一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书介绍.doc

一级直齿圆柱齿轮减

速器设计说明书一、传动方案说明

第一组：用于胶带输送机转筒的传动装置

1、工作环境：室，轻度污染环境；

2、原始数据：

（1）运输带工作拉力F= 3800 KN ；

（2）运输带工作速度v= 1.6 m/s；

（3）卷筒直径 D= 320 mm ；

（4）使用寿命： 8 年；

（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；

二、电动机的选择

1、选择电动机类型

1） 机 型和 构型式

按工作要求和条件， 用一般用途的

Y 系列全封 自扇冷鼠 型三相

异步 机。

2） 机容量

（ 1）卷筒 的 出功率

P w

Fv 3800 1.6 6.080 kw

P w

1000

1000

（ 2） 机 出功率

r

P

P w

P r

装置的 效率η

13 ?

2

? 3

? 4

?

5

式中 :

1 ,

2 ? 从 机至卷筒 之 的各 机构和 承的效率。

Pw 6.080kw

由表 2-4 得： 角接触 承

η =0.99;

柱 η =0.97

;

η =0.85

1

2

器 η3=0.99 ;

运 卷筒 η4=0.96

V 50.95;

Pr 7.15kw

3

×0.99 ×0.96 ×0.95 ≈0.85

n w

95.54r / min

η=0.99 × 0.97

故

P w 6.080 kW

P r

0.85 7.15

P 0=7.5 K w

筒 的 速是 n w =60v/3.14D=60 ×1.6 ×1000/(3.14 ×320)=95.54 r/min

( 3 )

机 定功率

P 0

P 0=（1~1.3 ） Pr =7.15~9.295

手册 取 机的 定功率

P 0=7.5 K w 。

按 手册推荐的 机 比 ，取

V 比 i 1=2~4， 柱

比 i 2=3~6， 比 是

i a=（2×3）~（4×6）=6~24

则电动机可选择的转速围相应为

nd=i a×n w=（6~24）×95.5=573~2292 r/min 根据表 2-1 查出，电动机同步转速符合这一围的有750、100、1500 r/min 。综合考虑，选取常用的同步转速为 1500 r/min 的 Y

系列电动机 Y132M-4,其满载转速为 n m = i=15.08 1440 r/min 。

2

．计算传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比i 1=3

i n m

1440 / 95.5 15.08 i 2=5.027 n w

2）分配各级传动比：得

i=i 1*i 2

取 V 带传动的传动比i1 3 ，则圆柱齿轮传动的传动比为

i

i 15.08

5.027 2

3

i1

因为单级 V 带传动比推荐值为 2-4 ，单级圆柱齿轮传动推荐值为 3-5 ，所

以所取传动比符合 V 带传动和圆柱齿轮传动传动比的常用围。

3．计算传动装置的运动和动力参数n0 1440r / min

n I 480r / min

1）各轴转速n

II 95.5r / min

电动机轴为0 轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为

n0 n m 1440 r / min

n n0

1440 / 3 480r / min P0 7.5KW i1

n n / i 2 480 / 5.027 95.5r / min

2）各轴输入功率

T0 74.60 N m 按电动机额定功率 P0计算各轴输入功率，即

P0 7.5kW P I 7.125kw

T I 141.75N m

P P0 7.5 0.95 7.125kW

5

P P

1 2 7.125 0.99 0.97 6.842kW P

II 6.842kw

1

3）各轴转矩T

II 684.2 N m

T 0

9550

P 0

9550

7.5

n 0

74.60 N ? m

960

T

9550

P 1 9550

7.125 n 1

141.75N ? m

480

T

9550

P

9550

6.842 N ? m

n

684.2

95.5

P =9.75kw

C

三、 V 带传动的设计计算

1、确定计算功率 P

C

K A 为工作情况系数，查课本表 13-8 可得， K A =1.3

即

P C = K A P 0 =1.3

×7.5=9.75kw 2、选择 V 带的型号

C

n

根据计算功率

1=1440r/min, 由课本图 13-15

P =9.75kw ，主动轮转速

选择 A 型普通 V 带。

3、确定带轮基准直径

d d1、 d d 2

由课本表 13-9 得 d min =75mm 由表 13-9 现取 d d 1 =90mm>d min

大带轮的基准直径 d d2：

因为 i 1

n

1

=3

所以 n 2 =480r/min

n 2

d d 2 i 1d d1

3 ×90=270mm

由课本表 13-9 选取标准值 d

，则实际传动比，从动轮的实

d 2

265mm

际转速分别为：

d d 2 265 2.944

n 1 1440 i

90 n 2

480 r/min

d

d1

i 3

d min =75mm

d d1 =90mm

d d 2 265mm

i 2.94 n 2 480r / min

V=6.782m/s

4、验算带速 V

V

d d1 n 1 90 1440 1000

60

6.782m / s

60

1000

带速在正常工作围 5～25m/s ，故合适。

5、确定带的基准长度 L d 和实际中心距 a

按照结构设计要求初定中心距

a 0 =1.5 （ d d 1 +d d 2 ）=1.5*(90+265)=532.5 mm

取 a 0 =550mm.

根据课本得验证： 0.7( d d1 + d d 2 ) ≤ a 0 ≤2( d d1 + d d 2 )

得： 248.5mm ≤ a 0 ≤710mm 符合要求。

由此得：

L 0 2 a 0 + （d d1

( d d 2 d d1 ) 2

d d 2)

2

4a 0

=2 ×550+ (90+265)+

(265

90)2 2

4 550

=1671.27mm

则由课本表 13-2 选取得： L d =1800mm 由课本 13-16 式得实际中心距 a 为 a ≈ a 0 +

L d

L 0

=614.36mm

2

中心距 a 的变动围为

a min =a-0.015 L d

=614.36-0.015 × 1800= 587.36mm

a m ax =a+0.03 L d

=614.36+0.03 ×1800=668.36mm

L d =1800mm

a=614.36mm

a min =587.36mm

a m ax =668.36mm

a 1 163.67

由课本 13-1 式可得：a1 =180 d

d 2

d

d 1

57.3

a

= 180 265 90 57.3

614.36

= 163.67 120 合适。

P0 1.07kw 7、确定 V 带根数 Z

由课本式 13-15 得P0 =0.17kw

P C

Z

P0 )K a K l

(P0

根据 d d 1=90mm、 n1=1440r/min, 查表 13-3 ，用差值法得

P0 1.07 kw

由传动比 i=3, 查表 13-5 得P0 =0.17

由 a1 163.67 查课本表13-7 查得查得包角系数K a=0.95,查课本表

13-2 带长度修正系数K L =0.96 ，由课本式 13-15 得

z p c

Z=9根

p o )k a k L

( p0

z 9.75 根

0.17) 0.95

(1.07 0.96

=8.62 根

所以取整得 z =9 根

8、求初拉力 F0及带轮轴上的压力F Q

由课本表 13-1 查得 A 型普通 V 带的每米长质量q=0.12 kg/m, 根据课本F0 157.85N 式 13-17 得单根 V 带的初拉力为

F0 1000P c ( 2.5 1) qv 2

2zv K a

=

1000 9.75 ( 2.5 1) 0.12 (6.78)2 N

2 9 6.78 0.86

F Q =2823.38N

=157.85N

由课本式（ 13-18 ）可得作用在轴上的压力 F Q 为

F Q =2F 0 zsin

a 1

2

=2

×157.85 ×9× sin

163.67

N

2

=2823.38N

9、 设计结果

选 用 9 根 A 型 V 带 ， 中 心 距

a=614.36mm, 带 轮 直 径

d

d 1 d

=265mm ，轴上压力 F Q =2823.38N 。

=90mm, d 2

四、齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮材料及精度等级

根据课本表 11.8 可得，小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220-250HBS, 大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 170-210HBS 。因为是普通减速器，选 8 级精度，要求齿面粗糙度 R a 3.2 ～ 6.3 m 。

2、按齿面接触疲劳强度设计

由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度

HBS 小于 350

的软齿面，齿面点蚀为主要失效形式。 所以应以齿面接触疲劳强度设计，

T 1 =1.41 × 10 5

弯曲疲劳强度校核。

N · mm

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（ 11.23 ）求出 d 1 值。 确定有关参数与系数：

K=1.1 1）转矩 T 1

Z =27

1

T 1 =9.55 × 106

P

9.55 10

6

7.125

N ·mm=1.41×10 5 N · mm

n 1

480

Z 2=80

2）载荷系数 K

查课本表 11-3 取 K=1.1

3）齿数z1 , 螺旋角 ,弹性系数和齿宽系数 d

小齿轮的齿数 z1取为27，则大齿轮齿数 z2=i× z1=2.94×27=79.38。

取整得 z2=80

实际齿数比为

z2 90 d =1

u1 3.333

z1 27

u u1 3.3275 3.333 Z E=189.8

齿数比的误差为

u

0.18% < 5% 3.14

初选螺旋角=15 。

H lim 1 =560Mp

因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表11.19

选取d =1。

H lim 2 =530Mp

材料弹性系数 E :由表11.11查得Z E=189.8

Z

4）许用的接触应力H N 1

=4.49×10 8 由图 11.25 查得H lim 1 = 560 MPa N 2

=1.35× 10 8

H lim 2 =530 Mpa

由表 11.9 查得S H =1

H 1 =593.6MPa

N1= 60njL h=60×240×1×（5×52×5×24）=4.49× 108

N 2= N 1/i=4.49× 10 8 /3.3275=1.35 × 10 8 H 2 =593.6MPa 查图 11.28 得Z N1 =1.06 ，Z N2 =1.12 。

由式（ 11.15 ）可得

H 1

= Z N1 H lim 1 1.06 560 MPa 593.6MPa

S H 1

H 2

= Z N 2 H lim 2 1.12 530 MPa 593.6MPa

故

d 1

KT 1(u 1)(3.17Z E )2

3

d

u

2

H

5

（

2

3

1.1

2.08 10 4.3275

）

(189.8

3.17)

mm 67.36mm

1 3.3275 593.62

m n= d 1 cos 67.36 cos15 mm

mm

z 1 27

2.41

由表 11.3 取标准模数

m

n=2.5mm

3、主要尺寸计算

a 1

m n

1 2.5

27 90 mm =151.41mm

z 1 z 2

2 cos

2 cos15

m n ( z 1

z 2 )

2.5 (27 90)

arccos

2a arccos

15.01 .

2 151.41

d 1

m n z 1

2.5

27

70.00mm

cos

mm

cos15.01

d 2

m n z 2

2.5 90 232.94mm cos

mm

cos15.01

b=

d d 1 1 69.88

69.88 mm

取 b 2 =70mm ，b 1=75mm

4、按齿根弯曲疲劳强度 s 校核

由课本式（ 11.37 ）得出，如

F F

则校核合格。

确定有关系数与参数：

1）、齿形系数 Y F

查课本表 11.12 得 Y F 1 =2.54 ， Y F 2 =2.22

2）、应力修正系数 Y S

查课本表 11.13 得 Y 1.60， Y 1.78

m n=2.5mm

a=151.41mm

= 15.01

d 1 =70.00mm

d 2 =232.94mm

b=69.88mm

b 1=75mm

b 2 =70mm

Y F1 =2.54

Y F 2 =2.22

Y S1 1.60

Y S2 1.78

3）许用弯曲应力

F

由课本图 11.26 查得

F lim 1 198MP

F lim 2

190MPa

由课本表 11.9 查得 S F =1.3 。 由课本图 11.27 查得

Y N 1 Y N 2 1

由课本式（ 11.16 ）可得

F 1 Y

N1

F lim 1

1 198 152MPa

F 1

1.3 S F

F 2

Y

N 2

F lim 2

1 190

146MPa

F 2

S F 1.3

=152MPa

=146MPa

故

1.6KT 1 cos

F1 =121.86MPa

F 1 bm n 2

z 1 Y F Y S

1.6

1.1

2.08 105 cos15.01

F 1 162MPa

69.88

2.52 2.54 1.60 121.86MPa

27

F 2 =118.49MPa

Y F 2

Y

S 2

=121.86 2.22 1.78

=118.49MPa<146MPa

F 2

F 1

Y F Y S

2.54 1.60

1

1

齿根弯曲强度校核合格。

5、齿轮的圆周速度 v

V=0.88m/s

v

d 1n 1

70.00 240 m / s 0.88m / s 60 1000

60 1000

由表 11.21 可知，选 8 级精度是合适的。

五、轴的设计计算

1、选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，

故选用 45 钢并经调质处理。由课本表 14-1 查得强度极限

B =650MPa,

再由课本表 14-3 得许用弯曲应力

1b

=60MPa 。

2、按扭转强度估算轴径

根据课本表 14-2 得 C=107-118。又由课本式（ 14-2 ）得 Ⅱ轴（低速轴）： d C 3 P

(

～

） 3 6.842

n

107

118

mm 44.44 ~ 49mm

95.5

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直 Ⅱ轴： d 1 =48mm

径加大 3%～5%，Ⅱ轴取为 45.77 ～ 51.45mm ，由设计手册取标准直径

d 1 =48mm

3. 设计轴的结构及绘制结构草图

d 2 =50mm d 3 =55mm

Ⅱ轴 ( 高速轴 )

d 4 =60mm

d 1 =48mm ，考虑到要对安装在轴段

1 上的带轮进行定位，所以

d 5 =63mm

d 2 =50mm ，轴段

3 上安装轴承，所以必须满足轴承径标准，轴承选为

d 6 =55mm

7211C ，所以 d

，用相同的方法确定轴段

3,4,5 ，

，d

，

3

=55mm d 4 =60mm 5 =63mm

d 6 =55mm 。

4. 确定各轴段的长度

齿轮轮毂宽度为 70mm ，为保证齿轮固定可靠，所以轴 4 段的长度应

略小于齿轮轮毂宽度，取 68mm ，为了保证齿轮端面与箱体壁不相碰，所

以轴段 6 取 20mm ，轴承支点距离 L=134mm ，轴 1 段查手册取 84mm 。

5. 按弯扭合成强度校合轴径计算齿轮受力：

F 1785.09N

T=207.91 N* m

d=232.94mm

圆周力： F t

2T 2 207.91

1785.09N

d

232.94

径向力：

F r

F t

tan a n

1785.09

tan 20

N

cos

cos15.01 672.64

轴向力： F a F t tan 1785 .09 tan15 .01 478.31N

轴的空间受力 :

垂直面受力

F t 1785.09

F RVA F RVB

892.55N

2

2

M VC F RVA AC 59.80MPa

垂直面受力

F a ?

d

F r ? BC

F

RHA

2 728.96 N

AB

d

F a ? F r ? AC

2

F RHB

56.32N

AB

M

HC

F RHA ? AC

48.84N ? m

M HC

F RHA ? AC F a ?

d

3.774 N ? m

2

作合成弯矩：

M C M 2 VC M 2 HC 77.21N ? m

M C

M 2 VC M

2

HC 59.92 N ? m

F r = 672.64N

F a 478.31N

F

RVA

892.55 N

M

VC

59.80MPa

F

RHA

=

- 728.96N

F RHB 56.32 N

M C

= 77.21N ?m

M C

59.92N ? m

M

Ca

M

C

M Ca M C77.21N ? m

M

Ca 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为

138.39N ? m

0.6 。

M Ca M 2 VC( T ) 2138.39 N ? m

由表 12.3 得：

B637MPa

1b60MPa

d1 60mm e

3.57MPa

d2 55mm 8.31MPa M

Ca 77.21 3.5745MPa 60MPa

e

0.1 603

W

M Ca 138.39 8.3120 MPa 60MPa

e

0.1 553

W

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。

六、轴承的校核

初选角接触球轴承为：7211C

型号： 7211C

L 113.2mm

1. 计算轴承的径向支反力

跨距：l 77.4mm

L L 2(a B

134 2 (20.9

21

) ) 113.2mm 2 2

l l (a B ) 67 (20.9 21) 77.4mm

2 2

轴承 1，2 的径向支反力：

轴承 1

水平分量：

F t l

1220.55N

F

r 1x

L

F r l F a ?

d

2 4.87N

垂直分两： F r 1 y

L

径向支反力： F r 1 F 2 r 1x F 2 r1 y 1220.56N 轴承 2

水平分量：

F t (l L )

3005.64N

F r 2 x L

F r (l L )

d

F a ?

N

垂直分两：F

r 2 y

2

L 667.77

径向支反力： F r 2 F 2 r 2x F 2 r 2 y 3078.93 N 2.计算轴承 1，2 上的轴向载荷F a1F a 2：

由表 17.7 查得：F S0.4F r

F S10.4F r 1488.22N

F S 20.4F r 21231.57N

F S1F a488.22 478.31 966.53N F S2

所以轴承 1 处于压紧状态，轴承 2 处于放松状态。

F a1F S 2F a1231.57 478.31 1709.88N

F a 2F S 21231.57N

计算轴承的当量动载荷P1P2

查表 17.9 得f p 1.1 F r1=1220.56N F r 2=3005.64N

F a11709.88N F

a 2

1231.57N

由轴承手册可查得7209C的 e 值为F

a1

1709.88

0.051

C0 r 33800 F

a1 1709.88 F

r 1 1.4 e

1220.56

X 10.44Y1 1.3 F

a 2 1231.57 F

r 2 0.4 e

3078.93

X 20.44Y2 1.3

P=3251.35N P1( X1 F r 1Y1 F a1 ) f p3035.88 N

P2( X 2 F r 2Y21 F a 2 ) f p3251.35 N

P2>P1

L h137250h P=3251.35N

L h 5 52 5 2431200 h

由课本式（ 17.12 ）

L h 16670

(

f

T

C

) 16670 (1 40.8 1000)3 137250h L h n P 240 3251.35

故 7211C轴承能保证所预期的寿命。

七、联轴器的选择

1．联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。综上所述，故选择挠性联轴器。

因为前一级为带传动，当载荷过大时带将打滑，具有过载保护，所以Ⅱ

轴可选用无弹性元件扰性联轴器。Tc=889.46 N·m 2．计算转矩

由课本表 17-1 得： K=1.3

Tc=K×9550 P

2 =1.

3 × 9550×

6.842

=889.46N· m

n2 95.5 型号为 HL4

3．选择型号及尺寸

由 Tc=889.46N ·m

d2 =50mm，查—，Ⅱ轴选用GB/T5014 2003

无弹性元件扰性联轴器，型号为HL4，其中

Tn=1250 N·m，[n]= 4000r/min

八、润滑、密封装置的选择

根据课本 284~286 页，再根据齿轮的圆周速度, 轴承可以用脂润滑和油润滑润滑 , 由于齿轮的转速是小于2m/s,故轴承润滑采用脂润滑，为防止箱

体的轴承与润滑脂的配合，防止润滑脂流失，应在箱体侧装挡油环，润滑脂

的装填量不应超过轴承空隙体积的，在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮

的圆周速度而定，由于V<12m/s，所以采用油池润滑，齿轮浸入油池1-2 个齿高深度，大齿轮的齿顶到油底面的距离为40mm。

轴承盖中采用毡圈油封密封。

九、减速器箱体的设计

名称符号减速器型式、尺寸关系 /mm 结果

齿轮减速器

箱座壁厚0.025a+1≥8 8

箱盖壁厚0.025a+1≥8 8

1

箱盖凸缘厚度

b1 1.5

12 1

箱座凸缘厚度 b 1.5 12

箱座底凸缘厚b2

度

地脚螺钉直径 d f 地脚螺钉数目n 轴承旁连接螺d1

栓直径

盖与座连接螺d2栓直径

连接螺栓 d2

l 的间隔

轴承端盖螺钉直径

d 3 检查孔盖螺钉d4直径

定位销直径 d d f、d1、d 2至C1 外箱壁距离

d f、d 2至凸缘 C 2 边缘距离

轴承旁凸台半R1径

凸台高度h

外箱壁至轴承l1座端面的距离

齿轮顶圆与箱

1

2.5

0.036a+12

n=6

0.75 d f

（0.5 ～0.6 ）d f

150～ 200

（0.4 ～0.5 ）d f

（0.3 ～0.4 ）d f

(0.7～0.8) d 2

见课本表 4.2

见课本表 4.2

C 2

根据低速级轴承座外径确

定，以便于扳手操作为准

C1+C2+（5+10）

1.2

20

20

6

16

12

150

10

8

9

d f： C1=30

d1： C1=22

d2： C1=18

d f： C2=26

d2： C2=16

16

20

36

10

壁间的距离齿

轮端面与箱间的距离

箱盖、箱座肋厚

轴承端盖外径

轴承旁连接螺栓距离

9 2

、

m1

0.85

1

;

m

0.85

m1 6; m 6.8 m1 m

D 2 D+（ 5～5.5 ） d 3， D-轴承

I

轴： 120

外径

II 轴： 140

S 尽量靠近，以 M 和

Md 3

互I 轴： 120

d1

不干涉为准，一般取 S=D2

II 轴： 140

十、减速器装配图

设计小结

这次关于带式运输机上的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起到了很大的帮助；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 .

机械设计是机械工业的基础 , 是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械设计基础》、《工程力学》、《互换性与测量技术》、《 Auto CAD》、《机械设计手册》等于一体。这次的课程设计 , 对于培养我们理论联系实际的设计思想 ; 训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论 , 结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力 ; 巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重

要的作用。在这次的课程设计过程中 , 我们运用了之前的学过的很多的知识，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。在这里还要感老师的指导，让我们的设计更为顺利。

参考资料

1、可桢、仲生，《机械设计基础》，高等教育， 2006

2、力等主编 .《机械制图》（第二版）--高等教育，2004

3.骆素君、朱诗顺，《机械课程设计简明手册》，化学工业， 2011

4.朱双霞、史新逸、梁，《机械设计基础课程设计》，工业大学， 2009