减速器设计计算说明书

目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10.润滑密封设计 30 11.联轴器设计 30

四 设计小结 五 参考资料

2

31 32

5

一. 课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一:

二. 设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。

三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a

32

a1233245＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

1为V带的效率,1为第一对轴承的效率，

3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，

5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝

100060v

=82.76r/min，

D

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为

i＝16～160，电动机转速的可选范围为

n＝

i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速nm1440 r/min，同步转速1500r/min。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝ia/i0

＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.33

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

n＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/min nⅡ＝nⅠ/i　＝626.09/3.24＝193.24r/min 1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝193.24/2.33=82.93 r/min

nⅣ=nⅢ=82.93 r/min （2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd×1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅠ×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW Ⅱ＝p PⅢ＝PⅡ×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW 则各轴的输出功率：



PⅠ×0.98=3.06 kW Ⅰ＝P

PⅡ＝PⅡ×0.98=2.84 kW 

＝PⅢ×0.98=2.65kW PⅢ



＝PⅣ×0.98=2.52 kW PⅣ

（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd

=9550×3.25/1440=21.55 N· nm

所以: Tm Ⅰ＝Td×i0×1 =21.55×2.3×0.96=47.58 N·

m TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m TⅢ＝TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m TⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91 N·



输出转矩：Tm Ⅰ×0.98=46.63 N·Ⅰ＝T

＝TⅡ×0.98=140.66 N·m TⅡ



＝TⅢ×0.98=305.12N·m TⅢ



＝TⅣ×0.98=281.17 N·m TⅣ

运动和动力参数结果如下表

5.设计Ｖ带和带轮

⑴ 确定计算功率

查课本P178表9-9得：KA1.2

PcakAP1.244.8,式中

机的额定功率. ⑵ 选择带型号

为工作情况系数， p为传递的额定功率,既电

根据Pca4.8，kA1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2

查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd190mm，则大带轮基准直径dd2i0dd12.390207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2224mm。

⑷ 验算带速v V

dd1nm

601000



901400

601000

7.17m/s35m/s 在5～25m/s范围内，Ｖ

带充分发挥。

⑸ 确定中心距a和带的基准长度

由

于

(dd2dd1)2

4a0

,所以初步选取中心距

a：

a01.5(dd1dd2)1.5(90224)471，初定中心距a0471mm，所以带长,

Ld=2a0



2

(dd1dd2)1444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长度

Ld1400mm得实际中心距

LdLdaa047144.76/2448.62mm

　2

取a450mm

⑹ 验算小带轮包角1

dd2dd1180

162.94，包角合适。 a

1180

⑺ 确定v带根数z

因dd190mm，带速v6.79m/s，传动比i02.3,

查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p010.7.p00.17. 查课本P142表8-2得KL=0.96.

查课本P154表8-8,并由内插值法得K=0.96 由P154公式8-22得

Z

pca4.8

4.20

(p0p0)kkl(1.070.17)0.960.96

故选Z=5根带。

⑻ 计算预紧力F0

查课本P145表8-4可得q0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0500

Pca2.54.85002.5(1)qv2(1)0.17.172158.80N zvk57.170.96

⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp 利用P155公式8-24可得:

Fp2zF0sin

1

2

25158.80sin

162.94

1570.43N 2

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1） 齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3.24×24=77.76 取Z2=78. ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3

d1t

2KtT1

d



u1ZHZE2

() u[H]

确定各参数的值: ①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 10.78 20.82

则0.780.821.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=

Z2

) Z1

③查课本P203 10-19图得：K1=0.93 K2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [KHN1Hlim1

H]1=S

=0.93×550=511.5 MPa

[HN2Hlim2

H]2=

KS=0.96×450=432 MPa 许用接触应力

[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa

⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: d=1

T=95.5×105×P/n5

11=95.5×10×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3

d2KtT1

1t



u1ZHZEd

u([)2

H]

3

=

21.64.861044.242.433189.811.63.25(471.75

)2

49.53mm②计算圆周速度

d1tn13.1449.53626.09

601000　



6010001.62m/s ③计算齿宽b和模数mnt

计算齿宽b

b=dd1t=49.53mm 计算摸数mn 初选螺旋角=14

md1tcos49.53cos14

nt=

Z2.00mm 124

④计算齿宽与高之比

齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm

=49..5

=11.01

⑤计算纵向重合度

=0.318d1tan0.318124tan14=1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH的计算公式: K22

H=1.120.18(10.6d) d+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×103×49.53=1.42 查课本由P195表10-13得: KF=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH=KF=1.2 故载荷系数:

K＝K K KH KH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d3

3

K/K1=d1t

t

=49.53×

.82

1.6

=51.73mm ⑧计算模数mn

m1cosZ51.73cos14

n=

d2.09mm 124

4. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3

m2KT1Ycos2n≥

2

(YFYS

dZ1a[F

])

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m

确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数

z＝z/cos＝24/ cos314

＝26.27 z＝z/cos

＝78/ cos314

＝85.43

③ 初选齿宽系数

＝1

按对称布置，由表查得④ 初选螺旋角 初定螺旋角

⑤ 载荷系数K

K＝K K K

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得: 齿形系数Y

＝2.592 Y

＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为

＝1.596 Y

＝[1.88-3.2×（

11

）]cos＝[1.88－3.2×（1/24

Z1Z2

＋1/78）]×cos14＝

1.655 ＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690

＝14.07609

因为

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度

Y＝1－

⑨ 计算大小齿轮的

＝0.78

49.53sin14o＝＝1.825,

2.09

YFFS[F]

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮FF1500MPa 大齿轮FF2380MPa

查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [F]1=[F]2=

KFN1FF10.86500

307.14 S1.4KFN2FF20.93380

252.43 S1.4

YF1FS1[F]1YF2FS2[F]2



2.5921.596

0.01347

307.142.2111.774

0.01554

252.43

大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数

3

mn

21.734.861040.78cos2140.01554

mm1.26mm 2

1241.655

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73cos14z1==25.097 取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81 ② 几何尺寸计算

计算中心距 a=

(z1z2)mn(2581)2

==109.25mm 2cos142cos

将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

(12)mn(2581)2

14.01

22109.25

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.

=arccos

计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=

z1mn252

=51.53mm 

coscos14.01

d2=

z2mn812

=166.97mm 

coscos14.01

计算齿轮宽度

B=d1151.53mm51.53mm 圆整的 B250

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=2.33×30=69.9 圆整取z2=70. ⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③试选12o,查课本由P214图10-26查得

B155

1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71

应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108

N14.45108

1.91×108 N2=i2.33

由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

KHN1Hlim10.94600

564MPa =

1S

K

[H]2=HN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa

S

[H]1=

(Hlim1Hlim2)

540.5MPa

2

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

[H]

选取齿宽系数d1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

=14.33×104N.m

3

d1t

2KtT1

u1ZHZE221.614.331043.332.45189.82()()

d

u[H]11.712.33540.5

=65.71mm 2. 计算圆周速度 d1tn265.71193.601000　24

601000

0.665m/s

3. 计算齿宽

b=dd1t=1×65.71=65.71mm 4. 计算齿宽与齿高之比

模数 md1tcosnt=

Z65.71cos122.142mm 130

齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

=65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度

0.318dz1tan0.31830tan122.028

6. 计算载荷系数K

KH=1.12+0.18(1+0.62d)2d+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103×65.71=1.4231 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2

故载荷系数

K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 dK1=d3

3

K1t

t

=65.71×

.776

1.3

72.91mm 计算模数md1cos72.91cos12

n

z2.3772mm 130

按齿根弯曲强度设计

3

2m≥

2KT1Ycos

2

YFYS

dZ1

[ F]

㈠确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩＝143.3kN·m

（2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9 传动比误差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允许 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1

（4） 初选螺旋角 初定螺旋角＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6） 当量齿数 z＝z/cos

＝30/ cos312

＝32.056 z＝z/cos

＝70/ cos312

＝74.797

由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

YF12.491,YF22.232 YS11.63,6YS21.75 1（7） 螺旋角系数Y 轴向重合度

＝

＝2.03

Y＝1－

＝0.797

（8） 计算大小齿轮的

YFFS[F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa FE2380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 [1FE1F]1=

KFNS0.90500

1.4

321.43MPa 3.

[F]2=

KFN2FF20.93380

252.43MPa S1.4

计算大小齿轮的

YFaFSa

,并加以比较 [F]

YFa1FSa12..4911.636

0.01268

[F]1321.43

YFa2FSa22.2321.751

0.01548

[F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

3

mn

21.68481.4331050.797cos2120.01548

mm1.5472mm

13021.71

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

72.91cos12z1==27.77 取z1=30

mnz2=2.33×30=69.9 取z2=70 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1z2)mn(3070)2

==102.234mm 

2cos122cos

将中心距圆整为103 mm 修正螺旋角

(12)mn(3070)213.86

22103

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正

=arccos

分度圆直径 d1=

d2=

z1mn302

=61.34mm 

coscos12

z2mn702

=143.12 mm 

coscos12

计算齿轮宽度

bdd1172.9172.91mm 圆整后取 B175mm B280mm

低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

2. 各轴转速n

3. 各轴输入功率 P

4. 各轴输入转矩

T

5. 带轮主要参数

7.传动轴承和传动轴的设计

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.70KW n3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=143.21 mm 而 Ft=

2T32311.35

4348.16N 3

d2143.2110

tanntan20o

Fr= Ft4348.161630.06N o

coscos13.86

Fa= Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本

P361表153取Ao112

dminAoP3

35.763mm n3

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本P343表141,选取Ka1.5

TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

d140mm,故取dⅠⅡ40mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm

⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①

为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取lⅠⅡ82mm ②

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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

2. 从动轴的设计

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而 lⅦⅧ16mm .

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,

③ 取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ72mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm.

④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm ,故取lⅡⅢ50mm.

⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm,则

lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm

(5082016248)mm62mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5. 求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. L2L3114.8mm60.8mm175.6mm

L360.8

FNH1Ft4348.161506N

L2L3175.6L2114.8

FNH2Ft4348.162843N

L2L3175.6

FD

FrL3a

809N FNV1

L2L3

FNV2FrFNV21630809821N MH172888.8Nmm

MV1FNV1L2809114.892873.2Nmm MV2FNV2L382160.849916.8Nmm

2222M1MHMV196255Nmm 192873

lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ

M2179951Nmm

传动轴总体设计结构图

:

(从动轴)

(中间轴

)

(主动轴)

从动轴的载荷分析图

:

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据

W

前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[1]=60MPa

ca=

M1(T3)2

2

2

196255(1311.35)2=10.82

0.127465

ca〈 [1] 此轴合理安全

7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的

疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MM1

60.816

144609Nmm 60.8

截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=311.35Nm 截面上的弯曲应力

M144609b11.57MPa

W12500截面上的扭转应力 T=

T3311350

12.45MPa =

WT25000

轴的材料为45钢。调质处理。 由课本P355表15-1查得：

B640MPa 1275MPa T1155MPa

因

r2.0D58 0.04 1.16 dd5050

经插入后得

2.0 T=1.31

轴性系数为

q0.82 q=0.85

K=1+q(1)=1.82 K=1+q（T-1）=1.26

所以0.67 0.82

0.92

综合系数为： K=2.8 K=1.62

碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1

0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S1

=K25.13

aam

S1



k13.71

atm

SSSca

S2

2

10.5≥S=1.5 所以它是安全的

S

截面Ⅳ右侧

抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500

抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=295 截面上的弯曲应力 MbW[1**********]

10.68 截面上的扭转应力 T3294930KT=

W=11.80K1

=12.8

T25000

K=

K



1

11.62





所以0.67 0.82 0.92综合系数为： K=2.8 K=1.62

碳钢的特性系数

0.1～0.2 取0.1 0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S1

=K25.13

aam

S1



k13.71

atm

SSScaS2

2

10.5≥S=1.5 所以它是安全的

S

8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

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. 根据 d2=55 d3=65

查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=50

②校和键联接的强度

查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 l2L2b236-16=20

l3L3b350-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5 K3=0.5 h3=6 由式（6-1）得： 3 2T2102143.531000

p2K

52.20 ＜[p2l2d252055] p3

2T31032311.351000

K

53.22 ＜[3l3d3

63065p] 两者都合适 取键标记为：

键2：16×36 A GB/T1096-1979

键3：20×50 A GB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用

H7

配合. is6

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

10. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度

5

(1.5~2)10mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的远远小于

50号润滑，装至规定高度. 油的深度为H+h1 H=30 h1=34 所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器. 2.载荷计算. 公称转矩：T=9550

p2n9550.64

75.6

333.5 查课本P343表141,选取Ka1.5

所以转矩 TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

四. 设计小结

这次关于带式运输机上的两级展开式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。通过二个星期的设计实践，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.

1. 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《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2. 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。

3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.

5. 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。

五. 参考资料:

1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

2.《机械原理》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

3.《现代工程图学教程》 湖北科学技术出版社。

2002年8月版

4.《机械零件设计手册》 国防工业出版社

1986年12月版

5.《机械设计手册》 机械工业出版社

2004年9月第三版

6.《实用轴承手册》 辽宁科学技术出版社

2001年10月版

7.《机械课程设计指导书》 第二版

其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。

目 录

一 课程设计书 2

二 设计要求 2

三 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10.润滑密封设计 30 11.联轴器设计 30

四 设计小结 五 参考资料

2

31 32

5

一. 课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一:

二. 设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。

三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a

32

a1233245＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

1为V带的效率,1为第一对轴承的效率，

3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，

5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝

100060v

=82.76r/min，

D

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为

i＝16～160，电动机转速的可选范围为

n＝

i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速nm1440 r/min，同步转速1500r/min。

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40 （2） 分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝2.3，则减速器传动比为i＝ia/i0

＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝3.24，则i2＝i/i1＝2.33

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

n＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/min nⅡ＝nⅠ/i　＝626.09/3.24＝193.24r/min 1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝193.24/2.33=82.93 r/min

nⅣ=nⅢ=82.93 r/min （2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd×1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅠ×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW Ⅱ＝p PⅢ＝PⅡ×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW 则各轴的输出功率：



PⅠ×0.98=3.06 kW Ⅰ＝P

PⅡ＝PⅡ×0.98=2.84 kW 

＝PⅢ×0.98=2.65kW PⅢ



＝PⅣ×0.98=2.52 kW PⅣ

（3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd

=9550×3.25/1440=21.55 N· nm

所以: Tm Ⅰ＝Td×i0×1 =21.55×2.3×0.96=47.58 N·

m TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m TⅢ＝TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m TⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91 N·



输出转矩：Tm Ⅰ×0.98=46.63 N·Ⅰ＝T

＝TⅡ×0.98=140.66 N·m TⅡ



＝TⅢ×0.98=305.12N·m TⅢ



＝TⅣ×0.98=281.17 N·m TⅣ

运动和动力参数结果如下表

5.设计Ｖ带和带轮

⑴ 确定计算功率

查课本P178表9-9得：KA1.2

PcakAP1.244.8,式中

机的额定功率. ⑵ 选择带型号

为工作情况系数， p为传递的额定功率,既电

根据Pca4.8，kA1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2

查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd190mm，则大带轮基准直径dd2i0dd12.390207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2224mm。

⑷ 验算带速v V

dd1nm

601000



901400

601000

7.17m/s35m/s 在5～25m/s范围内，Ｖ

带充分发挥。

⑸ 确定中心距a和带的基准长度

由

于

(dd2dd1)2

4a0

,所以初步选取中心距

a：

a01.5(dd1dd2)1.5(90224)471，初定中心距a0471mm，所以带长,

Ld=2a0



2

(dd1dd2)1444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长度

Ld1400mm得实际中心距

LdLdaa047144.76/2448.62mm

　2

取a450mm

⑹ 验算小带轮包角1

dd2dd1180

162.94，包角合适。 a

1180

⑺ 确定v带根数z

因dd190mm，带速v6.79m/s，传动比i02.3,

查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p010.7.p00.17. 查课本P142表8-2得KL=0.96.

查课本P154表8-8,并由内插值法得K=0.96 由P154公式8-22得

Z

pca4.8

4.20

(p0p0)kkl(1.070.17)0.960.96

故选Z=5根带。

⑻ 计算预紧力F0

查课本P145表8-4可得q0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0500

Pca2.54.85002.5(1)qv2(1)0.17.172158.80N zvk57.170.96

⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp 利用P155公式8-24可得:

Fp2zF0sin

1

2

25158.80sin

162.94

1570.43N 2

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1） 齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3.24×24=77.76 取Z2=78. ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3

d1t

2KtT1

d



u1ZHZE2

() u[H]

确定各参数的值: ①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 10.78 20.82

则0.780.821.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=

Z2

) Z1

③查课本P203 10-19图得：K1=0.93 K2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [KHN1Hlim1

H]1=S

=0.93×550=511.5 MPa

[HN2Hlim2

H]2=

KS=0.96×450=432 MPa 许用接触应力

[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa

⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: d=1

T=95.5×105×P/n5

11=95.5×10×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3

d2KtT1

1t



u1ZHZEd

u([)2

H]

3

=

21.64.861044.242.433189.811.63.25(471.75

)2

49.53mm②计算圆周速度

d1tn13.1449.53626.09

601000　



6010001.62m/s ③计算齿宽b和模数mnt

计算齿宽b

b=dd1t=49.53mm 计算摸数mn 初选螺旋角=14

md1tcos49.53cos14

nt=

Z2.00mm 124

④计算齿宽与高之比

齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm

=49..5

=11.01

⑤计算纵向重合度

=0.318d1tan0.318124tan14=1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07,

查课本由P194表10-4得KH的计算公式: K22

H=1.120.18(10.6d) d+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×103×49.53=1.42 查课本由P195表10-13得: KF=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH=KF=1.2 故载荷系数:

K＝K K KH KH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d3

3

K/K1=d1t

t

=49.53×

.82

1.6

=51.73mm ⑧计算模数mn

m1cosZ51.73cos14

n=

d2.09mm 124

4. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3

m2KT1Ycos2n≥

2

(YFYS

dZ1a[F

])

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m

确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数

z＝z/cos＝24/ cos314

＝26.27 z＝z/cos

＝78/ cos314

＝85.43

③ 初选齿宽系数

＝1

按对称布置，由表查得④ 初选螺旋角 初定螺旋角

⑤ 载荷系数K

K＝K K K

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得: 齿形系数Y

＝2.592 Y

＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为

＝1.596 Y

＝[1.88-3.2×（

11

）]cos＝[1.88－3.2×（1/24

Z1Z2

＋1/78）]×cos14＝

1.655 ＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690

＝14.07609

因为

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度

Y＝1－

⑨ 计算大小齿轮的

＝0.78

49.53sin14o＝＝1.825,

2.09

YFFS[F]

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮FF1500MPa 大齿轮FF2380MPa

查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [F]1=[F]2=

KFN1FF10.86500

307.14 S1.4KFN2FF20.93380

252.43 S1.4

YF1FS1[F]1YF2FS2[F]2



2.5921.596

0.01347

307.142.2111.774

0.01554

252.43

大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数

3

mn

21.734.861040.78cos2140.01554

mm1.26mm 2

1241.655

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73cos14z1==25.097 取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81 ② 几何尺寸计算

计算中心距 a=

(z1z2)mn(2581)2

==109.25mm 2cos142cos

将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

(12)mn(2581)2

14.01

22109.25

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.

=arccos

计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=

z1mn252

=51.53mm 

coscos14.01

d2=

z2mn812

=166.97mm 

coscos14.01

计算齿轮宽度

B=d1151.53mm51.53mm 圆整的 B250

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=2.33×30=69.9 圆整取z2=70. ⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③试选12o,查课本由P214图10-26查得

B155

1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71

应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108

N14.45108

1.91×108 N2=i2.33

由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

KHN1Hlim10.94600

564MPa =

1S

K

[H]2=HN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa

S

[H]1=

(Hlim1Hlim2)

540.5MPa

2

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

[H]

选取齿宽系数d1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

=14.33×104N.m

3

d1t

2KtT1

u1ZHZE221.614.331043.332.45189.82()()

d

u[H]11.712.33540.5

=65.71mm 2. 计算圆周速度 d1tn265.71193.601000　24

601000

0.665m/s

3. 计算齿宽

b=dd1t=1×65.71=65.71mm 4. 计算齿宽与齿高之比

模数 md1tcosnt=

Z65.71cos122.142mm 130

齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

=65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度

0.318dz1tan0.31830tan122.028

6. 计算载荷系数K

KH=1.12+0.18(1+0.62d)2d+0.23×103×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103×65.71=1.4231 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2

故载荷系数

K＝KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 dK1=d3

3

K1t

t

=65.71×

.776

1.3

72.91mm 计算模数md1cos72.91cos12

n

z2.3772mm 130

按齿根弯曲强度设计

3

2m≥

2KT1Ycos

2

YFYS

dZ1

[ F]

㈠确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩＝143.3kN·m

（2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9 传动比误差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33 Δi＝0.032％5％，允许 （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1

（4） 初选螺旋角 初定螺旋角＝12 （5） 载荷系数K K＝K K K

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6） 当量齿数 z＝z/cos

＝30/ cos312

＝32.056 z＝z/cos

＝70/ cos312

＝74.797

由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

YF12.491,YF22.232 YS11.63,6YS21.75 1（7） 螺旋角系数Y 轴向重合度

＝

＝2.03

Y＝1－

＝0.797

（8） 计算大小齿轮的

YFFS[F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa FE2380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 [1FE1F]1=

KFNS0.90500

1.4

321.43MPa 3.

[F]2=

KFN2FF20.93380

252.43MPa S1.4

计算大小齿轮的

YFaFSa

,并加以比较 [F]

YFa1FSa12..4911.636

0.01268

[F]1321.43

YFa2FSa22.2321.751

0.01548

[F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

3

mn

21.68481.4331050.797cos2120.01548

mm1.5472mm

13021.71

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

72.91cos12z1==27.77 取z1=30

mnz2=2.33×30=69.9 取z2=70 ② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1z2)mn(3070)2

==102.234mm 

2cos122cos

将中心距圆整为103 mm 修正螺旋角

(12)mn(3070)213.86

22103

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正

=arccos

分度圆直径 d1=

d2=

z1mn302

=61.34mm 

coscos12

z2mn702

=143.12 mm 

coscos12

计算齿轮宽度

bdd1172.9172.91mm 圆整后取 B175mm B280mm

低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

2. 各轴转速n

3. 各轴输入功率 P

4. 各轴输入转矩

T

5. 带轮主要参数

7.传动轴承和传动轴的设计

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.70KW n3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵. 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=143.21 mm 而 Ft=

2T32311.35

4348.16N 3

d2143.2110

tanntan20o

Fr= Ft4348.161630.06N o

coscos13.86

Fa= Fttan=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本

P361表153取Ao112

dminAoP3

35.763mm n3

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本P343表141,选取Ka1.5

TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

d140mm,故取dⅠⅡ40mm.半联轴器的长度L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm

⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①

为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取lⅠⅡ82mm ②

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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

2. 从动轴的设计

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而 lⅦⅧ16mm .

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,

③ 取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ72mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm.

④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm ,故取lⅡⅢ50mm.

⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm,则

lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mm

(5082016248)mm62mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5. 求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. L2L3114.8mm60.8mm175.6mm

L360.8

FNH1Ft4348.161506N

L2L3175.6L2114.8

FNH2Ft4348.162843N

L2L3175.6

FD

FrL3a

809N FNV1

L2L3

FNV2FrFNV21630809821N MH172888.8Nmm

MV1FNV1L2809114.892873.2Nmm MV2FNV2L382160.849916.8Nmm

2222M1MHMV196255Nmm 192873

lⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ

M2179951Nmm

传动轴总体设计结构图

:

(从动轴)

(中间轴

)

(主动轴)

从动轴的载荷分析图

:

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据

W

前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[1]=60MPa

ca=

M1(T3)2

2

2

196255(1311.35)2=10.82

0.127465

ca〈 [1] 此轴合理安全

7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的

疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MM1

60.816

144609Nmm 60.8

截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=311.35Nm 截面上的弯曲应力

M144609b11.57MPa

W12500截面上的扭转应力 T=

T3311350

12.45MPa =

WT25000

轴的材料为45钢。调质处理。 由课本P355表15-1查得：

B640MPa 1275MPa T1155MPa

因

r2.0D58 0.04 1.16 dd5050

经插入后得

2.0 T=1.31

轴性系数为

q0.82 q=0.85

K=1+q(1)=1.82 K=1+q（T-1）=1.26

所以0.67 0.82

0.92

综合系数为： K=2.8 K=1.62

碳钢的特性系数 0.1～0.2 取0.1

0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S1

=K25.13

aam

S1



k13.71

atm

SSSca

S2

2

10.5≥S=1.5 所以它是安全的

S

截面Ⅳ右侧

抗弯系数 W=0.1d3=0.1503=12500

抗扭系数 wT=0.2d3=0.2503=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=295 截面上的弯曲应力 MbW[1**********]

10.68 截面上的扭转应力 T3294930KT=

W=11.80K1

=12.8

T25000

K=

K



1

11.62





所以0.67 0.82 0.92综合系数为： K=2.8 K=1.62

碳钢的特性系数

0.1～0.2 取0.1 0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S1

=K25.13

aam

S1



k13.71

atm

SSScaS2

2

10.5≥S=1.5 所以它是安全的

S

8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

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. 根据 d2=55 d3=65

查表6-1取： 键宽 b2=16 h2=10 L2=36 b3=20 h3=12 L3=50

②校和键联接的强度

查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 l2L2b236-16=20

l3L3b350-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5 K3=0.5 h3=6 由式（6-1）得： 3 2T2102143.531000

p2K

52.20 ＜[p2l2d252055] p3

2T31032311.351000

K

53.22 ＜[3l3d3

63065p] 两者都合适 取键标记为：

键2：16×36 A GB/T1096-1979

键3：20×50 A GB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用

H7

配合. is6

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

10. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度

5

(1.5~2)10mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的远远小于

50号润滑，装至规定高度. 油的深度为H+h1 H=30 h1=34 所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器. 2.载荷计算. 公称转矩：T=9550

p2n9550.64

75.6

333.5 查课本P343表141,选取Ka1.5

所以转矩 TcaKaT31.5311.35467.0275Nm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

四. 设计小结

这次关于带式运输机上的两级展开式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。通过二个星期的设计实践，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.

1. 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《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2. 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。

3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.

5. 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。

五. 参考资料:

1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

2.《机械原理》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

3.《现代工程图学教程》 湖北科学技术出版社。

2002年8月版

4.《机械零件设计手册》 国防工业出版社

1986年12月版

5.《机械设计手册》 机械工业出版社

2004年9月第三版

6.《实用轴承手册》 辽宁科学技术出版社

2001年10月版

7.《机械课程设计指导书》 第二版

其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。