一级斜齿圆柱齿轮减速器

课程设计说明书
题目： _____________________________________
二级学院年
级专业学号
学生姓名指
导教师教师
职称
目录
第一部分绪论 (1)
第二部分课题题目及主要技术参数说明 (1)
课题题目 (1)
主要技术参数说明 (1)
传动系统工作条件 (1)
传动系统方案的选择 (2)
第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 (2)
减速器结构 (2)
电动机选择 (2)
传动比分配 (3)
动力运动参数计算 (3)
第四部分齿轮的设计计算 (4)
齿轮材料和热处理的选择 (4)
齿轮几何尺寸的设计计算 (4)
齿轮的结构设计 (8)
第五部分轴的设计计算 (10)
轴的材料和热处理的选择 (10)
轴几何尺寸的设计计算 (10)
按照扭转强度初步设计轴的最小直径 (11)
轴的结构设计 (11)
轴的强度校核 (14)
第六部分轴承、键和联轴器的选择 (16)
轴承的选择及校核 (16)
键的选择计算及校核 (17)
联轴器的选择 (18)
第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 (18)
润滑的选择确定 (18)
密封的选择确定 (18)
减速器附件的选择确定 (19)
箱体主要结构尺寸计算 (19)
第八部分总结 (20)
参考文献 (21)
计算及说明计算结果第一部分—绪论
随着现代计算技术的发展和应用，在机械设计领域,已经可以用现代化的
设计方法和手段，从众多的设计方案中寻找出最佳的设计方案,从而大大提高
设计效率和质量。

在进行机械设计时，都希望得到一个最优方案，这个方案既
能满足强度、刚度、稳定性及工艺性能等方面的要求，又使机械重量最轻、成
本最低和传动性能最好。

然而，由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经
验直观判断,靠人工进行有限次计算做出的，往往很难得到最优结果。

应用最
优化设计方法，使优化设计成为可能。

斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧
凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。

我国目前生产的减速
器还存在着体积大，重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，对
减速器进行优化设计，选择最佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本
等完善各项指标的一种重要途径。

培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力
以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方
第二部分课题题目及主要技术参数说明
课题题目
一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）
主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=，输送带的工作速度V=s,输送机滚
筒直径D=300mm
传动系统工作条件
带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作8小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作280天；检修期间隔为三年。

在中小型机械厂小批量生产。

传动系统方案的选择
乂
I jr F=
V=s
D=300mm
大齿轮轴II的转速n2n i 320 94.12r/min
i2 3.4
滚筒轴的转速n3 n294.12 r/min
3) 每个轴的输入功率
电动机输出轴的输入功率p0p d 4.21 kw
小齿轮轴I的输入功率P1 P0 1 4.21 0.96 4.04kw 大齿轮轴II的输入功率P2 P 2 3 4.04 0.96 0.98 3.80kw
滚筒轴的输入功率£ P2 2 4 3.8 0.96 0.99 3.61kw
4) 各个轴的转矩计算
电动机输出轴的转矩：
P 4 21
T09550 — 9550 41.88N m
n0960
小齿轮轴I的转矩：
P 4 04
T1 9550 19550 ——120.57 N m
n1320
大齿轮轴II的转矩：
P 3 80
T29550 29550 ---------- 385.57N m
n294.12
滚筒轴的转矩：
T39550 P' 9550 3.61366.29N m
n394.12
以上计算结果列表如下：
轴名功率P/KW 转矩/(N • m) 转速
表3-2参数结果
第四部分齿轮的设计
齿轮材料和热处理的选择：
材料选择：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45Cr调质，齿面硬度为280HBS大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS 二者材料硬度差为40HBS p0 4.21kw
R 4.04kw P2
3.80kw
P3 3.61kw
T041.88N m T1120.57N m T2385.57 N m T3 366.29N m
齿轮几何尺寸的设计计算
1选择精度等级及齿数
1）按图2-1传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动
2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器故选用7级精度（GB10095-88
3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动，故选用小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2==,取Z2=77。

4）选取螺旋升角：初选螺旋升角14。

2 •按齿面接触强度设计：
按《机械设计》（10-21）试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选K t=。

2）由《机械设计》217页图10-30选取区域系数Z H =
3）由《机械设计》215页图10-26查得：
1 =,
2 =
,
则 1 2 「65。

4）由《机械设计》表3-6选取齿宽系数d 1。

5）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数：
1
Z E 189.8MPa 2
6）由《机械设计》图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限
H lim 2
55°MPa
7）由表3-2查得小齿轮传递的转矩：
T1142.39 N m 142390N mm
8)由式《机械设计》式10-13计算应力循环次数
8 N160m jlh 60 320 1 (2 8 300 10) 9.216 10
N2 9)
8
9.216 10
3.2
8
2.88 10
由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1
K
HN2
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为 1 %, 安全系数T1=142390N mm N?=
142390N mm
3 2 1.6 142390
q 11.65 4.2
3.2 2
2.433 189.8
531.25 64.80 mm =1,由《机
械设计》式10-12得 K [H 】1 HN1 lim1 0.9 600 540MPa S HN 2 lim 2 [H ]2 ------------- 0.95 550 522.5MPa S
许用接触应力：
540 522.5
2
MPa 531.25 MPa
（2）计算 1) d 1t 2) 计算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得 v =s
b=
m t = h=
3) 计算圆周速度 d 1t n 1 3.14 64.80 320 ,,,, ----------- -------------------------- m /s 1.1m/ s 60 1000 60 1000 计算齿宽b 及模数mm d d 1t 1 64.80 64.80mm d 1t cos 64.80 cos14°'
1t 2.62mm
Z 1
m nt 24 4) 2.25m nt 2.25 2.62 5.895mm ,.,64.80 心 b/h ---------- 10.99 5.895 计算纵向重合度 = 0.318 d Z 1tan 0.318 1 24 tan 14° 1.903
5）计算载荷系数K 由《机械设计》查表10-2得使用系数k A =1,根据v=s,7级精 1.1 ;由《机械设计》 10-13 度,由《机械设计》图10-8查得动载系数 表10-4查得k H 1.42 ;由《机械设计》 由表10-3查得k H k F 1.4 故载荷系数k= k A k v k H k H 1 1.11 k v 图 1.4 1.42 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由 计》式（10=10a ）得： d 1 d 1t 64.80 2.21
72.17mm 1.6 查得k F ; 2.21 《机械设 d 1=
m=
7）计算模数m n
d 1 cos 72.17 cos14o “
mv ------------ --------------------- 2.92mm
3 •按齿根弯曲强度设计
（1）确定计算参数
1） 计算载荷系数
k k A k v k F k F 1
2） 根据纵向重合度 旋角影响系数Y 0.88
3） 计算当量齿数
26.27 cos 14 —5^ 84.29 cos 14
4） 查取齿形系数 由《机械设计》表
5） 查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得Y Sa1
Y sa2
6） 由《机械设计》图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa ,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa 。

7） 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数k FN1 k FN2 ° 8） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=,
K F N 1 FE1 F 1 S
K
FN 2_FE 2
F 2
S
9） 计算大小齿轮的YFaYSa
F
2
小齿轮的数值较大
（10）设计计算
24
由《机械设计》式（ 10-17）
m n
3 2kT 1Y cos 2
Y Fa Y sa
1.1 1.4 1.35
2.10
1.903,从《机械设计》图10-28查得螺
Z v2
3
CO S Z 2
飞
cos 10-5 查得 Y Fa1 Y Fa2
由《机械设计》式（10-12 ）
0.85 500
303.57 MPa 1.4 0.88 380
1.4
并加以比较
F
2.592 1.596 30
3.57 丫Fa 1丫Sal
F 1
Y Fa2Y sa2
0.01363 2.211 1.774
238.86 0.01642
238.86 MPa
因齿顶。

圆直径大于160mm而又小于500,故选用腹板式结构为宜。

其他有关尺寸按《机械设计》图10-39推荐用的结构尺寸设计并绘制大齿轮零件图如图4-1所示
有关尺寸参数：
图10-39
d a d 2h a d 2m n 228.87 2 3mm 234.87mm
取D4 d n 55mm,d "为U轴安装大齿轮处的轴径。

D3 1.7D4 93.5mm，圆整为90mm
D0 d a2 12m n 234.87 24 3 198.87mm，圆整为195mm
D2 0.3(D。

D3) 0.3 (195 90) 31.5mm,圆整为35mm
Di=D0 D3 =,圆整为145mm
2
C 0.25 B2 0.2 75 15mm
n 0.5m n 0.5 3 1.5mm r 5mm
2. 确定检验项目及其允许值
大齿轮分度圆直径为，查《互换性与测量技术基础》表10-6到10-9 ,
得：
单个齿距极限偏差f pt 0.013mm
齿距累积总公差F p 0.05mm
螺旋线总公差F 0.016mm
3. 确疋中心距极限偏差f
中心距为，查《互换性与测量技术基础》表10-1得
f —0.020，因此，中心距表示为： a 149.95 0.020mm
2
4.确定确定最小侧隙和齿厚偏差
(1 )确定最小侧隙j bnmin，由《互换性与测量技术基础》式
(10-4)得：
2
j bnmin _(0.06 0.005a) 0.03mm 0.14mm
3
(2)确定齿厚上偏差E sns，由《互换性与测量技术基础》式10-9 得：
E sns j bnmin0 00.0745mm
2cos 2002cos 200
取负值为E sns0.075mm
(3)确定齿厚下偏差E，查《互换性与测量技术基础》表f pt0.013mm F p 0.05mm
F 0.016mm
1 由表3-2可知轴上的功率P2、转速n2和转矩T
2 P2 4.63KW
n2101.59r / min
T2439.56N m
2 初定轴的最小直径
先按《机械设计》式(15-2 )初步估计轴的最小直径。

材料为45钢，调质处理。

根据《机械设计》表15-3，取A 118
i 1
P 2 4 63 2
从动轴：d1min A2118 42.1mm
n2101.59
1 1
P 2477 三
主动轴：d2min Ao —118 —:——29.0mm
n1 101.59
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d (参看
图5-2 )，为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。

联轴器的计算转矩T ea K a T2，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故K a=,，贝U：
T ca K a T2 1.3 439560 N m 571.428 N m
按照计算转矩T ca要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002,选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为：710N m 571.428N m。

半联轴器的孔径：d i 45mm,故取d 45mm，半联轴器轴孔长度L1 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L i 60mm。

即取d1min 45mm。

(3)轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的装配方案。

(a)从动轴的装配
(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求,I II轴段右端需制出一轴肩,由定位轴肩咼度h=故取II III段的直径d|| HI 50mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D 55mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度：L i 112mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L i略短2-3mm,
取：1| || 110mm。

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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根
据:d|| HI 50mm.由《机械设计简明手册》，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型,其尺寸：d D T 50mm 110mm 29.25mm,
故d H iv d vi VII 50mm
右端轴承米用轴肩定位，由定位轴肩咼度h=轴肩咼度取h=,因此d v v 60mm。

而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，
3) 取安装齿轮处轴段的直径：d IV v55mm，齿轮左端与左轴承之间米用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地
压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,
故取：
I IV V 72mm,齿轮右端米用轴肩疋位，轴肩咼度h 0.07d ,取
h 2.5mm,则轴环处的直径：d v vi 50 2h 60mm。

4) 轴承端盖的总宽度为：20mm (由减速器及轴承端的结构设计而定)。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离 1 30mm故取
11| HI 50mm。

5) 取齿轮距箱体内壁距离为：a 16mm，考虑到箱体的铸造误
差，在确疋流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,
已知滚动轴承宽度T=，则
1川IV T s a (75 72) 30 8 16 3 57mm,
同理可算出：l v VI s a 16 8 24mm.
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度•
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
1)齿轮与轴的连接
按d iv v 55mm查《机械设计》表6-1,得平键截面
b h 16mm 10mm,键槽用键槽铣刀加工，根据键长等于或略小于毂长度，即L=B- (5-10) mm 故取:L=63mm,
，轴的材料为45钢调质处理
的配合为：巴
%
2）半联轴器与轴的联接,查《机械设计》表6-1，选用平键
为：b h L 14mm 9mm 100mm,半联轴器与轴的配合为：7。

k
6 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为：m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照《机械设计》表15-2,取轴端倒角为：1.6 45，各轴肩处圆角半径取R2
主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：
（5）求轴上的载何
1）首先根据轴的结构图（图5-3 ）做出轴的受力简图如图（5-
2 ）。

确定轴承的支点位置，对30310型圆锥滚子轴承，由《机械设计简明手册》中查得a=23mm因此，作为简支梁的轴承支承跨距
L2 L371.5mm 38.5mm 110mm，根据轴的计算简图作出轴的弯
矩图,扭矩图和计算弯矩图，可看出截面处计算弯矩最大，是轴的危险截
图5-3轴的载荷分析图
（6）按弯扭合成应力校核轴的强度
1）作用在齿轮上的力，如图5-3所示
m宀+2E 2 439560
切向力：F t2N 3841N
d2228.87
径向力:F r F t tan3841 tan2；0… 1441N
cos cos14 412
轴向力F a F t tan 3841 tan14o412” 963N
2）求作用于轴上的支反力，如图5-3所示
水平面内支反力：F M 1344N F N H2 2497N d1min 45mm
弹性柱销联轴器，型号为:LT8型联轴器
\2949872
(0.6 439560)2
2
0.1 55
前选定轴的材料为45钢，调质处理，上述过程中已查得 [1] 60MPa ，因此 ca [ 1]，故安全。

6）根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法 类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图 5-2。

（a ） 主动轮尺寸结构简图
（b ） 从动轴尺寸结构简图 图5-2主、从轴尺寸结构简图
垂直面内支反力：F NVI 1506N F NV 2 65N 3）作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. 水平面内： M H F t L 2 274632 N mm 垂直面内： M V1 F NV 丄2
1506 71.5 107679N mm d ii HI
du IV d vi Vii
d iV V
d V Vi
50mm 50mm 50mm 55mm 60mm
M N V2 F NV 2L 3
65 38.5
2503N mm
M 1
X
M H 2 M V12 .27463Z 1076792 294987N mm
M 2 、M H 2 M V12 274632^ 25032
274643N mm
4）
作出扭矩图：T 2 439560N m ，如图5-3所示。

5） 按弯扭合成应力校核轴的强度
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C 是 轴的危险截面。

根据《机械设计》式（ 15-5）及上述数据，以及轴 单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取
0.6
轴的计算应力:
l i 11
1
11 111
1
IV V
1III IV 1
V VI
110mm 50mm
72mm
57mm 24mm
ca
23.8Mp
计算总弯矩：由公式M
第六部分轴承、键和联轴器的选择
轴承的选择及校核
（1）由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承30310型，2个为从动轴承。

（2）计算轴承寿命：
圆锥滚子轴承30310,相关参数查《机械设计简明手册》得：
C r 76.91KN,f t 1.00, f p 1.2,e 0.31N,Y 1.9
图6-1受力简图
1）画轴力简图如图6-1所示，求轴向力F a1,F a2:
F r1 J F NH1F NV1 2019N , F r2 J F NH 2 F NV 2 2498N
F r12019 F r22498
F d1二--------- 531N，F d2-------- 657N
2Y 2 1.9 2Y 2 1.9
且已知F ae 963 N
Q F d2 F ae 657 963 1620 N F d1 531N
轴承I被压紧，轴II被放松。

F a1 F ae F d 2 432 N , F a2 F d2 657 N。

2）计算当量动载荷
Fa1 432N …c
---------0.21 e 0.31N
Fr1 4019N
查《机械设计》表13-5得X1 1,Y 0
Fa 2 657 N 门“
----- ------------- 0.26 e 0.31 N
Fr2 2498N
查《机械设计》表13-5得X2 1,Y2 0
R f p X1 F r1 1.2 1 2019N 2423N
F2 f p X2 F r2 1.2 1 2498N 2998N
3）F2 R可知P2是危险轴承。

根据《机械设计》式（13-5a）计算轴承寿命，对于滚子轴承10
亍，
10
, 106 f t C r 106 1 76.91 103 7_____________________ L h t r8164983h 60n R 60 101.59 2998
预期寿命为：10年，两班制
L 10 300 8 2 48000h L h
因此轴承寿命合格。

F t 3841N
F r 1441N
F a 963N
F NH1 1344N F NH2 2497N F NV1 1506 N F NV 2 65 N
M H 274632 M V1 107679 M V22503 M1294987
箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚 =10mm 箱座凸缘厚度b=1.5, =15mm
箱盖厚度1=8mm 箱盖凸缘厚度b 12mm 箱底座凸缘厚度p 2.5mm ,
=25mm
轴承旁凸台高度h 45mm ,凸台半径R 20mm 齿轮轴端面与内机壁距离h=18mm 大齿轮齿顶与内机壁距离 1 =12mm 小齿轮轴端面与内机壁距离
2=15mm
上下机体筋板厚度口讦6.8口口 , m=8.5mm 主动轴承端盖外径 D^WSmm
用油量为轴承间隙的1:1为宜。

3 2
密圭寸的选择确定
（1） 箱座与箱盖凸缘结合面的密封 选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。

（2） 观察孔和油孔等处结合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。

（3） 轴承孔的密封
轴的外伸端与透盖间的间隙，由于 v 3m/ s ，故选用半粗羊毛 毡加以密圭寸。

（4） 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进 入轴承内部。

减速器附件的选择确定
减速器附件包括螺栓、螺母、垫圈、销、油标尺、通气器，附 件参数见表7-1。

从动轴承选圆锥 滚子轴承，型号: 30310 （2 个）
与齿轮连接处键 14 9 100
与齿轮连接处键 16 10 63
表7-1减速器附件参数表
从动轴承端盖外径D2=130mm 地脚螺栓M16，数量6根
第八部分总结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次全面的机械设计训练，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次一次的更改和不断的验证，最终找出来原因所在。

通过这次课程设计，我们更深的学习到了一般的设计方法，掌握了通用零件、机械传动装置和简单的机械设计原理，同时对制图标准也有了更多的了解，在课程设计的这段时光里，学到了很多书本上的知识，可以说是多门课程的综合运用，通过这次设计，把我们以前所学的知识都运用出来了，这时才发现，原来之前学的是那么那么的少，远远不够这次设计所用。

同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。

但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内谷，通过设计计算、认证、画图，提咼了我对机械结构设计、电动机的选用等方面的认识和应用能力。

总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高思考和解决的能力。

最后特别感谢老师的悉心指导，特别是在我们的设计思路中，同时教导我学会独立通过课程设计，使自己对所学机械的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。

弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器
齿轮浸油润滑，用150号机械油
轴承脂润滑，用ZL—3型润滑脂。