Y100L2-4二、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比电动机型号为Y100L2-4， 总传动比 分配各级传动比为使带传动的外廓尺寸不致过大，取其传动比，则齿轮减速器的传动比为三、计算传动装置的运动和动力参数0轴（

4、电动机）因， ，故1轴（高速轴）2轴（低速轴）3轴（滚筒轴）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)传动比效率0轴2.6217.6142020.961轴2.5233.97103.72 0.96 2轴2.42121.1190.910.983轴2.37118.6190.9二、带传动的设计1、确定计算功率由课本附表6-8得：式中为工作情况系数，为传递的额定功率,即电机的额定功率.2、选择普通V带的型号根据，,查课本图6-7选用A型普通V带。3、确定两带轮的基准直径根据课本表6-2选取。大带轮基准直径为由表6-2知其为标准值，则实际传动比、从动轮的实际转速

5、分别为从动轮的转速误差值为在±5%内，为允许值。4、验算带速V带速在525m/s范围内，故V带合适5、确定中心距和带的基准长度初定中心距： 取。得：由表6-3选取基准长度。实际中心距为 取考虑安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围。中心距的变动范围为6、验算小带轮包角，合适。7、计算V带根数z根据、，查表6-5，用线性插值法得。由表6-6查得功率增量为。由表6-3查得带长度修正系数，由表6-7查得包角系数，因而得普通V带的根数为圆整得根。8、求单根V带的初拉力及带轮轴上的压力由表6-1查得A型普通V带的每米长质量，则单根V带的初拉力为作用在带轮轴上的压力为9、带轮结构

6、设计（1）、小带轮的设计采用材料HT150铸铁D1=100mm3d，d为电机轴的直径d=38mm， 且300mm，故采用腹板式。腹板上不开孔。a)、部分结构尺寸确定：d1=1.8d=1.8×38=69mmL=1.8d=1.8×38=69mm、大带轮的设计由于 D2=300mm， 故采用孔板式。a）、有关结构尺寸如下：d=38mm; 第I轴直径d1=1.8×38=69mmL=1.8d=38×1.8=69mm三.齿轮的设计1、选择齿轮材料及精度等级因传动功率较大，故选用硬齿面齿轮组合。小齿轮用渗碳淬火，硬度为；大齿轮用表面淬火，硬度为。选择齿轮精度等级为8级

7、。2、按齿根弯曲疲劳强度设计确定有关参数与系数： 转矩 载荷系数K查表7-10取K=1.1 齿数、螺旋角和齿宽系数因为是硬齿面传动，取，则初选旋转角。当量齿数为 由表7-2查得齿形系数，。由表7-13查得应力修正系数，。由表7-14选取 许用弯曲应力 按图7-26查，小齿轮按查取，大齿轮按调质钢查取，得，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）HB2=240大小齿轮齿面的硬度差为280240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。（4）选小齿轮的齿数Z1=2

8、3；则大齿轮齿数Z2= Z1=3.81×23=87.6，去Z2=82、按齿面接触疲劳强度设计由由设计公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数据1)、试选Kt=1.3；2)、；3)、由课本表10-7选取d=1；4)、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.85）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限大齿轮的解除疲劳强度极限6）由课本式10-13计算应力循环次数7）由课本图10-19取接触疲劳寿命系数KNH1=0.90，KNH2=0.958）计算接触疲劳许用应力去失效概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得（2）计算 1）试算小齿轮分

9、度圆直径d1t2)、计算圆周速度V=1.01m/s3)、计算齿宽4）计算齿宽和齿高的比模数齿高h=2.25=5.898mm=60.287/5.898=10.225)计算载荷系数根据v=1.01m/s，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数KV=1.10直齿轮由课本表10-2查得使用系数由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时由，查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式（1）确定公式内的各个计算数值1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲

10、疲劳强度极限2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得4)计算载荷系数K5)查取齿形系数由表10-5查得 ，6）查取应力校正系数由表10-5查得 ,7)计算大、小齿轮的大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径=63.007mm，

11、算出小齿轮齿数，取=32大齿轮齿数：这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿宽取，名称符号公式齿1齿2齿数32122分度圆直径64244齿顶高22齿根高2.52.5齿顶圆直径68248齿根圆直径59239中心距154齿宽7065四轴的设计（一）轴的设计1.轴上的功率、转速和转矩2.作用在齿轮上的力切向力径向力3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故先选联轴器。

12、联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩为:半联轴器的孔径:,故取:. 半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:.4、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以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)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,轴段右端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度:,为了保证轴端

13、挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:.<2>初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:.由机械设计课程设计表12-5，选取6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取=53mm<3>取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,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,故取：,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：，轴环宽度：,取。<4>轴承端盖的总宽度为：,取：.<5&g

14、t;取齿轮距箱体内壁距离为:，s=8mm,T=19mm,由于这是对称结构，算出.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联接1）齿轮与轴的连接按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.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的配合为;2）半联轴器与轴的联接, 查课本表6-1，选用平键为:,半联轴器与轴的配合为:.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为:,处圆角取R2，各轴肩处圆角半径取(5)求轴上的载荷在确定轴

15、承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,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 ,是轴的危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.<1>作用在齿轮上的力切向力径向力<2>求作用于轴上的支反力水平面内支反力:垂直面内支反力:<3>作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.计算总弯矩:<4>作出扭矩图:.<5>作出计算弯矩图:,<6>校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在A的左侧。,由表15-1查得，因此，故安全。（二）

16、轴的设计1.轴上的功率、转速和转矩2.作用在齿轮上的力切向力径向力3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，=38mm电动机轴外伸80mm，配合轮毂长度69mm4、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以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮右面由套筒定位,左面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度<1>为了满足带轮的轴向定位要求, 轴段左端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表

17、按轴端去挡圈直径,带轮与轴配合的毂孔长度:,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,故段的长度应比略短,取:.<2>初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:.由机械设计课程设计表12-5，选取6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.取=58mm。<3>取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,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,故取：,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：，轴环宽度：,取。&

18、lt;4>轴承端盖的总宽度为：,根据对称结构：.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,带轮与轴的周向定位均采用平键联接1）齿轮与轴的连接按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.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的配合为;2）带轮与轴的联接 查课本表6-1，选用平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.带轮与轴的配合为:.3）滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为:,处、处取圆角半径R2，其余各轴肩处圆角半径取五、齿轮结构设计1、小

19、齿轮结构设计当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， e4mm由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=55,而小齿轮的齿根圆显然e2mt故需做成齿轮轴。2、对于大齿轮：当da500mm时，采用腹板式结构。有关参数：,d为轴安装大齿轮处的轴径。D1=mm ，取C=16mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：六. 轴承的选择及计算1.轴承的选择：轴承1：深沟球轴承6209轴承2：深沟球轴承62102.校核轴承：1）校核深沟球轴承6210，查机械设计课程设计表12-5得：由课本表13-6，取由于轴承只受径向力作用对于球轴承，按每年300个工作日，每天两班制，寿命为35年，所以合适2）校核深沟球轴承6209，查机械设计课程设计表12-5得：由课本表13-6，取由于轴承只受径向力作用对于球轴承，按每年300个工作日，每天两班制，寿命为345年，所以合适七、键连接的选择和校核1.选择键联接的类型一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢，2.轴与带轮相联处键的校核键A：,单键由课本式（6-1）得故满足要求3.轴与带轮相联处