带式运输机二级斜齿圆柱齿轮减速器设计

综合课程设计说明书
设计题目：带式运输机二级斜齿圆柱齿轮减速器学院：机械电子工程学院
专业：机械设计制造及其自动化
班级：2010080080班
设计者：姓名：严玺学号：26
姓名：肖龙学号：21
指导老师：牟萍
目录
一.设计任务书 (1)
二.电动机的选择及传动装置参数计算 (2)
三.齿轮参数设计计算 (4)
四.减速器基本结构参数设计 (11)
五.轴基本结构设计 (13)
六.轴基本结构校核 (18)
七.滚动轴承寿命校核 (24)
八.轴承盖尺寸设计 (27)
九.键的选择及校核 (28)
十.齿轮基本结构设计 (30)
十一.螺栓及相关部件的选择 (32)
十二.联轴器选择及校核 (33)
十三.减速器附件选择和设计 (34)
十四.润滑与密封 (36)
十五.小结 (38)
参考书目 (38)
一.设计任务书
1.总体布置简图
1---输送带 2---卷筒 3---联轴器 4---二级圆柱斜齿圆柱齿轮减速器 5---联轴器 6---电动机
2.工作情况
运输机单向连续工作，载荷变化不大，单班制，使用10年，每年按200工作日算。

输送带的速度允许误差为5%。

3.原始数据
（备注：标红的为我们组的原始数据）
原始数据
题号
2-1
2-2
2-3
2-4
2-5
2-6
2-7
2-8
2-9
2-10
输送带速 V(m/s) 1.2
1.4
1.8
1.4
1.5
2.0
1.6
1.7
1.8
2.1
卷筒轴扭矩 T(N.m) 220
250
240
250
280
300
260
280
290
300
卷筒直径 D(mm)
240
240
320
240
300
340
300
310
320
350
二.电动机的选择及传动装置参数计算
计算结果总结
三.齿轮参数设计计算
1.高速级齿轮设计计算
2.低速级齿轮设计计算
3.相关参数检验
根据上述设计内容，求实际传动比为
i=i1i2=z2
z1
∙
z2’
z1’
=
134
24
×
120
28
=23.93
传动偏差为
|i−i’|
×100%=0.45%<5%
所以传动偏差合格。

再根据斜齿轮轴向力相抵原则以及轴向力指向非外伸端的原则，齿轮旋向以及轴的转向已在图上标出。

齿轮参数设计总结
四.减速器基本结构参数设计
1.箱体
箱体结构选择铸造剖分式,材料选择HT150
2.箱体结构尺寸
根据[2].p17表3-1，根据低速级中心距a=19 mm，可以得出下列参数表(长度单位:mm)
3.减速器零件的基本位置尺寸
根据[2].p24表4-1，以及上表，可以得出下列数据(长度单位:mm)
4.减速器草图
根据上述数据，可以绘制出减速器内部基本尺寸草图
五.轴基本结构设计
1.高速轴设计
高速轴尺寸总结如下
（由于B段要安装滚动轴承，为了减少精加工面，可以采取一个轴段上不同粗糙度的要求或减少非滚动轴承配合段的直径，并安装一个套筒来满足密封直径要求。

考虑到安装尺寸的圆整，B段再加2 mm，长度为72 mm）
2.中间轴设计
中间轴基本图形如下
3.低速轴设计
低速轴基本图形如下
六.轴基本结构校核
1. 基本作用力大小的确定
根据[1].p213式10-14
F t =2T 1
d 1
F r =F t tanαn
F a =F t tanβ
2. 高速轴的校核
根据[3].p710表20-20查得7005C 支点距端面距离为a=10.8 mm ，据此作出弯扭矩图
根据[1].p373式15-5及表15-4，取折合系数α=0.6，则
σca=√M2+(αT)2
W
=
√288362+199702
π×283
32
=16.3 MPa
根据[1].p362表15-1查得45调质钢[σ−1]=60 MPa,即σca<[σ−1]，轴弯扭校核合格3.中间轴的校核
根据[3].p710表20-20查得7207B支点距端面距离为a=30.9 mm，据此作出弯扭矩图
根据基本力学知识可以求出数据，并写入下面表格
T105200
根据[1].p373式15-5及表15-4，取折合系数α=0.6，则
σca=√M2+(αT)2
=
√112037.32+1052002
π×403
32
=24.5 MPa
根据[1].p362表15-1查得45调质钢[σ−1]=60 MPa,即σca<[σ−1]，轴弯扭校核合格4.低速轴的校核
根据[3].p710表20-20查得7210AC支点距端面距离为a=23.2 mm，据此作出弯扭矩图
根据基本力学知识可以求出数据，并写入下面表格
项目数值（N
或N∙mm）
F′NV2764.6
F NV1406.7
F NV2764.6
F NH1865.2
F NH22041.7
M a117603.1
M H97594.6
M V145875.8
M V271727.3
M1107839.2
M2121117.8
T426570根据[1].p373式15-5及表15-4，取折合系数则
σca=√M2+(αT)2
W
=
√121117.82+4265702
π×523
32
=32.12 MPa
根据[1].p362表15-1查得45调质钢[σ−1]=60 MPa,即σca<[σ−1]，轴弯扭校核合格
七.滚动轴承寿命校核
1.滚动轴承型号选择及使用时间计算
(1).滚动轴承型号选择
根据上面已有过程，高速轴，中间轴，低速轴滚动轴承型号分别为
7005C 7207B 7010AC
(2).使用时间计算
根据任务书，要求年限5年，一班制，所以使用时间为
Lℎ0=5×365×8=1.46×104 h
2.滚动轴承寿命校核
计算过程结果(1).高速轴滚动轴承校核
根据上面轴弯扭校核，易得出下列轴承对受力图（不示意径向力方向）
求出各力（轴向力已在上面求出，F值即为水平力和垂直力矢量和的模），
结果为
F1=659.9 N F2=203.9 N
①求当量动载荷
根据[3].p710表20-20
F a
C0
=
205.1
6220
=0.033
按插值法取e=0.41,Y=1.37，则根据[1].p322表13-7
F d1=0.41×659.9=270.6 N
F d2=0.41×203.9=83.6 N
因为F d1<F a+F d2,则左端被压紧，那么
F a1=288.7 N
F a2=83.6 N
取轴承1验算，因为
F a1
F r1
=0.465>e
根据[3].p710表20-20
P r1=0.44F r1+YF a1=0.44×659.9+1.37×288.7=685.9 N
①求轴承寿命，已查得
C r=8.98 KN
根据[1].p319表13-5
Lℎ=
106
60n
(
C
P
)
ε
=
106
60×1420
×(
8980
685.9
)
3
=2.63×104>Lℎ0
所以高速轴轴承寿命合格
(2).中间轴滚动轴承校核
根据上面轴弯扭校核，易得出下列轴承对受力图（不示意径向力方向）
求出各力（轴向力已在上面求出，F值即为水平力和垂直力矢量和的模），
结果为
F1=1599.2 N F2=2250.3 N
②求当量动载荷
根据[1].p322表13-7
F d1=1.14×1599.2=1823.1 N
F d2=1.14×2250.3=2565.3 N
因为F d1<F a+F d2,则左端被压紧，那么
F a1=3124.8 N
高速轴轴承寿命合格
F a2=2565.3 N
取轴承1验算，因为
F a1
F r1
>1.14
根据[3].p710表20-20
P r1=0.35F r1+0.57F a1=0.35×1599.2+0.57×3124.8
=2340.9 N
②求轴承寿命，已查得
C r=20.8 KN
根据[1].p319表13-5
Lℎ=
106
60n
(
C
P
)
ε
=
106
60×256
×(
20800
2340.9
)
3
=4.567×104>Lℎ0
所以中间轴轴轴承寿命合格
(3).低速轴滚动轴承校核
根据上面轴弯扭校核，易得出下列轴承对受力图（不示意径向力方向）
求出各力（轴向力已在上面求出，F值即为水平力和垂直力矢量和的模），
结果为
F1=956 N F2=2533.9 N
1求当量动载荷
根据[1].p322表13-7
F d1=0.68×956=650.1 N
F d2=0.68×2533.9=1723.1 N
因为F d2<F a+F d1,则左端被压紧，那么
F a1=F a2=1723.1 N
取轴承1和2验算，因为
F a1
F r1
>0.68
根据[3].p710表20-20
P r1=0.41F r1+0.87F a1=0.41×9752+0.87×1723.1
=1891.1 N
P r2=F r=2533.9 N
P r2>P r1
2求轴承寿命，已查得
C r=19.5 KN
根据[1].p319表13-5
中间轴轴承寿命合格
低速轴轴承寿命合格
八.轴承盖尺寸设计
1.闷盖类设计
闷盖类基本图形如下
其中参数值m由不同结构确定（根据已设计出的结构）,b,d由选择出的密封件结构决定，D，D4由滚动轴承安装尺寸决定（已在上面说明），根据[2].p77表9-9计算出其他数值，综上所述列出下列数据表(其中e”=e)
2.透盖类设计
透盖类基本图形如下
除了b1,b2,d1,D1,要查表外，其他数值均与同一轴的闷盖尺寸相同，根据[2].p158表16-9，查
根据[2].p158 表16-9，考虑到透盖要安装毡圈，所以取e”=11 mm.
九.键的选择及校核
1.键的选择
2.键的强度校核
十.齿轮基本结构设计
1.齿轮基本结构选择
(1).高速轴
根据[1].p229，因为小齿轮d1a=53.53 mm<160mm且e=5 mm>2m t=4.1 mm 所以小齿轮选为实心结构
而大齿轮160 mm<d2a=278.47 mm<500 mm,所以选择腹板式结构
(2).低速轴
根据[1].p229，因为小齿轮d1a=77.38 mm<160mm且e=9.8 mm>2m t=5.2mm 所以小齿轮选为实心结构
而大齿轮160 mm<d2a=312.62 mm<500 mm,所以选择腹板式结构
2.齿轮结构参数设计
根据[3].p434表12-29,实心结构基本图形如图所示
其中C=0.5m n，而h与键的尺寸有关
项目d d a B h C
高速级小齿轮2853.535517.31
低速级小齿轮4077.388123.3 1.2
其中R=0.5C，C’=0.5m n,h根据[2].p140
表14-1由键的尺寸决定，其他值均可
在式子中算出，列出下列数据表格(单
位：mm)
项目高速级大齿
轮
低速级大齿
轮
D44052 D36489 D0250285 d a278.47312.62 C1520 C’1 1.2 R7.510 D25049 B5076 h23.330.3
十一.螺栓及相关部件的选择
十二.联轴器选择及校核
十三.减速器附件选择和设计
计算过程
(1).通气器选择
根据[2].p76表9-8，选取通气器规格为
M18×1.5
(2).油面指示器选择
根据[2].p78表9-14，选取油标尺规格为
M16
(3).油塞选择
根据[2].p78表9-14，选取油塞规格为
M16×1.5
(4).窥视孔及视孔盖设计
根据已作出的草图，得出如下图形
根据[2].p80表9-18以及[2].p17表3-1相关参考，得出下列数据
H=10 mm,h=2 mm,C1=13 mm,C2=11 mm,A1=225 mm,A=177 mm
窥板宽度B1=170 mm，窥孔宽度B=170-2（C1+C2）=122 mm
其中A的长度是要保证能观察到齿轮啮合区
通过作图法从已有草图的齿轮啮合点向上做直线，并考虑到螺栓扳手空间等因素，即可以得到图中的基本尺寸
(5).吊耳设计
根据[2].p80表9-20，得出箱座吊耳基本图形如下
根据表可以算出下列数据
B=30 mm,H=24 mm,h=12 mm,r2=7.5 mm,吊耳宽度b=20 mm
箱盖吊耳基本图形如下
同样可算出d=20 mm,R=20 mm,吊耳宽度b=16 mm,
参数e通过具体作图作出
十四.润滑与密封
选择说明结果(1).润滑方式
考虑到减速器齿轮圆周速度>1.5m/s但又不超过12m/s，因此对
于滚动轴承采用油润滑（飞溅润滑），而对于齿轮本身，采用浸
油润滑。

①齿轮浸油高度选择
根据[2].p19表3-3，
取高速级大齿轮浸油深度为10 mm，此为最低油高度
最高油面，根据表格，取ℎs=(1
6~1
3
)r=25.6~51.3 mm
取为35 mm
②齿轮油牌号选择
根据[2].p153表16-2
因为高速级大齿轮速度为
v=
πdn
60×1000
=
π×274.47×256
60×1000
=3.68 m/s
润滑油粘度选为140 mm2/s 低速级大齿轮速度为
v=
πdn
60×1000
=
π×307.62×60
60×1000
=0.97 m/s
润滑油粘度选为330 mm2/s
取两个的平均值为235 mm2/s, 根据[2].p153表16-1,取牌号为
中负荷工业齿轮油N220 GB5903-86
再验算油池油量是否足够
根据[1].p234，每传递1Kw功率，需油量约为0.35～0.7 L，对于二级传动，则为其2倍，即0.7～1.4 L
根据草图，设计油面最低高度（距箱内底面）为49mm,根据箱体尺寸，油量体积为
V=593×49×169=4910633 mm3≈4.911 L
因为减速器传动功率为3Kw,所需油量为2.1～4.2 L，所以油量足够
③滚动轴承的润滑
因为滚动轴承采用飞溅润滑，所以只需在箱座上开油槽，油槽尺寸如下图
(2).密封方式
对于轴承透盖的密封方式，考虑结构简单，轴速度较低，直接采用毡圈密封，根据上面已有的设计结果，根据[2].p158表16-9选择的毡圈型号为
高速轴
25 FZ/T92010-91
低速轴
48 FZ/T92010-91最低油高为高速级大齿轮浸入10 mm
最高油高为低速级大齿轮浸入35 mm
润滑油牌号
N2202 GB5903-86
高速轴毡圈
25 FZ/T92010-91
低速轴毡圈
48 FZ/T92010-91
十五.小结
减速器的设计虽说不是非常艰难，但是在设计过程中还是让自己很乱。

就在最开始设计齿轮对的时候，老是修修改改，反反复复了好几遍，当时不知道电机的转速最好选1500转的，结果自己为了减小传动比就去选了750转的，毫无疑问，这样做出来肯定不实用，因为老师说市面上现在大部分都是卖的1500转的电机，所以自己又得把算了很多遍的数据全部丢掉，又重新按1500转的设计，这样导致浪费了很多时间。

再后来是草图的设计，刚开始自己什么也不懂，稀里糊涂地读了几遍书后，感觉自己下一步做什么都不知道，迷茫了一阵子也不知道该做什么，因为设计完齿轮后就应该弄轴的设计了，但是如果要设计轴就会牵扯到很多东西，如滚动轴承选取，联轴器选取，还有要考虑密封圈的尺寸，很多东西一下子杂糅在一起，导致自己很盲目，甚至感觉完全没方向了，更坏的是我还看错了一些数据表达内容，导致我对整个箱体结构了解有些错误，以致于设计时老是发现错误，回头修改又浪费了很多时间，所以自己实践的经验太不足。

经验不足还导致了其他问题，比如说滚动轴承的选取，一开始我担心轴承寿命不够，于是一上来就选了较大的内径，以及重载系列的角接触球轴承，结果等轴设计完后一校核，发现寿命实在太长，于是自己又减少滚动轴承内径，把重载系列改为轻载系列，每次一改，轴的结构以及轴校核还有滚动轴承的寿命计算全部都要重新算一遍，每次改后又会发现不行，这样一直搅来搅去让自己有时候很头疼，时间也花了不少，不过让自己欣慰的是最后还是把结构设计出来了。

减速器作图以及一些小部件的作图也让我花了大量时间，有些东西看着简单，但他们就是太多太繁杂，导致自己一会儿搞这一会儿搞那，自己的效率非常低下，关键还是自己有时候很粗心，弄错一个地方导致自己又得返工，所以说在搞这种设计时候，我本应该比以前更细心，因为一旦越到后面，只要一发现一个错误就很有可能导致前面很多东西得修改，因此前期的认真仔细是非常重要的，设计的时候还要根据一定经验，才能做到有前瞻性，不然到后面发现自己某个尺寸很难满足某个要求的时候，想改已经太晚了，对于我们来说，书上的知识可谓是给我们提供一些经验，但是书不可能完全知道我们会遇到哪些困难，所以仍有很多东西要我们自己去面对，去解决。

总的来说，这次机械设计实践比较累，自己也发现了自己很多问题，尤其是工作量大了以后，一个错误又会引导另一个错误，让自己很难纠正，所以这次实践也告诉我，真正做了后才会发现事情没有想象的那么简单。

参考书目
[1].濮良贵，纪名刚，机械设计。

8版，北京:高等教育出版社2006
[2].王昆，何小柏，汪信远。

机械设计课程设计，北京:高等教育出版社1996
[3].蔡春源。

新编机械设计手册，辽宁科学技术出版社1993。