单级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书

目录1＞设计任务TOC\o"1-5"\h\z"设计题目 3\o"CurrentDocument"1.2工作条件 3\o"CurrentDocument"1.3运动简图 3\o"CurrentDocument"1・4原始数据 42、 传动系统的方案设计\o"CurrentDocument"2.1电机的选择 4\o"CurrentDocument"211类型：Y系列三项异步电动机 4\o"CurrentDocument"2.1.2电动机功率的选择 4\o"CurrentDocument"2.1.3电动机的数据及总传动比 6\o"CurrentDocument"2・2计算各轴的运动及动力参数 7\o"CurrentDocument"2.2.1各轴的转速 7\o"CurrentDocument"2.2.2各轴的输入功率 7\o"CurrentDocument"2.2.3各轴的输入转矩 7\o"CurrentDocument"2.2.4各轴的运动及动力参数 73、 齿轮的设计\o"CurrentDocument"3.1齿轮材料的原始数据 8\o"CurrentDocument"3.2齿轮的设计及强度校核 8\o"CurrentDocument"3.3齿轮的相关参数 124、 轴的设计计算\o"CurrentDocument"4.1轴的材料选择和最小直径估算 14\o"CurrentDocument"4.1.1轴的材料选用45号钢，调质处理 14\o"CurrentDocument"4.1.2高速轴直径和轴长的确定 14\o"CurrentDocument"4.1.3低速轴直径和轴长的确定 16\o"CurrentDocument"4・2轴的强度校核 175、 滚动轴承的选择与计算\o"CurrentDocument"5.1滚动轴承的选择 21\o"CurrentDocument"5.2滚动轴承的校核 21\o"CurrentDocument"5.2.1轴的受力状况及轴承载荷计算 22\o"CurrentDocument"5.2.2求当量动载荷 23\o"CurrentDocument"5.2.3求轴承寿命 236、 键连接的选择与计算\o"CurrentDocument"6.1键连接的选择 24\o"CurrentDocument"6.2键连接的校核 257、 联轴器的选择\o"CurrentDocument"7.1联轴器的选择 26\o"CurrentDocument"7.2联轴器的校核 268、 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择\o"CurrentDocument"8.1润滑方式的选择 26\o"CurrentDocument"8.2密封方式的选择 279、 箱体及附件的结构设计和选择\o"CurrentDocument"9.1箱体的结构尺寸 27\o"CurrentDocument"9.2.1窥视孔及窥视盖的选择 29\o"CurrentDocument"9.2.2油标指示装置的选择 29\o"CurrentDocument"9.2.3通气器的选择 29\o"CurrentDocument"9・2・4起吊装置的选择 30\o"CurrentDocument"9.2.5螺塞和封油垫的选择 3010、 设计总结附参考资料（末页〉

设计任务1.1设计题目带式输送机中单级斜齿圆柱齿轮减速器。1.2工作条件两班制工作，使用年限为5年，单向连续运转,载荷平稳。1-3运动简图减速赛II卷筒联轴器运输带减速赛II卷筒联轴器运输带1-4原始数据项目运输带工作扌血F(N)运输带速度v(m./s)卷筒直径D(mm)参数48002.52102、传动系统的方案设计2.1电机的选择2.1.1类型：Y系列三项异步电动机2.1.2电动机功率的选择假设：几一工作机所需功率「kw;P"—电动机工作功率，kw;〃一工作机到电动机之间的总效率;则：P=Fv/1000=4800x2.5/1000=\2kw

总效率：PWHZ其中：:联轴器传动效率:圆柱齿轮传动效率；”3:联轴器传动效率；“4:滚动轴承效率；”5:运输机滚筒效率。杳表口J得：〃]二0.99,二0.97,r/3=0.99,r]x=0.99,/;5=0.96所以.=0.99•0.97•0.99•0.992•0.96=0.895R=£/〃=12/0.895=13.4078Zrvv

2.1.3电动机的数据及总传动比电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mim)同步转速/(r/min)磁极数机座中心周/mm轴向尺寸DxEmmY180L-6-B3159701000618048x110则：滚筒转速60x160x1000v7lD60x1000x2.53.14x210=227.36417min■1/= 970 -4.266总传动比nw227.3642.2计算各轴的运动及动力参数2.2.1各轴的转速5=nm—970r/minnu= =227.364厂/min2.2.2各轴的输入功率p、=Pd・m=\3.4078x0.99=13.274kWRi=R•“2•“4=13.274x0.97x0.99=12.747kW2.2.3各轴的输入转矩p 13274=9550x厶=9550x上二12=13O.687N・m① 970P 1?7477：!=9550x』=9550x一: =535.3797V・ma?tt 227.3792.2.4各轴的运动及动力参数轴号「/min功率PkW转矩TN.m传动比iI97013.274130.6874.266II227.37912.747535.379齿轮的设计3.1齿轮材料的原始数据材料热处理方法弯曲强度6lim/Mpa屈服极限6伽硬度HBS45钢正火160390180调质2206102203.2齿轮的设计及强度校核由上述硬度可知,该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度＜350HBS,所 以齿轮的相关参数按接触强度设计,弯曲强度校核。HminHmin式中：S//min-接触强度的最小安全藏，取片minT・3Z片-接触疲劳强度计算的寿命系数，取Zn=iZw-工作硬化系数，取比=1Sgin-弯曲强度的最下安全裁，取®min=16%试验齿轮额应力修正藏，取=2人-弯曲疲劳强度计算的榆系数，一般取绻=1齐-弯曲疲劳强度计算的尺寸系数，一般取乙=1由教材图5—29査得:小齿轮:“呗严610Mpa大齿轮:%m2=39OMpa所以:aHP\=6/1面1'HaHP\=6/1面1'Hinin竽X1X1二469.23M/M1・lim277 _~ 厶N厶W—^Hmin—xlxl=300M/M1・附=b严&.f•匕=斗yxlxl=275M/M5Fmin 16F=%丁2必•rviyvI=斗Jxlxl=200Mpa^Fmin按接触疲劳强度进行设计:KT、KT、w+1式中：乙_重合度系数;对于斜齿轮传动乙=0.75~0・88”取z^O.88;(P93)K—载荷系数,一般近视取K=1.3-i.7/因是斜齿轮传动，故K取小K=1.3;

必一齿宽系数”对于软尺面(<350HBS),齿轮相对于轴承对称布置时，必=0・8~1・4，取为1比一齿数比，对于斜齿圆柱齿轮,可取为3.9初选乙=22,则Z?=4.266x22=93.85,取为94；0=19°则：21.3x130.68739+1、21.3x130.68739+1、<3-9)=81.827mm(3)确定中心距cLcos/7、= >Z,cLcos/7、= >Z,81.827xcosl922=3.517/7/777取〃-=4mmd.+d°(乙+ZQ4x(22+94)»u»。a=—? =———! =—— =245.368mm2 2cos/7 2cosl9圆整得中心距a=250mm则cosQ="山二型=Q92&(3=21。52'29"2。计算传动的几何尺寸

小齿轮：m7d]—n1-94.828mmco旳大齿轮：=门人乂三—405.172mmcos/?b2=屮卫\—1x94.828=94.828mmo耳又冬—95mmbx=£>2+G〜1O)=1OO~1,耳又®=102,mm⑸齿轮弯曲疲劳强度的校核b/Him笛厂^Fniinb/Him笛厂^Fniin式中：打一试验齿轮的应力修正系数，取打=2;试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，叽］=220Mpa,<JFhm2=160MpaSFhm-弯曲强度的最小安全系数,S皿=16~3.0,取1.6Z—弯曲疲劳强度寿命系数，取^=1；弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取乙=1弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取乙=1。所以:帀円=琴丛.yAq.yvl=普1xlxl=275Mw5Fmin L6刁肥=巳严乞-诊乙=斗Jx1x1=200Mpa»min 1・°又因为：2000KT.lz“ 2000x1.3x130.687一%二莎洛企出=—95x42x22—=26.337Mpa<aFPl=275MPci2000KTulz 2000x1.3x535.379…,刁2=—— YfsJ^= . X4.32X0.6Z- 95x42x94=25.252Mpa<aF?2=200MPa式中：YfsT卜齿轮的符合齿形系数；V坯一螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）z22咒= 〈=27.528cos'Q0.9283乙 94cos3/?0.9285由教材图5—26可得:扁=4.32,“2=4.02va=[1.88-3.2(―1—)]•COSp二[1.88-3.2x(丄-+」一)]•0.928=1.61vaZv|+Zy 27.528117.621由教材图5-41可得,螺旋角系数冷=0-6综上所述:两齿轮符合强度条件。3.3齿轮的相关参数名称代号单位小齿轮大齿轮

中心距amm250传动比•14.266模数叫mm4螺旋角0021°52'29"变位系数X0齿数Z2294分度圆直径dmm94.828405.172齿顶圆直径4mm102.828413.172齿根圆直径mm84.828395.172齿宽bmm95102轴的设计计算4.1轴的材料选择和最小直径估算4丄1轴的材料选用45号钢，调质处理。4.1.2高速轴直径和轴长的确定初算直径时，若最小直径段开于键槽,应考虑键槽对轴强度的影响。高速轴中,开有一个键槽,则d值应增大5%。d.>C.3i^xl.O5=11Ox3；13-1274x1.05=29.385mm*比 V970由经验公式/]=(0.8~1.2)D,D=48加加,所以,d1(0.8~1.2)D=38.4~57.6mm取两者的最大值，贝虬=40”伽K48X112初选K48X112初选LT7联轴器"40x112GB/T4323d?=£+(2〜l)mm=42〜47加加，取d°=45mm=d?+(1〜5)mm=46〜50〃伽,取5的倍数，d3=50mm则：安装在3处的轴承类型选拖210,查表得轴承内径，da=51mmd4=da=57mm=小齿轮d6==51mmd7=dy=50mm高速轴Z]Z]=110mm」2=45mm、h-18mm,/4=20mm-=b、=95mm,/6=/4=20mm,/7=/3=1Smm4.1.3低速轴直径和轴长的确定旳451104.1.3低速轴直径和轴长的确定旳45110100338低速轴轴段3处安装有滚动轴承则d*=〃3髙速级+(5~10)mm=55~60mm,取5(|勺彳咅数:=55“叽则：安装在3处的轴承类型为5211,轴承内径=64〃切，d1=£-(1~5)mm=50~54mm.取为50〃〃”.dI=心_(5~10)〃〃”=40〜45mm,又J,>C3i—xl.05=110x%i05=42.597mm,\nn V535.379取两者之间的最大值，则«=45〃叽d4=d3+(2~5)mm=57~60mm,取切=60mm,d5=d4+(l0〜12)mm=70~72mm,取=70mm.d&=根据滚动轴承"a，心=52mm轴环定位高渤=(0.07~0.1)轴于不宽®b=1Ah=1.4x5=limnd1= =45mm低速轴的联轴器选扌脅厶7联轴器，…、-GB5843—1986K35x82所以低速轴的轴长初步确定为h=/収轴器-(2-3)mm、取I、=80〃〃”厶=由结构定,要保证Q0~15)mm和3,$U2=45mm厶由高速轴确定l3=39mm」4=b2=53mmJ5-b-7mm.Z6=13.5/nm,Z7=13mm4.2轴的强度校核因为低速轴所受转矩大,且两轴的直径相差很小,所以只需校核低速轴的强度。（1） 求齿轮上作用力的大小、方向转矩：T,=9550xi=535.379Nm~n2圆周力：咎==2（）（）（）八35.379=2642.725N，2d2 405.172径向力：片=F；°x列玉=2642.725x旦竺=1036.501N〜 12cos0 0.928轴向力:殆=耳2xtan/7=2642.725xtan21°52,29,,=1061.019N（2） 求轴承的支反力水平面上支力仏=Frb=Ft2/2=1321.363N垂直面上支力Fra=（-/；2x—+F;2X78.5）/157=-850.842^2Rb=（代2X牛+耳2X78.5）/157=1887.343N计算弯矩并画弯矩图水平面上的弯矩Mc=78.5xIO-3=78.5x1321.363xIO-3=103.727Nm垂直面上的弯矩Mci=78.5xFrax10_3=78.5x(-850.842)xlO-3=-66.79\N•mMC2=(78.5XFra+巧2〃昇2)xl0_3=[78.5x(-850.842)+1061.019x405.172]xl0_3=148.190^-m合成弯矩A/CI=Jm：+ =J103.727$+(—66.791尸=123.371NmMC1= =J103.727$+148.1902=180.886N-m(4)画转矩图7；=126.4557V-m计算当量弯矩并画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩,"叵山/［久匚已知=650MPa,查表12-1z得Q_ih=59MPa,Qoh=98MPd则a=59/98=0.601剖面C处的当量弯矩：Mei= 坯尸=345.104N-mMc2=jM：2+(九尸=369.589NmFt2Ft2(a)受力简图Ft2FraFrb(b)水平面的受力和弯矩图垂直面的受力和弯矩图(a)受力简图Ft2FraFrb(b)水平面的受力和弯矩图合成弯矩图转矩图FrbT2=535.379N*m当量弯矩图FrbT2=535.379N*m判断危险剖面并验算强度a)剖面C当量弯矩最大z而且直径与相邻段相差不大,故剖面c为危险面。=MC2=365.589A^-mJo-_1]/?=59.OMPaz贝[jMeMe365.589x1000 rn"莎二亦厂0.1x60- =1&沏兀<6b=%b)剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小,所以该剖面为危险|H|°Md=J（九）2=aT2=0.602x535.3792V-m=322.298N•mMd322.298x1000..d r,ae=——= ；——MPa=3531MPa<[a.]h=59MPaO.ld0.1x45-所以轴的强度足够。滚动轴承的选择与计算5.1滚动轴承的选择高速轴和低速轴的轴承段的直径分别为50mm,55mm,在车由的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：轴号撷由承处的轴径轴承型号I50mm滚动轴承6210GB/T276—94n55mm滚动轴承6211GB/T276—945.2滚动轴承的校核由于低速轴的转矩大于高速轴,同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需校核低速轴的深沟球轴承。FaFriFr25.2.1轴的受力状况及轴承载荷计算水平面上支力Fra=Frb=F/2=1321・363N垂直面上支力Fra二（_鸣X半+由x78.5）/157=-850.842/VFrb=（耳2X¥+耳2X78.5）/157=1887.343/V轴承所承受的径向载荷Fr严g+F竄=J1321.3632+（—850.842）2=1571.633NFr?=JF：+F囂=71321.3632+1887.3432=2303.945N轴向外载荷Fa=Fa2=1061°19NP=爪XFr+YFJ轴承的转速n=,?n=227.379r/min5.2.2求当量动载；荷低速轴受轴向载荷心=行,则，PF（x件+巴）由教材表14・13可得，减速器中等冲击取几“工查有关轴承手册可得6211轴承C°r=29.2xlO'N，G-=43.2xlO‘N低速轴：1061.01929.2xlO3低速轴：1061.01929.2xlO3=0.036可得X=0.56,Y二1.&P=fp(XFK2+拓)=1.2x(0.56x2303.945+1.8x1061.019)=3840.052N5.2.3求轴承寿命己知球轴承£=3、Cr=43.2x103N=104361.022/?—(―/=—— (43.2x10=104361.022/?60/?P60x227.3793840.052按两班制计算每天工作16小时z一年工作350天，则"為=瞩薯3。年综上所述,所选轴承使用寿命符合要求键连接的选择与计算6.1键连接的选择选择普通平键:代号公称直径d(mm)公称尺寸bxh(mmxmm长度L(mm)深度(mm)高速轴联轴器12X100GB/T1096-200338〜4412x81005.0低速轴联轴器14X100GB/T1096-200344'5014x91005.5低速轴齿轮18x80GB/T1096-200358飞418x11807.0

6.2键连接的校核由教材10・1得键连接时的挤压应力心=1咖兀，由于低速轴的转矩大于高速轴;而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键,所以只需校核18X80GB/T1096-200347；x47；x1000dhl4x535.379x100060x11x62=52334MPav［勺］=11OMpci式中：T式中：T为传递的转矩，T=126.455N-md为轴的直径,d=50mmh为键的高度,h=llmmI为键的工作长度,l=L・b=67mmb为键的宽度力=18mm综上所述:键连接符合强度要求。联轴器的选择7.1联轴器的选择结合电动机的夕卜伸直径d=48mm,高速轴和低速轴的最小$48x112直径”高速轴初选弹性套柱销联轴器LT联轴器的选择7.1联轴器的选择结合电动机的夕卜伸直径d=48mm,高速轴和低速轴的最小$48x112直径”高速轴初选弹性套柱销联轴器LT器Y40xll2745x11?一、亠亠一 - - -GB5843-1986低速轴选择凸缘联轴器LY7联轴器V45X112 。7.2联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大,只校核低速轴E=535.379N-m#考虑到转矩变化很小取・3所以=KaT2=1.3x535.379=695.993N.m<1120N.m联轴器符合其强度要求润滑方式.润滑油牌号及密封方式的选择8.1润滑方式的选择、、、、 当v>2m/sW,采用油润滑;润滑方式有两种：当八2m/s时，采用脂润滑.屈］比'' 60x1000V9 -・ 60x1000^x94.828x970 ，二 =4.816m/s60x10007TX405.172x227.379皿“(- -4.824;«/560x1000所以小齿轮和大齿轮均采用油润滑。8.2密封方式的选择—般选用接触式密封:毡圈油封。9.箱体及附件的结构设计和选择9.1箱体的结构尺寸齿轮减速器铸造箱体的结构尺寸名称符号结构尺寸（mm）箱座（体）壁厚S8箱盖壁厚8

箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b.b^b2b二12,bl二12,b2=20箱座、箱盖的肋厚m=8,ml=8轴承旁凸台的高度和半径h,R,H由结构要求来确定,R1二c2二14轴承座的外径d2凸缘式：低速轴D2=D+5d3地脚螺钉直径与数目g单级减速器a~250n20通孔直径d；25沉头座直径q48底座凸缘直径30^2nwn.25连接螺栓轴承旁连接螺栓直径£15箱座、箱盖连接螺栓直径d2D2=10,41栓的间距/=175连接螺栓直径d10通孔直径d11沉头座直径D22凸缘尺寸Gmin.18^2min.14定位销直径d8轴承盖螺钉直径£10视空盖螺钉直径8吊环螺钉直径£Ml2箱体外壁至轴承座断面的距离h40大齿轮顶圆与箱体内壁的距离A,10齿轮断面与箱体内壁的距离△212备注：1、a值代表两齿轮的中心距；2、 △与减速器的级数有关，对于单级减速器，取△=】；3、 0.025~0.030f软尺面取0.025，硬尺面0.0304、 当算出的5和q小于8mm时，取8mm。9.2.1窥视孔及窥视盖的选择14-4,因为是单级*150,则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下表(mm)12hb2d8R直径孔数12010590—9075607!459.2.2油标指示装置的选择选择游标尺M20(20),其具体尺寸如下表(mm)d2£habcDD\M20(20)6208421510