设计原始数据 1
第一章 传动装置总体设计方案 1 1.1 传动方案 1 1.2 该方案的优缺点 2 第二章 电动机的选择 3 2.1 选择电动机类型 3 2.2 选择电动机的容量 3 2.3 确定电动机转速 3 第三章 传动参数的计算 5 3.1 计算各轴转速 5 3.2 计算各轴输入功率、输出功率 3.3 计算各轴的输入、输出转矩 3.4 计算结果 6 第四章 齿轮传动的设计计算 7 第五章 轴的设计 15 5.1轴的概略设计 15 5
5
5.2 轴的结构设计及校核 15 5.2.1高速轴的结构设计 15 5.2.2 高速轴的校核 17 5.2.3低速轴的结构设计 19 5.2.4 低速轴的校核 21 5.3轴上零件的固定方法和紧固件 5.4轴上各零件的润滑和密封 24 5.5轴承的选择及校核 24 5.5.1轴承的选择 24 5.5.2输出轴轴承的校核 24 5.6 联轴器的选择及校核 25 5.7键的选择及校核计算 26 第六章 箱体的结构设计 27 6.1 箱体的结构设计 27 6.2 减速器润滑方式 28 设计小结 29 参考文献 30
23
设计原始数据
参数 工作机扭矩 工作机转速 工作年限 每天工作时间 符号 T n y h 单位 N·m r/min 年 小时 数值 467 125 10 24 第一章 传动装置总体设计方案
1.1 传动方案
传动方案已给定，外传动电机直连——一级圆柱齿轮减速器——开式齿轮。方案简图如1.1所示。
图 1.1 带式输送机传动装置简图
一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。
1.2 该方案的优缺点
减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二章 电动机的选择
2.1 选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。
2.2 选择电动机的容量
电动机所需的功率为
由电动机到工作机的传动总效率为
式中
、
、
、
、
分别为开式齿轮、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取
0.95（开式齿轮）， 0.99（角接触球轴承），
0.97（齿轮精度为8级）， 0.99（弹性联轴器），
0.96（工作机效率，已知），则： =0.833
所以
=7.339
根据机械设计手册可选额定功率为7.5kW的电动机。
2.3 确定电动机转速
工作机轴转速为
×
=400.00
取开式齿轮传动比
=3.2
一级圆柱齿轮减速器传动比
，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为3-5。故电动机转速的可选范围为
400.00 =1200 —2000 r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选电动机型号为Y132M-4，电机主要技术参数，如表2.1所示。
表2.1 电动机主要技术参数 电动机转速 r/min 电动机型号 额定功率kw 满载转速 满载电流 Y132M-4
7.5 1440 15.40 79.00 电动机重量kg 总传动比 3.60 传动装置的传动比 电动机型号为Y132M-4，主要外形尺寸见表 2.2。
图2.1 电动机安装参数
表2.2 电动机主要尺寸参数 中心高 外形尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 H L×HD A×B K 轴伸尺寸 装键部位尺寸 D×E F×G 132 515×315 216×178 12 38×80 10×33 第三章 传动参数的计算
3.1 计算各轴转速
Ⅰ轴
1440.00
Ⅱ轴
400.00
工作机轴
125.00
3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率
Ⅰ轴 =
=7.27 KW
Ⅱ轴
=
=6.98 KW
工作机轴
=6.50 KW
各轴输出功率
Ⅰ轴
=
=7.19 KW
Ⅱ轴
=
=6.91 KW
工作机轴
=
=6.43 KW
3.3 计算各轴的输入、输出转矩
电动机的输出转矩
为
48.67
Ⅰ轴输入转矩
48.19
Ⅱ轴输入转矩
166.58
工作机轴输入转矩
496.34
各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。
3.4 计算结果
运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。
表 3.1 运动和动力参数计算结果 功率P（kw） 轴名 输入 电动机轴 Ⅰ轴 7.27 输出 7.34 7.19 输入 48.19 输出 48.67 47.70 r/min 1440.00 1.00 1440.00 3.60 Ⅱ轴 工作机轴 6.98 6.50 6.91 6.43 166.58 164.92 400.00 496.34 491.37 125.00 3.20 0.93 0.96 0.99 i η 转矩T（N·m） 转速n 传动比 效率 第四章 齿轮传动的设计计算
选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数21，齿轮2齿数76。
按齿面接触强度：
齿轮1分度圆直径
其中：
——载荷系数，选
1.3
——齿宽系数，取 0.8
——齿轮副传动比，
3.60
——材料的弹性影响系数，查得 189.8
——许用接触应力
查得齿轮1接触疲劳强度极限
600
。
查得齿轮2接触疲劳强度极限 550
。
计算应力循环次数：（设3班制，一年工作300天，工作10年）
1440.00
3×8×300×10
62.21
17.28
查得接触疲劳寿命系数
0.95， 0.97
取失效概率为
，安全系数 1，得：
570
533.5
带入较小的
有
54.08
圆周速度
4.08
齿宽
43.26
模数
2.58
5.79
7.47
计算载荷系数：
已知使用系数1.25；
根据
4.08
，8级精度，查得动载系数
1.05；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
1.42 ；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数
1.35；
查得齿间载荷分配系数
1；
故载荷系数
1.86
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
60.93
计算模数
：
2.90
按齿根弯曲强度：
计算载荷系数
1.77
查取齿形系数：查得 2.76 ，
2.23
查取应力校正系数：
1.56， 1.762
查得齿轮1弯曲疲劳极限
500
查得齿轮2弯曲疲劳极限
380
取弯曲疲劳寿命系数
0.95， 0.97
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数1，得
475
368.6
计算齿轮1的
并加以比较
0.0091
0.0107
齿轮2的数值大
则有：
1.73
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强度计算的模数，取模数 2.00
，已可满足弯曲强度。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
60.93
来计算应有的齿数。
则有：
30.47 30
取
30，则
108.00
108
计算齿轮分度圆直径： 60
216
几何尺寸计算
计算中心距：
=138
计算齿轮1宽度：
45
齿轮2宽度 50
。
表4.1 各齿轮主要参数 名称 中心距 传动比 模数 端面压力角 啮合角 代号 a i mn a a’ 单位 mm mm ° ° 高速级 138 3.60 2 20 20 低速级
齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 材料 齿面硬度
z d da df b mm mm mm mm HBS 30 60.00 64.00 55.00 50 40Cr（调质） 280 108 216.00 220.00 211.00 45 45钢（调质） 240 开式齿轮计算
选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数21，齿轮2齿数68。
按齿面接触强度：
齿轮1分度圆直径
其中：
——载荷系数，选
1.3
——齿宽系数，取
0.8
——齿轮副传动比，
3.60
——材料的弹性影响系数，查得 189.8
——许用接触应力
查得齿轮1接触疲劳强度极限
600
。
查得齿轮2接触疲劳强度极限 550
。
计算应力循环次数：（设3班制，一年工作300天，工作10年）
1440.00 3×8×300×10
62.21
17.28
查得接触疲劳寿命系数 0.95，
0.97
取失效概率为，安全系数
1，得：
570
533.5
带入较小的 有
82.50
圆周速度
1.73
齿宽 66.00
模数
3.93
8.84
7.47
计算载荷系数 ：
已知使用系数
1.25；
根据
1.73
，8级精度，查得动载系数
1.05；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
1.42 ；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数
1.35；
查得齿间载荷分配系数 1；
故载荷系数
1.87
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
93.08
计算模数 ：
4.43
按齿根弯曲强度：
计算载荷系数
1.77
查取齿形系数：查得
2.76 ，
2.25
查取应力校正系数：
1.56，
1.746
查得齿轮1弯曲疲劳极限
500
查得齿轮2弯曲疲劳极限
380
取弯曲疲劳寿命系数
0.95，
0.97
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数 1，得
475
368.6
计算齿轮1的
并加以比较
0.0091
0.0107
齿轮2的数值大
则有：
2.61
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强度计算的模数，取模数
3.00
，已可满足弯曲强度。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
93.08
来计算应有的齿数。
则有：
31.03
31
取 31，则
99.20 99
计算齿轮分度圆直径：
93
297
几何尺寸计算
计算中心距：
=195
计算齿轮1宽度：
70
齿轮2宽度
75 。
表4.1 各齿轮主要参数 名称 中心距 传动比 模数 端面压力角 啮合角 齿数 代号 a i mn a a’ z 单位 mm mm ° ° 高速级 195 3.60 3 20 20 31 99 低速级
分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 材料 齿面硬度 d da df b mm mm mm mm HBS 93.00 99.00 85.50 75 40Cr（调质） 280 297.00 303.00 289.50 70 45钢（调质） 240 第五章 轴的设计
5.1轴的概略设计
（1）材料及热处理
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。
（2）按照扭转强度法进行最小直径估算
。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。
Ⅰ轴
18.87
Ⅱ轴
28.53
（3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径
考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：
Ⅰ轴 20.19
Ⅱ轴
31.38
将各轴的最小直径分别圆整为：d1=25mm，d2=35mm。
5.2 轴的结构设计及校核 5.2.1高速轴的结构设计
高速轴的轴系零件如图所示
图5.1 高速轴的结构
各轴段直径及长度的确定
d11：轴1的最小直径，d11=d1min=25mm。
d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封），d12=31mm。
d13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207。
d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=42。
d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45钢，调质处理。
d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=42mm。
d17：滚动轴承轴段，d17=35mm。
各轴段长度的确定
l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=50mm。
l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=52.6mm
l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=15mm
l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mm
l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=50mm
l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mm
l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=17mm
图5.2高速轴的尺寸图
表5.1高速轴各段尺寸 直径 mm 长度 mm d11 25 l11 50 d12 31 l12 52.6 d13 35 l13 15 d14 42 l14 20 d15 64.00 l15 50 d16 42 l16 20 d17 35 l17 17
5.2.2 高速轴的校核
轴支撑跨距L=107mm，K=85.1mm。
1.小齿轮分度圆直径d1=60mm
2.齿轮所受扭矩: 48186.11
3.齿轮作用力：
圆周力：
1606.20 N
径向力：
584.61 N
4.垂直面支撑反力
292.31 N
292.31 N
5.水平面支撑反力
803.10 N
6.计算力F
57.76 N
7.F在支点产生的反力
45.94 N
103.70 N
8.绘制垂直弯矩图
15638.33
15638.33
9.求MAz
42965.95
10.求F产生的弯矩
5548.20
2457.84
11.合成弯矩
48181.25
48181.25
12.求轴传递的转矩
48186.11
13.求危险截面的当量弯矩
取
0.6，查得
60MPa，d=60mm。
56190.01
2.60 MPa 60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 时，忽略单键槽的影响）
高速轴弯扭受力图
5.2.3低速轴的结构设计
低速轴的轴系零件如图所示
图5.3 低速轴的结构图
各轴段直径及长度的确定
d21：滚动轴承轴段，d21=45mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209。
d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=52mm。
d23：齿轮处轴段，d23=47。
d24：滚动轴承处轴段d24=45mm。
d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43mm。
d26：轴3的最小直径，d26=d2min=35mm。
各轴段长度的确定
l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=19mm。
l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mm
l23：大齿轮宽度，取l23=43mm
l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=41.5mm
l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=50.6mm
l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82mm
图5.4低速轴的尺寸图
表5.2低速轴各段尺寸 直径 mm 长度 mm d21 45 l21 19 d22 52 l22 22.5 d23 47 l23 43 d24 45 l24 41.5 d25 43 l25 50.6 d26 35 l26 82 5.2.4 低速轴的校核
轴支撑跨距L=107mm，K=101.1mm。
1.小齿轮分度圆直径d1=216mm
2.齿轮所受扭矩:
166583.23
3.齿轮作用力：
圆周力：
1542.44 N
径向力：
561.40 N
4.垂直面支撑反力
280.70 N
280.70 N
5.水平面支撑反力
771.22 N
6.计算力F
39.30 N
7.F在支点产生的反力
37.14 N
76.44 N
8.绘制垂直弯矩图
15017.48
15017.48
9.求MAz
41260.20
10.求F产生的弯矩
4089.41
1986.73
11.合成弯矩
45894.92
45894.92
12.求轴传递的转矩
166583.23
13.求危险截面的当量弯矩
取
0.6，查得
60MPa，d=47mm。
109983.34
10.59 MPa
60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 时，忽略单键槽的影响）
低速轴弯扭受力图
5.3轴上零件的固定方法和紧固件
（1）齿轮的安装
高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。
低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。
（2）联轴器与低速轴的装配
联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。
5.4轴上各零件的润滑和密封
由于各轴的转速较快，因此润滑方式选择为飞溅润滑，即利用齿轮溅起的油雾进入轴承室，或者将溅到箱体内壁上的油汇集到输油沟中，再流入轴承室进行润滑。
密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈31 JB/TQ4606。
5.5轴承的选择及校核 5.5.1轴承的选择
轴承类型选择为深沟球轴承。
Ⅰ轴选轴承为：6207；
Ⅱ轴选轴承为：6209；
所选轴承的主要参数见表5.3。
表 5.3 所选轴承的主要参数
基本尺寸/mm 轴承代号 d 6207 6209 35 45 D 72 85 B 17 19 da 42 52 Da 65 78 动载荷Cr 25.5 31.5 静载荷C0r 15.2 20.5 安装尺寸/mm 基本额定 /kN 5.5.2输出轴轴承的校核
查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。
1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中
A点总支反力 =820.71 N
B点总支反力
=820.71 N。
2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力
3.求轴承的当量动载荷P
根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1
P1=fP（X1Fr1）=984.86 N
P2=fP（X2Fr2）=984.86 N
4.验算轴承寿命
因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×24（小时）=72000h。
=1363332 h>72000h 轴承具有足够寿命。
5.6 联轴器的选择及校核
由于设计的减速器伸出轴 35
，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：
主动端：J型轴孔、A型键槽、 35
、
82
从动端：J1型轴孔、A型键槽、 35
、
82
J35×82
选取的联轴器为：TL6 GB/T5843
J135×82
联轴器所传递的转矩T=164.92
，查得工况系数KA=1.9，联轴器承受的转矩为
313.34
查得该联轴器的公称转矩为750
，因此符合要求。
5.7键的选择及校核计算
高速轴端键选择的型号为键C8×48 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b/2=48-8/2=44mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3.5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得
150MPa，则其挤压强度
31.29 MPa
150MPa
满足强度要求。
低速轴齿轮处键选择的型号为键A14×39 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=39-14=25mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得
150MPa，则其挤压强度
63.01 MPa
150MPa
满足强度要求。
低速轴端联轴器键选择的型号为键C10×80 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=80-10/2=75mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得
150MPa，则其挤压强度
31.73 MPa
150MPa
满足强度要求。
第六章 箱体的结构设计
6.1 箱体的结构设计
箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油
箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：
表6.1 箱体的结构设计 名称 机座、机盖壁厚 机座、机盖凸缘厚度 底座凸缘厚度 地脚螺钉直径 轴承旁凸台半径 轴承座端面到内壁的距离 齿轮端面到内壁的距离 轴承旁联接螺栓直径 机盖机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 6.2 减速器润滑方式
减速器的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v<12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。
符号 单位 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 尺寸 8 12 20 16 16 52 15 12 8 8 设计小结
这次关于一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用
处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
参考文献
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