带式运输机一级斜齿圆柱齿轮减速器设计汇总

单级圆柱斜齿轮减速器设计

目 录

一 设计题目：带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器 ....... 1 二 应完成的工作 ......................................... 1 三 传动装置总体设计方案: ................................ 1 1.电动机的选择 ....................................... 2 2.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ................. 2 3.计算传动装置的运动和动力参数 ....................... 3 4.齿轮的设计 ......................................... 4 5.传动轴承和传动轴的设计 ............................. 6 6.键的设计和计算 ..................................... 8 7.箱体结构的设计 ..................................... 8 8. 润滑密封设计 ..................................... 10 四.设计小结 ............................................ 10

单级圆柱斜齿轮减速器设计

一 设计题目：带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器

给定数据及要求：

5436121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

已知条件：运输带工作拉力；2900N；运输带工作速度v=1.4m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm；两班制，连续单向运转，载荷较轻微变化，使用期限15年。

二 应完成的工作

1. 减速器装配图1张； 2. 设计说明书1份。

三 传动装置总体设计方案:

组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

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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，要求轴有较大的刚度。

确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

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带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率?总

?1为V带的传动效率, ?2为轴承的效率，

?3为一对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）

?4为联轴器的效率，?5为滚筒的效率 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。 查机械设计手册知： η

v带

=0.96 η齿=0.97 η

v带

轴承

=0.98 η

联轴器

=0.99 η

卷筒

=0.96

η总=η

η齿η

3轴承η

联轴器

η

卷筒

＝0.833

1.电动机的选择

工作机所需功率为： Pω＝FV/1000＝2900×1.4/1000＝4.06kW 电动机输出功率：Pd=Pω/η总=4.06/0.833=4.87KW

1000?60v1000?60?1.4滚筒轴工作转速为n＝==66.8r/min，

π?400?D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i带＝2～4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i齿轮＝3～6，

则总传动比合理范围为i总＝6～24，电动机转速的可选范围为nd＝i总×n＝（6～24）×66.8＝7400.8～1603.2r/min。

可见同步转速为750r/min，1000r/min，1500r/min的电动机都符合要求，现初选同步转速为1000r/min，1500r/min的两种电动机进行比较，见下表：

方案 1 2 Y132M2-6 Y132S-4 电动机型号 额定功率 Ped/Kw 5.5 5.5 电动机转速r/min 同步转速 1000 1500 满载转速 960 1440 电动机重量 N 340 660 传动装置总传动比 14.37 21.56 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5kw。

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比

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（1）总传动比

i总＝n/n＝960/466.8＝14.37

m

w

（2）分配传动装置传动比

i总＝i带×i齿轮

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取

i带=3.20 则i齿轮=14.37/3.20=4.49

3.计算传动装置的运动和动力参数

电动机轴为Ⅰ轴，减速器高速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，卷筒轴为Ⅳ轴。 （1） 各轴转速

n?＝nm＝960r/min

nⅡ＝n＝960/3.20＝300r/min Ⅰ/i　带 nⅢ＝ nⅡ/ i齿轮＝1300/4.49=66.8r/min

nⅣ=nⅢ=66.8 r/min

（2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd＝4.87kW

Ⅰ×η＝4.87×0.96＝4.68kW Ⅱ＝p P1

PⅢ＝PⅡ×η×η＝24.68×0.98×0.97＝4.45kW

2

3

PⅣ＝PⅢ×η×η=4.45×0.98×0.99＝4.32kW

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（3） 则各轴的输出功率： ?PⅠ×0.98=4.87×0.98=4.77 kW Ⅰ＝P?PⅡ×0.98=4.68×0.98=4.57 kW Ⅱ＝P?PⅢ＝PⅢ×0.98=4.45×0.98=4.36kW ?PⅣ＝PⅣ×0.98=4.32×0.98=4.23 kW

（4） 各轴输入转矩

TⅠ＝9550×PⅠ/n?=9550×4.87×960=48.45 N·m

TⅡ＝9550×PⅡ/nⅡ=9550×4.68×300=148.98N·m TⅢ＝9550×PⅢ/nⅢ=9550×4.45×66.8=636.19N·m TⅣ=9550×PⅣ/nⅣ=9550×4.32×66.8=617.60N·m

（5） 输出转矩：

?TⅠ×0.98=48.45×0.98=47.48 N·m Ⅰ＝T

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?TⅡ＝TⅡ×0.98=148.98×0.98=146.00 N·m ?TⅢ＝TⅢ×0.98=636.19×0.98=623.46N·m

?TⅣ＝TⅣ×0.98=617.60×0.98=605.25 N·m

运动和动力参数结果如下表

轴名 功率P KW 输入 1轴 2轴 3轴 4轴

4.齿轮的设计

（1）选选齿轮的材料、精度和确定许用应力：

因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr调质，齿面硬度217~286HBS，?650~750MPa?560~620MPaHlim1，FE1大齿轮用45钢调质，齿面硬度

197~286HRC，Hlim2?550~620MPa，FE2?410~480MPa。

4.87 4.68 4.45 4.32 输出 4.77 4.57 4.36 4.23 输入 48.45 148.98 636.19 617.60 转矩T Nm 输出 47.48 146.00 623.46 605.25 960 300 66.8 66.8 转速r/min ????取SF?1.25,sH?1.0；取ZH?2.5,ZE?189.8；

[

?600?FE1]=??480MPa F1SF1.25[

???450?FE2]=??360MPa F2SF1.25[

H1]=?Hlim1?700?700MPa

SH1[

600?Hlim2]=??600MPa H2SH1(2)按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮精度用7级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数?d?0.8，

4.685小齿轮上的转矩：T1?9.55?106P2?9550000??1.49?10N*mm

n2300 4

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4.455大齿轮上的转矩：T?9.55?106P3?9550000??6.36?10N*mm 1n366.8初选螺旋角 ??140

齿数：取Z1?24，则Z2?4.49?24?108 齿形系数：

24108?118.22

Zv1?cos14?3?26.27,Zv2?cos14?3查得 YFa1?2.68, YFa2?2.23。 YSa1?1.59, Ysa2?1.81。 因 YFa1YSa1?2.68?1.59?0.0089?YFa2YSa2?2.23?1.81?0.0112，

???F1480???F2360故应该对大齿轮进行弯曲强度计算。 小齿轮法向模数：

m?3n2KT1?Zd21?YYcos?????Fa1Sa1232?1.2?1.49?100.8?2425?0.0089?COS14??1.86mm2

F1取 mn?2.00mm。 中心距：

a?m?Z?Z??2?(24?108)?136mm

n122COS?2?COS14?取a=140mm。

确定螺旋角：??arccosmn(z1?z2)?arccos2??24?108??19.46?

2a2?140齿轮分度圆直径

d12?24?mnZ1??50.91mm cos?cos19.46?'d22?108?mnZ2??223mmcos?cos14.96?

齿宽 b???d1?0.8?50.91?40.73mm d取 b2?45mm,b1?50mm （3）验算齿面接触强度：

?H?ZEZHZ?2KT2u?12?1.2?6.36?105.5??189.8?2.5?cos19.46???417.98MPa 2bd2u4.540.73?2295417.98MPa?600MPa安全

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（4）设计小结：

项目 小齿轮 大齿轮

中心距/mm 传动比 模数/mm 螺旋角 齿数 140 44.49 2.00 19.46 分度圆直径/mm 24 108 50.91 229 5.传动轴承和传动轴的设计 大齿轮轴的设计

⑴. 前面已算出大齿轮轴的输入功率P3=4.45Kw，转速n3=66.8r/min，转矩

T3=636.19 N．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=229 mm

而 Ft=2T3?2?636.19?5394N ?3d2229?10otan?tan20nFr= Ft?5394??2082N ocos?cos19.46 Fa= Fttan?=5394×0.353=1906N

⑶. 初步确定轴的最小直径

dmin?C3P34.45?114?3?46.21mm n366.8考虑到键槽的影响，可把直径加大4%，则dmin=46.21×1.04=48.06mm

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

查课本选取Ka?1.5

联轴器受到的转矩：Tca?KaT3?1.5?636.19?954.28N?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》

选取LX4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2500Nm,半联轴器的孔径d1=40～63mm,许用转速2870r/min，轴孔长度L=84mm，可满足大齿轮轴要求。

最后确定大齿轮轴外伸轴径为d1=50mm

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,大齿轮轴外伸轴段右端需要制出一轴肩,故取d2=54mm;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L1=82mm

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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d3=55mm,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 轴承代号 d 7011C 7211C 7007C 7207C 55 55 35 35 D 90 100 62 72 B 18 21 14 17 da 62 64 36 42 Da 83 91 49 65 此处选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d?D?B?55mm?90mm?18mm,故

d3?d4?55mm;而 l3?18mm .

右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度

h?0.07d,取h?3mm,因此d5?61mm

③ 取安装齿轮处的轴段d6?67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，套筒长取L4=20mm。已知齿轮毂的宽度为74mm,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l5?71mm. 齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高3mm,取

d6?67mm.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l2?50mm.

⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=15mm,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=18mm，故取L7=25mm。

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

小齿轮轴各段轴径和轴长参数可按大齿轮轴计算方法确定，其参数汇总如下：

小齿轮轴 大齿轮轴 小齿轮轴 大齿轮轴 d1 50 28 L1 82 80 d2 54 32 L2 50 40 d3 55 35 L3 18 14 d4 55 41 L4 15 30 d5 61 45 L5 71 50 d6 67 41 L6 8 27 d7 55 35 L7 25 14

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6.键的设计和计算 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。根据各轴段轴径选取键如下：

键的类型 A型 C型 B型 键宽b 8 16 18 键高h 7 10 11 键长l 55 65 65 轴槽深t 4.0 6.0 7.0 毂槽深t1 3.3 4.3 4.4

7.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，H7大端盖分机体采用is6配合.

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

6.3够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为?

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 机体附件设计 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：

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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. ⑤ 减速器机体结构尺寸如下：

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 底座凸缘尺寸 符号 ? 计算公式 结果 8 8 12 12 25 M16 4 M12 M9 8 6 7 25 23 ??0.03a?1?8 ?1 b1 b ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 b?1.5? b2 b2?2.5? 查手册 df n d1 d2 d1?0.72df d2=（0.5~0.6）df d3 d4 d C1min C2min d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df d=（0.7~0.8）d2 查机械课程设计指导书表4 9

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连接螺栓凸缘尺寸 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 C1min C2min 查机械课程设计指导书表4 l1 ?1 ?2 l1=C1+C2+（8~12） ?1>1.2? ?2>? 16 14 38 15 10 m1,m m1?0.85?1,m?0.85?m1?6.8 m?6.8 轴承端盖外径 D2 D2?D+（5~5.5）d3 130（1轴） 102（2轴）

8. 润滑密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，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50号远远于

润滑，油的深度为 H+h1=40+20=60mm。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，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，一般在150～200mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

四.设计小结

这次关于带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计室一次真正检验我综合学习能力的大考验，是理论联系实际、深入了解机器设计理念、了解机器构造设计方法的考验，让我深刻认识到机械设计的困难以及设计的严谨性，更增加我对机械机械设计与运用之间的因果关系，机械设计是以运用为目的，而运用的需求又促进了机械设计的发展。

这次机械课程设计综合了《机械原理》、《机械设计基础》、《理论力学》、《机械设计手册》、《工程制图》等多门技术课程，是对我的一次综合性大检验。

在这次课程设计的过程中，由于所掌握知识有限，且时间短促，只有一个星期的时间，而设计量大为按时完成设计任务，而不得已采取必要手段，参考了别人的设计成果。虽然设计内容中有部分数据存在很大的不可理性，有些数据缺乏校核，但我始终都持有一种认真负责的态度，认真做好每一步工作。

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单级圆柱斜齿轮减速器设计

通过这次课程设计，一方面提高了我对机械设计以及各方面的认识水平，逐步提高了我的理论水平、构思能力，以及分析问题和解决问题的能力。另一方面也让我发现了自己很多的不足 ，对相关的知识的理解认识和掌握还不够，需继续努力学习有关知识。

参考资料:

1.《机械设计基础》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。 8.《AutoCAD2005机械制图》 机械工业出版社

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