单级斜齿圆柱齿轮减速器课设

机械设计综合课程设计（Ⅱ）任务书

设计题目：

设计一用于带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机连续两班制工作，单向运转，载荷平稳，空载启动。减速器小批量生产，使用寿命5年，运输带速度允许误差为±5%。联轴器、轴承、带传动、齿轮传动等效率取常用值。

已知工作条件：

运输带拉力F(kN) 运输带速度v(m/s) 卷筒直径D(mm)

详见设计参数表（学号与题号对应）

设计任务：

1、减速器部件装配图1张（比例1:1）

2、零件设计图2张（比例1:1，箱盖或箱座、齿轮轴） 3、设计计算说明书一份

班级学号： 指导教师： 时 间：

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日

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目录

第一章 减速器结构选择及相关性能参数计算

1.1 减速器结构

1.2 电动机选择 1.3 传动比分配

1.4 动力运动参数计算

第二章 传动零件的设计计算

2.1 设计V带

第三章 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)

3.1 选择齿轮材料、精度等级和确定许用应力： 3.2 计算 3.3几何尺寸计算

3.4校核齿面接触疲劳强度

第四章 轴的设计计算

4.1 高速轴的设计 4.2 低速轴设计

第五章 轴承、键和联轴器的选择

5.1 轴承的选择及校核 5.2 键的选择计算及校核

5.3 联轴器的选择

第六章 减速器润滑.密封件的选择以及箱体结构尺寸的计算

6.1 润滑的选择确定

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6.2 密封的选择确定

6.3箱体主要结构尺寸计算

第七章 总结

参考文献

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第一章 减速器结构选择及相关性能参数计算 1.1选择电动机的类型： 按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。 1.2电动机计算： （一）工作机的功率Pw Pw=FV/1000=2800×1.4/1000=3.92kw （二）总效率32a：——电机至工作机之间的传动装置的总效率 345a130.960.990.980.990.96 0.87式中： 13－带传动效率：0.96；2－滚子轴承传动效率：0.99 4－弹性联轴器的传动效率：－圆柱齿轮的传动效率：0.98；0.99 ;5—卷筒的传动效率：0.96 （三）所需电动机功率Pd PdPw/总3.92/0.874.51(KW) 查《机械零件设计手册》得 Ped = 5.5kw 电动机选用 Y/132M2-6 n满 = 960 r/min 1.3 传动比分配 卷筒的转速n=60×1000v/（D） =60×1000×1.4/(π×400) =66.85r/min i总n满/n960/66.8514.36(r/min) 取i带3.68 则i齿i总/i带14.36/3.683.9 电动机 选用： Y132M2-6 i带3.68 i齿=3.9 1.4 动力运动参数计算 4 / 23

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，01122334——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。 （1）各轴转速： 1轴：n12轴：n2卷筒轴：ni00960260.87r/min 3.68ni311260.8766.r/min 3.92nn166./min （2）各轴功率： 功率： 1轴：PPd011Pd10.964.33kw P2P12轴：4.20KW卷筒轴：12P234.510.990.98P3P234P3244.200.990.99 4.12K（3）各轴输入转矩，输出转矩： 电动机的输出转矩：Td9550Pd9550n04.5144.87N*m 9601轴输入转矩：T19550P19550n14.33158.51N*m 260.874.20599.N*m 66.2轴输入转矩: T29550P29550n2卷筒轴输入转矩：T39550P39550n34.12588.22N*m 66. 将上述数据列表如下： 5 / 23

轴号 功率 P/kW 4.51 4.33 4.20 4.12 T/ -1/(r.min) (N﹒m) N 960 260.87 66. 66. 44.87 i  0 1 2 3 3.68 158.51 599. 588.22 3.9 1 0.96 0.97 0.98 第二章 传动零件的设计计算： 2.1 设计V带 （1）确定V带型号 kA=1.2 PC=KAP=1.1×3.92=4.312KW 根据Pc=6.6KW n0=960r/min,选择SPZ型窄V带，取d1100mm。 大轮的基准直径：d2i0d1368mm。取d2370mm。 验算带速： 3.14100960V5.027m/s25m/s 60100060000带速合适。 （3）确定V带基准长度Ld和中心距a0： 根据：0.7(d1d2)a02(d1d2) 可得a0应在350~1000mm之间，初选中心距a0=600mm 带长： d1n1L02a02600 2(d1d2)(d2d1)4a02701968mm460022 (100370)6 / 23

取Ld2000mm。 计算实际中心距： LdL020001968aa0600616mm。 22（4）验算小带轮包角： 180d2d13701006018060a616 =1＞120 合适。 （5）求V带根数Z： ZPc PNKKL由11查表得包角修正系数：，查表得长度修正系数：KL1.02。 由此可得： P3.92c2.78 PNKKL1.60.951.02取Z=3根。 （6）求作用在带轮轴上的压力FQ： 查表得q=0.10kg/m，故得单根V带的初拉力：F0500PC2.5(1)qv2234.9N zvK作用在轴上压力： FQ2zF0sin1223234.9sin11393.9N。 2（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径d1=100mm采用实心式结构。大带轮基准d2=370mm， 7 / 23

采用腹板式结构，基准图见零件工作图。 第三章 齿轮的设计计算： 3.1 选择齿轮材料、精度等级和确定许用应力： 1）运输机为一般机器，速度不高，故选用7级精度。 2）用硬齿面齿轮设计此传动。大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC。 3）选小齿轮齿数Z1=22,Z2=iZ1=3.966×22=87.252 2. 按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）确定公式内的各计算数值 1）T19.55106P4.3319.551061.58105Nmm n1260.872）初选Kt=1.6,初估140，由表2-8-7取齿宽系数d0.8。 3）由图2-8-18h查得FEFE620Mpa，由表2-8-8查得SFmin1.4。 4）计算应力循环次数N160n1jLh609601(283655)4.570108， N2N1/i1.171108。 5）由图2-8-16查得KFN10.，KFN20.91 6）计[F1]算齿根弯曲许用应力：KFN1FE10.620394Mpa, SFmin1.4KFN2FE20.91620403Mpa SFmin1.4[F2]7）计算当量齿数： Zv1Z124Z29526.27Z103.99 ，v2cos3cos314cos3cos3148 / 23

8）由表2-8-6差值计算得：YFa12.592,YSa11.592； YFa22.18,YSa21.79 9）计算大小齿轮的YFaYSa[F] YFa1YSa12.5921.592YY2.181.790.01015，Fa2Sa20.00968 [F1]394[F2]40310)由图2-8-12查得，121.70 11)bsin0.318dZ1tan0.3180.824tan141.522＞1πmn当＞1时，取=1 tanntan200.375，t20.556； 12)tantcoscos14tanbtandbtancosttan14cos20.5560.2334 db13.138 13）Y0.250.75cos2b0.75cos20.1380.250.6811 1.63514110.883 14）Y11201203.2 计算 1)计算法向模数 mn32KT1cos2YFaYSaYYdZ1[F]2= 321.61.59105cos2140.010150.66350.8831.798 20.824取标准模数m=2mm 2）计算分度圆直径： d1mnZ1/cos2.524/cos1449.47mm 9 / 23

3）计算圆周速度： vπd1n1π49.47260.870.673m/s601000601000 4）计算齿宽： bdd10.849.4739.576mm 5）计算载荷系数K。已知使用系数KA=1.0；根据v=2.849m/s，7级精度，由图2-8-7查得K1.10;假设KAFt/b＞100N/mm,由表2-8-3查得KHKF1.2；由表2-8-4中硬齿面齿轮查得小齿轮相对支承对称布置、6级精度，KH1.34时，考虑齿轮实际为7级精KH1.050.26d0.16103b1.224，度，取KFKH1.2242,实际载荷KKAKVKFKF1.01.101.21.2241.616,K与Kt基本接近，无需矫正。 3.3几何尺寸计算 （1）计算中心距： a(Z1Z2)mn(2495)2122.mm，取a=125mm 2cos2cos14（2）修正螺旋角： arccos(Z1Z2)mn(2495)2arccos17.82 2a2125因为值改变不多，故参数YFa，YSa，，，Y，Y等不必修正 （3）计算分度圆直径： d1mnZ1/cos220/cos17.8250.41mm d2mnZ2/cos295/cos17.82199.57mm （4）计算齿轮宽度： 10 / 23

bdd10.850.440.328mm 3.4校核齿面接触疲劳强度 （1）由图2-8-17查得Hlim1Hlim21100Mpa，由表2-8-8查得 SHmin1.1 （2）由图2-8-15查得KHN10.90,KHN20.94 （3）计算齿面接触许用应力： [H1]KHN1Hlim10.901100900Mpa SHmin1.1KHN2Hlim20.941100940Mpa SHmin1.1[H1][H]([H1H2])/2920Mpa （4）查表2-8-5得弹性系数ZE1.8 （5）查图2-8-13得ZH2.430 （6）取1.72，1.32，取1，则 Z(4)(1)10.782 31.635（7）Zcoscos17.80.975 （8）HZEZHZZ2KT1(u1)dd1u3 =823.57Mpa 显然齿面接触疲劳强度满足要求。 11 / 23

第四章 轴的设计计算 4.1 高速轴的设计 （1）计算齿轮受力（如图a） 斜圆柱齿轮螺mzz2(2495)arccosn12arccos17.82 2a2125mnzz50.4mm cosm1z2199.55mm cos齿旋小齿轮直径 d1大齿轮直径 d2小齿轮受力：转矩 T1158510N•mm 圆周力 Ft2T121585106290N d150.4 径向力 FrFttann6290tan202404N coscos17.8 轴向力 FaFttan6290tan17.82019N 12 / 23

角 d1d2d3d4d作用在轴1带轮上的外力：FFQ1394N （2）计算轴承支反力（如图b） 水平支反力 dFQ205Fa1Fr552FH24262N5555dFQ95Fa1Fr552FH14.4N 5555垂直支反力 FFv1FV2t3145N 2（3）画出水平弯矩图和垂直弯矩图（如图c）。小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 MLHFH155252N•mm 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 dMRHFH155-Fa1-25336N•mm 2右轴颈中间断面处水平弯矩为 MBHFQ95132430N•mm 小齿轮中间断面的垂直弯矩为 McvFv155172975N•mm （4）绘制合弯矩图（如图d） 小齿轮中间断面左侧弯矩为 2MCLM2LHMCV174850N•mm 小齿轮中间断面左侧弯矩为 2MCRM2RHMCV174820N•mm （5）绘制扭矩图（如图e）T1158510N•mm （6）绘制当量弯矩图（如图f） 取 0.6 则 T95106N•mm 截面B处和C处的当量弯矩： 22MCMcR（T）199041N•mm 13 / 23

(7)校核危险截面C的强度 1b60MPa 因为材料选择45号钢调质处理，得许用弯曲应力， 则： c处的强度条件 MBMB22.0-1 3Wb0.1d B处的强度条件 McMc17.9-1 3Wb0.1df 结论：按弯合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全。 2MBM2（T）163042N•mmBH 计 算 及 说 明 14 / 23

结果 4.2 低速轴设计 圆周力 Ft2T2259905996N d2200 Fttann5996tan202292N 径向力 Fr coscos17.8 轴向力 FaFttan5996tan17.81925N 水平支反力 dFa1Fr55 2FH2604N 5555 dFa1Fr55 2FH126N 5555 垂直支反力 F Fv1FV2t2998N 2 由高速轴校核同理可得 2MCLM2M168203N•mm LHCV 2MCRM2M229257N•mm RHCV 取 0.6 则 T359784N•mm 截面B处和C处的当量弯矩： 22MCMcR（T）397160N•mm 2MBM2（T）359784N•mmBH 因为材料选择45号钢调质处理，得许用弯曲应力 1b60MPa，则： c处的强度条件 15 / 23

B处的强度条件 McMc2.38-1 3Wb0.1df 结论：按弯合成强度校核大齿轮所在轴的强度足够安全。 第五章 轴承、键和联轴器的选择 5.1 轴承的选择及校核 高速轴选用圆锥滚子轴承，轴承根据轴颈值查《机械零件设 计手册》选择30208轴承 2个（GB/T276-1993）低速轴选用7210AC 轴承 2个GB/T276-1993） 高速轴30208轴承校核： 由轴校核可知： FaFttan6290tan17.82019N； 查表得Y=1.6；C=63000N； Fv1Fv23145N， FH14.4N，FH24262N， 22 Fr1FH1Fv1 22431453179N； 同理可得：Fr2=5210.8N; Fr13179S1993.4N; 2Y21.6 Fr25210S21628.1N; 2Y21.6 S2Fa1628201937S1; 所以轴承1被压紧，轴承2被放松， Fa2S21628.1N; Fa1FaS237.1N; F37.1 e0.37;a11.14e;Fr13179 所以X=0.4，X2=1.6； MMBB2.16-1 3Wb0.1d16 / 23

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)0.431791.6377048N;Fa216280.312e;所以Fr25210.8X21,Y20;P2fp(X2Fr2Y2Fa2)15210.85210.8N;取P1； 106C106630003L10h()()计算轴承寿命 60nP60260.87704894697.8h10年10满足轴承寿命要求； 预期寿命为：8年，两班制 L=8×300×16=38400 P2f（X2FY2F)pr2a2 0.4130580.874759.25394.2N； 由轴承查表的C=40800N； 106C1008003L10h()() 60nP6066.5394.2 107974h12年 满足轴承寿命要求； 5.2 键的选择计算及校核 （一）低速轴外伸端106mm，直径47mm,考虑键在轴中部安装故选 键14×9 ×90 GB/T1096—2003，b=14，L=90，h=9，选45号钢， 其许用挤压力p=140MPa 332T102599.10 p=74.5MPa<p kld4.57647 lL-b90-1476; k0.5h0.594.5; 则强度足够，合格 （二）与齿轮联接处d=56mm，考虑键槽在轴中部安装，故同X20.41，Y20.87；一方位母线上，选键16×60GB/T1096—2003，b=16mm，L=60mm，h=10mm，选45号钢，其许用挤压应力p=140MPa 2T1032599.67103p=97.3MPa<p kld54456lL-b60-1644; k0.5h0.5105;则强度足够，合格 （三）齿轮轴外伸36mm,直径31mm，所以选用键8×30GB/T109618 / 23

—2003，b=10mm，L=33mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力p=140MPa 2T1032158.51103p=111.15MPa<p kld42331lL-b33-1022; k0.5h0.584;则强度足够，合格 5.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性凸缘联轴器。根据外伸轴直TC径选用GY6型弹性凸缘联轴器，公称尺寸转矩Tn=900Nm，1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封 3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封 4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部 6.3箱体主要结构尺寸计算 20 / 23

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第七章 总结

通过本次课程设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

参考文献

1、《机械原理与设计》，马履中，谢俊等主编，机械工业出版社；

2、《机械设计综合课程设计》，王之栎，王大康等主编，机械工业出版社；《机械制图》教材

3、《工程制图》戴立玲，黄娟，机械工业出版社；

4、《材料力学》刘鸿文主编，哈尔滨工业大学出版社； 6、其它机械类专业课程教材；

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