一级斜齿圆柱齿轮减速器

课程设计说明书题目：二级学年级专学 号学生姓指导教教师职目录第一部分绪论 1第二部分课题题目及主要技术参数说明 1课题题目… 1主要技术参数说明… 1传动系统工作条件… 1传动系统方案的选择… 2第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 2减速器结构… 2电动机选择… 2传动比分配… 3动力运动参数计算… 3第四部分齿轮的设计计算 4齿轮材料和热处理的选择 4齿轮几何尺寸的设计计算 4齿轮的结构设计 8第五部分轴的设计计算 10轴的材料和热处理的选择 10轴几何尺寸的设计计算 10按照扭转强度初步设计轴的最小直径 11轴的结构设计 11轴的强度校核 14第六部分轴承、键和联轴器的选择 16轴承的选择及校核 16键的选择计算及校核 17联轴器的选择 18第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 18润滑的选择确定 18密封的选择确定 18减速器附件的选择确定… 19箱体主要结构尺寸计算… 19第八部分总结… 20参考文献 21机械设计课程设计计算说明书

计 算 及 说 明 计算结果随着现代计算技术的发展和应用,在机械设计领域,已经可以用现代化的设计方法和手段,从众多的设计方案中寻找出最佳的设计到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺好。然而,由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观判优化设计方法,使优化设计成为可能。斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。我国目前生产的减速器还存在着体积大,重量重、承载能佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的一种重要途径。第二部分课题题目及主要技术参数说明课题题目一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）主要技术参数说明V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=300mm。传动系统工作条件280天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。传动系统方案的选择第1页共21页

F=2.3KNV=1.5m/sD=300mm机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书第第8页共21页图2-1带式输送机传动系统简图第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。电动机的选择1）工作机输出功率:P FV

k w =2300

3.45kww 1000 10002）传动效率：查《机械设计课程设计》P:10表2-41①V带传动 0.961②滚动轴承：2

0.96

P 3.45kw③斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)3 w4④联轴器：弹性联轴器 0.994⑤滚筒：5

0.96总传动效率2

0.8212 345PdP 3.45P w d 0.82总Ped

Pd

=0.82即可，由附表3—1查出Y系 总Ped转速

5.5kw。

P4.21kwdP 5.5kwed工作机滚筒转速为:n601000V

601000

95.54r/minD 3.14300由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械设计课程设计指导书）附表1圆柱齿轮传动其传动比常用值：3-6V带传动其传动比常用值：2-4总则总传动比i 合理范围为：6-24总故电动转速的大致可选范围为n'i总

n=（6-24）×95.54=573r/min—2293r/min5.5kwYr/min1000r/min1500r/min，取转速为1000型号为Y132M2-6P235表20-1Y132S-4要技术数据如下：

n=95.54r/min电动机型号：型号Y132M2-6

额定功率（KW）5.5

满载转速（r/min）960

堵转转矩额定转矩2.1

最大转矩额定转矩2.2

Y132M2-6表3-1电动机的型号传动装置的总传动比及其分配系统总传动比查资料可知电动机的转速

i 9.46总带传动比：i3n'根据关系式i 得：总 n

1n' 960总i n总

i3.42n960r/min0参考《机械设计课程设计》P:5表2-1：取取V带传动i31

n320r/min1n94.12r/mini则：齿轮的的传动比i 2 i1

10.05 3 3.353.4

2n 94.12r/min3动力动力参数的计算1）每个轴的转速电动机输出轴的转速n

n'960r/minI的转速

0

320r/min1 i 31n大齿轮轴II的转速n n2 i2

3203.494.12r/min滚筒轴的转速n n3 2

94.12r/min

p 每个轴的输入功率电动机输出轴的输入功率p 0

d

0P4.04kw13.80kwIP1

P0

4.210.964.04kw

P3.61kwIIP

4.040.960.983.80kw 32 12 3P3各个轴的转矩计算

P3.80.960.993.61kw2 2 4电动机输出轴的转矩：P 4.21

T 41.88NmT 9550 09550 41.88Nm 00 n 9600小齿轮轴I的转矩：P 4.04

120.57NmT 385.57Nm2T 366.29NmT9550 19550 120.57Nm 31 n 3201IIP

3.80T 9550 2 n2

955094.12385.57Nm滚筒轴的转矩：P 3.61T9550 39550 366.29Nm3 n 94.123以上计算结果列表如下：轴名功率P/KW转矩/(N·m)转速轴名功率P/KW转矩/(N·m)转速n/(r/min)电动机轴4.2141.88960．00

4.04 120.57 320．00大齿轮II轴3.80385.5794.12滚筒轴3.61366.2994.12表3-2参数结果第四部分齿轮的设计齿轮材料和热处理的选择：10-145Cr280HBS45240HBS40HBS1．选择精度等级及齿数2-1故选用7级精度（GB10095-88）3）数为Z

=24,大齿轮齿数Z1

=243.2=76.8,取Z2

=77。4）选取螺旋升角：初选螺旋升角14。按齿面接触强度设计：按《机械设计》（10-21）试算，即确定公式内的各计算数值试选K =1.6。t由《机械设计》21710-30由《机械设计》21510-261=0.78,2=0.87,则121.65。3-6d1。

=2.4330H10-61Z 189.8MPa21E由《机械设计》图10-21cd

T1=142390Nmm

H

600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim

550MPa7）3-2T142.39Nm142390Nmm1

N2=142390Nmm10-13N 60n1

jlh603201(2830010)9.2161089.216108N 2.881082 3.210-19KHN10.90；KHN20.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1％，安全系数S 21.61423904.22.433189.82

64.80mm=1，由《机3 11.65 3.2 531.25 械设计》式10-12得

K

1

0.9600540MPaH1]

SKHN2

lim

0.95550522.5MPaH 2 S许用接触应力： 540522.5 v=1.1m/s H1 H 2H 2 2

MPa531.25MPa（2）计算 b=64.80mm1）计算小齿轮分度圆直径d1td1t计算圆周速度

，由计算公式得

mnt=2.62h=5.895dnv

3.1464.80320m/s/s601000 601000bmbdd d

nt164.8064.80mmcos 64.80cos14.m nt z1

2.62mm24h2.25mnt

2.252.625.895mmb/h

64.805.895

10.99计算纵向重合度 =0.318z d

tan0.318124tan14 1.903K由《机械设计》查表10-2

=1,根据v=1.1m/s,7A10-8kv

1.1;由《机械设计》表10-4查得1.42 ；由《机械设计》图10-13查得k 1.35；F由表10-3查得k kH F故载荷系数k=kkk k

1.411.111.41.422.21

d1=72.17mmAV H H

m=2.92按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由《机械设 n计》式（10=10a）得：d d k1 3kt

64.80

2.211.6

72.17mm计算模数mndcos 72.17cos14m 1n z1

24 2.92mm按齿根弯曲强度设计由《机械设计》式2kTY

cos2 Y Ym 3n

1z2

a

a（1）确定计算参数1)计算载荷系数

d1 Fkk

kk kAv F F

11.11.41.352.10根据纵向重合度1.903,从《机械设计》图10-28旋角影响系数Y

0.88。计算当量齿数1z z 24 26.271v1 cos3 cos31477z z2 84.29v2 cos3 cos314查取齿形系数10-5查取应力校正系数

Fa1

2.592Y

Fa

2.211由《机械设计》表10-5查得Y 1.592Y 1.774Sa1 Sa210-20cFE1

500MPa,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE

380MPa。kFN2

由《机械设计》图10-180.88。计算弯曲疲劳许用应力

k 0.85FN1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式（10-12）

K 0.85500 FN1 FE1 303.57MPaF1F

S 1.4K 0.88 FN2 FE2S 1.4

238.86MPa

Y YFa F

并加以比较Y Y 2.5921.596Fa1F

11

303.57 0.01363Y Y 2.2111.774Fa2Sa2 0.01642 238.86F2小齿轮的数值较大(10)设计计算m n

22.100.88142390104(cos1412421.65

0)2

0.016422.65mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，可取弯曲疲劳计算的法面模数

Z 231Z 742m 2.65mm,并就近圆整为标准值mn

3.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直

a149.95mm1径d 72.17mm来计算应有的齿数。于是由1dcos 72.17cos14z 1 23.341取z1

mn23,则2

uz1

33.22374(zz)m 743a 1 2 n 149.95mm2cos 2cos14将中心距圆整为150mm按圆整后的中心距修正螺旋角

d 71.13mm1d 228.87mm2arccos

zzm1 2

23743arccos 14.07 40

2''2a 2150因值改变不多,故参数a

,K,ZH

不必修正.计算大小齿轮的分度圆直径zm 233

B80mmd 1 n 11 cos cos14.07nd z2m 743 228.87mmn

B 75mm22 cos cos14.07计算齿轮宽度：b dd 1

171.13.71.13mmB2

75mm,B1

80mm大齿轮有关参数整理于下表：齿轮名 模数 齿数Z 齿宽 分度圆 螺旋角m/mm B/mm 直径 /度nd/mm小齿轮3238071．13144'2''大齿轮37475228．87144'2''表面4-1齿轮的结构设计确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例）齿顶圆直径da

d2ha

d2mn

228.8723mm234.87mm机械设计课程设计计算说明书160mm，500，宜。其他有关尺寸按《机械设计》图10-394-1有关尺寸参数：d d2h d2ma a

图10-39228.8723mm234.87mm取D d 55mm

为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。4 Ⅱ ⅡD1.7D3

93.5mm，圆整为90mmD d0 a

12mn

234.87243198.87mm，圆整为195mmD 0.3(D2

D)0.3(19590)31.5mm,圆整为35mm3D=DD21 0 2

=142.5mm,圆整为145mmC0.25B2

0.27515mmn0.5mn

0.531.5mm r5mm确定检验项目及其允许值234.87mm，10-610-9，得：单个齿距极限偏差fpt

0.013mm

f 0.013mm齿距累积总公差Fp

0.05mm pt螺旋线总公差F

0.016mm

F 0.05mmp确定中心距极限偏差f中心距为149.95，查《互换性与测量技术基础》表10-1得F

0.016mm第9页共21页机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书第第11页共21页f IT70.020a149.950.020mm 2确定确定最小侧隙和齿厚偏差

a149.950.020mm确定最小侧隙jbnmin

，由《互换性与测量技术基础》式（10-4）得：2jbnmin

(0.060.005a)0.03mm0.14mm310-9得：

sns

，由《互换性与测量技术基础》式j 0.14Esns

bnmin2cos200

0.0745mm2cos200取负值为E 0.075mmsns10-5得：

sni

，查《互换性与测量技术基础》表切齿径向进刀公差br

IT90.115mm按式10-10计算T F2b22tan200 0.03920.11522tan2000.088mmsn

rsni

rE Tsns

0.0750.0880.163mm确定齿坯精度内孔尺寸公差，查《互换性与测量技术基础》表IT7，即50H7。10-12得0.05m0.0530.15mm10-13公差和顶圆径向圆跳动公差为0.022mm。齿坯表面粗糙度10-14Ra

的上限值为1.25m10-15Ra

1.25m，Ra

2.5mRa

3.2m，其余加Ra

12.5m五部分轴的设计计算轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》表15-1，可知640Mpa,275Mpa, 60Mpab s 1 1轴几何尺寸的设计计算Ⅱ轴的设计由表3-2P2

、转速n2

和转矩T2P4.63KW2n 101.59r/min2T 439.56Nm2初定轴的最小直径先按《机械设计》式（15-2）初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，A0

1182P12

4.63122从动轴：d A 2 118 1min 0 n2

101.591P21

4.77122

A 1 118 29.0mm2min 0 n1

101.59输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d （参看图5-2），为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。联轴器的计算转矩Tca

KTa

，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故Ka

=1.3,，则：T K Tca a

1.3439560Nm571.428Nm按照计算转矩Tca

要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴710Nm571.428Nm。半联轴器的孔径:d 45mm,故取d 45mm，半联轴器轴I 孔长度L1

112mmLI

60mm。机械设计课程设计计算说明书即取d 45mm 。1min轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的装配方案。从动轴的装配45调质处理主动轴的装配方案图5-1主、从动轴的装配方案根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度III轴肩,由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,IIIII段的直径dIIIII

50mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D55mmL1

112mm,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L略短2-3mm,1

III

110mm。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,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据:d 50mm.由《机械设计简明手册》，初步选取0基本游隙IIIII第12页共21页机械设计课程设计计算说明书组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310dDT故d d 50mmIIIV VIVII右端轴承采用轴肩定位，由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,轴肩高度取h=2.5mm,因此dVV

60mm。而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，

IV

55mm，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75mm，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2-3mm,故取：lIVVh

72mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h,取

d 45mm2.5mm,则轴环处的直径：dVVI

502h60mm 。

1min20mm（由减速器及轴承端的结构设计而定）取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离l30mm故取

器,型号为lIIIII

50mm。

型联轴器a16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取已知滚动轴承宽度T=29.25mm30mm，则lIIIIV

Tsa(7572)30816357mm,同理可算出：lVVI

sa16824mm.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.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连接1)齿轮与轴的连接按dIVV

55mm查《机械设计》表6-1,得平键截面bh16mm10mm,键槽用键槽铣刀加工,根据键长等于或略小于毂长度，即L=B-（5-10）mm，故取：L=63mm,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H的配合为:7n62）半联轴器与轴的联接,查《机械设计》表6-1，选用平键7为:bhL14mm9mm100mm,半联轴器与轴的配合为:H 。7k6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:m6。确定轴上圆角和倒角尺寸15-2,取轴端倒角为:1.645R2第13页共21页机械设计课程设计计算说明书主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示： ddd

IIIIIII

50mm50mm50mmVIddVI

55mm60mm求轴上的载荷（图确定轴承的支点位置,对30310型圆锥滚子轴承，由《机械设计简明手册》中查得a=23mm。因此，作为简支梁的轴承支承跨距LL2

71.5mm38.5mm110mm，根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lIIlIIIlIVl

110mm50mm72mm57mmIIIl

24mmVVI图5-3轴的载荷分析图第14页共21页机械设计课程设计计算说明书按弯扭合成应力校核轴的强度作用在齿轮上的力，如图5-3所示2切向力:F 2t d2

2439560N3841N228.87径向力:FFtan3841 tan20 1441Nr tcos cos14

2''Fa

Ftan3841tan14t

2''963N求作用于轴上的支反力，如图5-3所示水平面内支反力:FNH1垂直面内支反力:F

1344NFNH21506NF

2497N65N作出弯矩图

NV1

NV2分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.水平面内：M F

274632NmmH t 2垂直面内：M F L 150671.5107679NmmV1 NV1M F

2L6538.52503N

F3841NNV2

NV2 3 t计算总弯矩:由公式M M H

M2v

F1441NrM 1

2MH

2 27463221076792294987NmmV1

F 963NaM M 2M 2 274632225032274643Nmm2 H V1T2

439560Nm ，如图5-3所示。

FNH1

1344N按弯扭合成应力校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C是轴的危险截面。根据《机械设计》式

FNHFNV1FNV2

2497N1506N65N单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6轴的计算应力：

M 274632HN.mM 107679M2T

2949872(0.6439560)2 V1 1

2 23.8Mp

N.mca W 0.15522前选定轴的材料为45钢，调质处理，上述过程中已查得M2V

2503N.m60MPa，因此1

]，故安全。1第15页共21页机械设计课程设计计算说明书根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法 M1类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图5-2。 M2

294987N.m274643N.mT 439560Nm2主动轮尺寸结构简图（b）从动轴尺寸结构简图图5-2主、从轴尺寸结构简图第六部分轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承303102个为从动轴承。计算轴承寿命：圆锥滚子轴承30310，相关参数查《机械设计简明手册》得：C 76.91KN,fr

1.00,fp

1.2,e0.31N,Y1.9第16页共21页机械设计课程设计计算说明书从动轴承选圆锥30310（2）图6-1受力简图画轴力简图如图6-1所示，求轴向力F ,F ：a1 a2F

2F

22019N,F

2F

22498Nr1 NH

NV1

r2 NH

NV2F 2019 F 2498F r1 531N，F r2 657Nd1 21.9 d2 21.9Fae

963NF Fd2

6579631620NFd1

531N轴承I被压紧，轴II被放松。F F Fa1 ae d

432N,F Fa2 d

657N。计算当量动载荷

432N

0.21e0.31N4019N查《机械设计》表13-5得X1

1,Y01Fa2

657N

0.26e0.31NFr2 2498N查《机械设计》表13-5得X2

1,Y2

0 与齿轮连接处键Pf1

XF

1.212019N2423N

149100Pf2

X Fr

1.212498N2998NPP

是危险轴承。 与齿轮连接处键2 1 2根据《机械设计》式（13-5a）计算轴承寿命，对于滚子轴承 16106310，10310106f

176.911033L 60n

r

8164983hh P 60101.59 2998 预期寿命为：10年，两班制L103008248000hLh因此轴承寿命合格。键的选择计算及校核圆头平键bhL14mm9mm100mm45第17页共21页机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书第第2221页钢，其许用挤压应力]p

120MpaF F

4000T T

4000439560

50.5Mpa[]p h'

hld 98645 p则该键强度足够，合格。用圆头平键bhL16mm10mmp45钢，其许用挤压应力] 120Mpap F 4000439560

器,型号为:LT8t 2 68.0Mpa[ ]p h'

hld 104755

p 型联轴器则该键强度足够，合格。联轴器的选择联轴器的计算转矩Tca

KTa

，查《机械设计》表14-1，考虑到

=1.3,，则：aT K Tca a

1.3439560Nm571.428Nm按照计算转矩T 要小于联轴器公称转矩的条件又由于减速器ca载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:710Nm571.428Nm。

齿轮浸油润滑，dI

45mm,故取

45mm

用150号机械油长度L1

112mmLI

60mm

轴承脂润滑，用型号 公称转矩LM5 710Nm

轴孔 轴孔许用转速直径 长度1122400r/min 45mmmm

轴孔 轴孔外径类型 材料190mm Y型 HT200

ZL—3型润滑脂表6-1LT8型弹性柱销联轴器参数第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算润滑的选择确定齿轮v1.08m/s12m/s150（GB443-1989），面距（大齿轮）10—20mm，1.5LZL—3GB732