带式运输机的单级圆柱齿轮减速器例题

第一篇：带式运输机的单级圆柱齿轮减速器例题

带式运输机的单级圆柱齿轮减速器(计算过程及计算说明)

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（图）

（1）工作条件：使用年限10年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：滚筒圆周力F = 1300N；带速v = 1.4m/s； 滚筒直径D = 250mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：(1)传动装置的总效率： η = η带×η联轴器×η齿轮×η3轴承

由手册表1-7查得η带=0.96、η联轴器=、η齿=、η轴承=。故 η = 0.96×0.99×0.97×0.993 = 0.895(2)工作机所需的功率Pw： Pw = Fv/1000ηw

由手册表1-7查得ηw=0.96，故

Pw = 1300×1.4/(1000×0.96)= 1.896kw(3)所需电动机的功率Pd：

Pd = Pw/η = 1.896/0.895= 2.12kw

3、确定电动机转速：

滚筒工作转速：nw = 60×1000v/πD = 60×1000×1.4/(π×250)= 107.00r/min 按手册表13-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动传动比范围i齿 = 3~5。取V带传动比i带 = 2~4，则总传动比的合理范围为i = 6~20。故电动机转速的可选范围为

nd' = i × nw =（6~20）× 107.00 = 642~2140r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速(r/min)满载转速 额定转矩

轴伸直径

Y132S-8

2.2

750

710

2.0

2

Y112M-6

2.2

1000

940

2.0

3

Y100L1-4

2.2

1500

1420

2.2

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动方案。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n = 1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i = nm/nw = 940/107 = 8.78

2、分配各级传动比

（1）据手册表1-7，取齿轮i齿 = 4（单级减速器i = 3~5合理）（2）∵i = i齿 × i带

∴i带 = i /i齿 = 8.78/4 =2.2

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）nI = nm = 940r/min nII = nI/i带 = 940/2.2 = 427.27r/min nIII = nII/i齿 = 427.27/4 = 106.82r/min

2、计算各轴的功率（kW）PI = Pd = 2.12 KW PII = PI × η带 = 2.12 × 0.96 = 2.035kw PIII = PII × η轴承 × η齿 = 2.035 × 0.99 × 0.97 = 1.954kw

3、计算各轴扭矩（N·m）TI = 9.55 × 106 × PI/nI = 9.55 × 106 × 2.12/940 = 2.154 × 104 N·mm TII = 9.55 × 106 × PII/nII = 9.55 × 106 × 2.035/427.27 = 4.548 × 104 N·mm TIII = 9.55 × 106 × PIII/nIII = 9.55 × 106× 1.95/106.82 = 1.753 × 105 N·m

五、传动零件的设计计算

1、V带传动的设计计算(1)选择普通V带

由课本表13-查得：KA = 1.3，PC = KAP = 1.2 × 2.12 = 2.544kw 又nI = nm = 940r/min，由课本图13-

得：选用A型V带。(2)确定带轮基准直径d1、d2

由课本表13-和图13-中推荐的小带轮基准直径为80~100mm，故

取d1 = 100mm > dmin = 80

d2 = id1 = 2.2 × 100 = 220mm 选取标准值d2 = 224mm 实际传动比 i = d2/d1 = 224/100 = 2.24(3)验算带速v v = πd1n1/(60×1000)= π×100×940/(60×1000)= 4.92 < 5 m/s，带速不合适。重新设计。取d1 = 140mm

d2 = id1 = 2.2 × 140 = 308mm 选取标准值d2 = 315mm 实际传动比 i = d2/d1 = 315/140 = 2.25 v = πd1n1/(60×1000)= π×140×940/(60×1000)= 6.89 > 5 m/s，带速合适。(4)确定V带基准长度Ld和中心矩a

初步选择中心距

a0 =(0.7~2)(d1+d2)=(0.7~2)(140+315)= 318.5~910 取a0 = 600 mm(d2d1)2(315140)2 L02a0(d1d2)2600(140315)24a024600(315140)22600(140315)1927mm 24600根据课本表13-取Ld = 2000mm 实际中心距：aa0(5)验算小带轮包角α1 由课本式(13-)得 LdL020001927600636 mm 221180d2d131514057.318057.3164.2120，合适。a636(6)确定V带的根数z

由课本式(13-)得

zPc

(P0P0)KKL2 根据d1 = 140mm，n1 = 940r/min，查表13-

用线性插入法得：P0 = 1.62kW 又i = 2.25，查表13-用线性插入法得：△P0 = 0.108kW

由表13-得KL = 1.03，由表13-，用线性插入法得Kα = 0.962，由此可得：

z2.544(1.620.108)0.9621.031.49

取z = 2根

(6)计算作用在带轮轴上的压力FQ

由课本表13-查得q = 0.10kg/m，由式13-得V带的初拉力：

F500Pc0zv(2.5K1)qv25002.54426.892.50.96210.106.892152.3N 作用在轴上的压力FQ，zsin1222152.3sin164.2FQ22585.3 N(7)设计结果：选用2根A-2000，GB11544-89V带，中心距a = 600mm，带轮直径d1=140mm，力FQ = 585.3N。

2、齿轮传动的设计计算

(1)选择齿轮材料及确定许用应力

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS(表11-)； 大齿轮选用45钢调质，齿面硬220HBS(表11-)。

由图11-

，查得：σHlim1 = 700MPa，σHlim2 = 560MPa。由表11-，SH=1.1，故

[Hlim1H1]S7001.1636MPa，[2560H2]HlimS509MPa HH1.1由图11-

，查得：σFlim1 = 240MPa，σFlim2 = 190MPa。由表11-，SF=1.3，故

[lim1240F1]FS185MPa，[lim21901.3F2]FS146MPa FF1.3(2)按齿面接触疲劳强度设计

由课本表11-，取K = 1.1，齿宽系数ψa = 0.4。

nIIIni9402.25417.8r/min 带TPIIII9.55106n9.551062.0354.652104kW II417.8ui8.78齿ii带2.253.902 按式11-，计算中心距

2a(u1)3335KTII324[]u(3.9021)3351.14.652Ha509100.43.902118.8mm 初取a = 125mm m(0.01~0.02)a(0.01~0.02)1251.25~2.5mmm。

d2 = 250mm，轴上压

由课本表4-，取m = 2mm。

则小齿轮齿数：z12a212525.5

m(1i)2(13.902)取z1 = 25，则z2 = iz1 = 3.902 × 25 ≈ 98，取z2 = 98。实际传动比 i齿ii齿3.923.902z2983.92，0.46％5%，合适。z125i齿3.90211m(z1z2)2(2598)123 22确定中心距

a齿宽

baa0.412349.2mm 取b2 = 50mm，b1 = 55mm。

(3)验算轮齿弯曲疲劳强度

由课本图11-查得YF1 = 2.73，YF2 = 2.22。按课本式11-计算弯曲应力

2KTIIYF121.14.6521042.73F155.9[F1]

bm2z1502225F2YF22.22F155.945.4[F2]，安全。YF12.73(4)确定齿轮的精度

vd1nII601000225417.8600001.094m/s 由课本表11-

选8级精度。

(5)主要几何尺寸

分度圆直径：d1 = mz1 = 2 × 25 = 50mm，d2 = mz2 = 2×98 = 196mm 齿顶圆直径：da1d12ham5021254mm，da2d22ham196212200mm，齿根圆直径：df1d12(hac)m502(10.25)245mm，df2d22(hac)m1962(10.25)2191mm。(6)计算齿轮上的作用力

2TII24.652104Ft11860.8N d150Fr1Ft1tg1860.8tg20604.6N Ft2Ft1，Fr2Fr1

六、轴的设计计算

(一)输入轴(I轴)的设计计算

1、按扭矩初估轴径

选用40MnB调质，硬度241~286HBS 根据课本式14-

计算最小轴径dC3PII nII由课本表14-

查得C = 107~98，取C = 102，则

d102

32、轴的结构设计

俯视图草图 2.03517.3mm 417.85

3、确定轴各段直径和长度

①段装小带轮：d1=28mm 长度取L1=50mm ∵h=2a a=手册

mm ②段:d2 = d1+2h =28+

=35mm 初选用6208型深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm，外径D=80mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为Δ3+(2~3)=13mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定距离L'而定，为此，取该段长为l2=c1+c2+δ+(5~10)-B-13=70 mm，③段装轴承:d3 = d =40mm，L3=B+Δ3+(2~3)=31mm ④段:直径d4=d3+2a=40+

=47mm，L4=Δ2-(2~3)=13mm ⑤段:直径d5=d=40mm，L5=B+Δ3+(2~3)=31mm

（二）输出轴的设计计算

1、按扭矩初估轴径

选用45钢调质，硬度241~286HBS 根据课本式14-

计算最小轴径dC3由课本表14-

查得C = 118~107，则

PIII nIIId(118~107)

32、轴的结构设计 2.03528.17~29mm 417.8

3、确定轴各段直径和长度

①段装联轴器GYH4：d1=32mm 长度取l1=60-2=58mm ∵h=2a a=手册

mm ②段:d2 = d1+2h =32+

=40mm 初选用6209型深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm，外径D=85mm。

③段装轴承:d3 = d =45mm，l3=B+Δ3+(2~3)+Δ2+(b1-b2)/2+(2~3)=19+10+2+13+2.5+2＝48.5mm ④段装齿轮:直径d4=d3+2a=40+

=47.5mm，l4=b2-(2~3)=50-2=48mm ⑤段为轴环:直径d5= d4+2a =48+

=60mm。⑥段装轴承:d6 = d =45mm

4、轴的强度校核

(1)求水平面的支承反力

FAH=FBH=Ft2/2=1860.8/2=930.4N(2)画水平面的弯矩图

C点的弯矩

MCHFAH63930mm.46358615.2N·(3)求垂直面的支承反力

FAV=FBV=Fr2/2=604.6/2=302.3N(4)画垂直面的弯矩图

C点的弯矩

MCVFAV63302.36319044mm.9N·(5)画合成弯矩图

22MCMCHMCV58615.2219044.9261631.5 N·mm(6)画转矩图： TIIIi齿TII3.9024.65210181521 N·mm

4(7)求危险截面的当量弯矩

①最大弯矩处 MeC②最细处 Me2MC(T)261631.52(0.6181521)2125141.5N·mm M2(T)202(0.6181521)2108912.6 N·mm(8)计算危险截面处的直径

①装齿轮处

由表14-查得σB=650MPa，由表14-

查得[σ-1b]=60MPa，则

d3Me125141.5327.53mm 0.1[1b]0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故d1.0427.5328.62

d3Me108912.6326.28

0.1[1b]0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故d1.0426.2827.33

七、校核滚动轴承的寿命

由课本附录1查得轴承6209的Cr=31.5kN，C0r=20.5kN。

又根据已知条件，轴承预计寿命Lh82825032000小时 轴承受力 Fa=0 Fr122FAVFAH302.32930.42978.3N·mm故P=Fr=978.3N

310CfPP60n1978.360106.82320006Lh4831.2N

八、键连接的选择和计算

装联轴器轴段，键选45钢，由表10-10，[σp]=110MPa。由d1=32mm，由课本表10-9bh108，键长L=60-(5~10)=50mm。

p4T418152170.9<[σp] dhl328(5010)键的强度足够。检查：

（1）电动机型号、电动机输出轴的轴径、轴伸出长度、电动机的中心高；

（2）联轴器的型号、孔径范围、孔宽和拆装尺寸要求；

（3）各传动件的主要尺寸和参数，如齿轮传动中心距、分度圆直径、齿顶圆直径以及齿轮的宽度；

（4）轴承的类型；

（5）箱体的结构方案（剖分式或整体式）；

（6）所推荐箱体结构的有关尺寸。

画装配图时，应选好比例尺，布置好图面。草图的比例尺应与正式图比例尺同，并优先用1：1比例尺，以便于绘图并有真实感。

减速器装配图一般需三个视图才能完全表达各主要零部件的相对位置、尺寸和结构，必要时附加些局部试图和剖视图，并应尽量将减速器的工作原理和主要装配关系表达在一个视图上。根据传动件尺寸的大小，参考类似结构估计出减速器的结构大小，并考虑标题栏、明细表、零件号、技术要求等的位置，作好图面的合理布置。

如下图所示：

装配图的布置

编写设计计算说明书

1、设计计算说明书的内容概括如下：（1）目录。

（2）设计任务书。

（3）传动方案的拟定和说明（4）电动机的选择。

（5）计算传动装置的运动和动力参数。（6）三角带传动设计。（7）齿轮的设计计算。（8）轴的设计计算。

（9）滚动轴承的选择及计算。（10）键联接的选择及校核计算。

(11)联轴器的选择。

(12)润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）（13）设计小结（本设计的优缺点、及课程设计的体会）。（14）参考资料目录。

还可以包括一些其它技术说明，例如装拆、安装的注意事项，维护保养的 要求等。

2、编写说明书的要求（一律用word编制打印）

（1）设计计算说明书要求论述清楚，文字精炼，计算正确。

（2）说明书一律采用A4纸按一定格式打印，装订成册，封面格式可参照 图1，说明书格式可参照图2。（3）说明书中应附有必要的插图。

（4）计算中所引用的公式和数据应有根据，并注明其来源（如由资料[ ] p．×式(×-×)等）。

（5）说明书中每一自成单元的内容，应有大小标题，使其醒目便于查阅。（6）计算过程应层次分明。一般可列出计算内容，写出计算公式，然后 代入数据，略去具体验算过程，直接得出计算结果，并写上结论性用语，如“合格”、“安全”、“强度足够”等。对技术计算出的数据，需圆整的应 予圆整，属于精确计算的不得随意圆整。

第二篇：带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书

带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书 2008年12月23日 星期二 01:26 P.M.一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N 输送带工作速度：1.5m/s 滚筒直径：400mm 每日工作时数：24h 传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份 六． 设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择 1）工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N•m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即 dt≥

1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85（2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）计算模数mn mn = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 1）确定计算参数（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。2）设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋 II轴：

1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4． 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。I轴：

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm 4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算 I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 II轴：

6、轴承30307的校核 1）径向力 2）派生力，3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 III轴：

7、轴承32214的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩

（N•m）极限应力（MPa）

高速轴 8×7×60（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80（单头）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径，轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封

一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。

第三篇：基于UG NX的单级圆柱齿轮减速器建模

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

毕业设计[论文]

题

基于Unigraphics NX的单级圆

柱齿轮减速器建模

2010年 5月 26日

I

目：

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

目 录

摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 Abstract„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 前言„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 1.UG简介„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 1.1 UG发展历程及影响„„„„„„„„„„„„„„„„6 1.2 UG的功能与特点„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 1.3 UG的用户界面„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 1.4 UG的系统组成及硬件要求„„„„„„„„„„„„„„12 2.绘制草图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 2.1 草图的概述与通用操作„„„„„„„„„„„„„„„13 2.2 草图曲线绘制与编辑„„„„„„„„„„„„„„„„14 2.3 草图形状约束„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 3.特征建模与操作„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.1 UG造型概述„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.2 特征建模„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.3 特征操作„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„24 4.减速器实例建模与装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„26 4.1 设计任务及模型分析„„„„„„„„„„„„„„„„26 4.2 减速器零件的造型设计„„„„„„„„„„„„„„„28 4.3 减速器零件装配„„„„„„„„„„„„„„„„„36 5.结束语„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„38 6.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„39 7.致谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„40

第四篇：机械大3上学期--单级圆柱齿轮减速器

单级圆柱齿轮减速器

图8－1为单级圆柱齿轮减速器的立体图；图8－2为单级圆柱齿轮减速器的装配图（之一：凸缘式端盖）；图8－3 高速齿轮轴工作图；图8－4 圆柱齿轮工作图；图8－5 低速轴工作图；图8－6 减速器箱盖工作图；图8－7 减速器箱座工作图；图8－8为单级圆柱齿轮减速器的装配图（之二：嵌入式端盖）。

8－1

单级圆柱齿轮减速器立体图

图

图8－2 单级圆柱齿轮

减速器装配图（之一）

图8－4 圆柱齿轮工作图

－5

低速轴工作图

图

图8－8为单级圆柱齿轮减速器的装配图

第五篇：带式输送机(圆锥—圆柱齿轮减速器)设计说明书

摘要

减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的。

本设计对二级减速器进行了工艺过程及装配的设计，对减速器各零部件的材料进行了选择和比较，对它的各部分零件加工精度进行了设计计算，然后利用AutoCAD2004软件进行二级减速器箱体中各零件的二维制图;再将各个零件装配在一起形成二维工程装配图;最后，文章对润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算。

关键词：箱体；工艺；装配；设计；AutoCAD

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

目录

第一章 绪论…………………………………………………………………………………… 5 1.1 设计目的………………………………………………………………………………….5 1.2 设计任务和要求………………………………………………………………………….5 第二章 题目分析﹑传动方案的拟定……………………………………………………..5 2.1 原始条件和数据…………………………………………………………………………..5 2.2 输送带工作拉力……………………………………………………………………….6 2.3 结构简图如下……………………………………………………………………………..6 2.4 传动方案的拟定和说明………………………………………………………………….6 第三章 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算………………………………… 6 3.1 电动机的选择……………………………………………………………………………..6 3.2 确定电动机功率…………………………………………………………………………..6 3.3 电动机输出功率………………………………………………………………………….7 3.4 确定电动机转速………………………………………………………………………….7 3.5 总转动比…………………………………………………………………………………………………………………………………………….7 3.6 分配传动比………………………………………………………………………………..8 3.7 计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………………….8 3.8 各轴输入功率………………………………………………………………………………………………………………………………….8 3.9 各轴输入转矩………………………………………………………………………………………………………………………………… 10

3.10 电动机输出转矩…………………………………………………………………………….9

第四章 传动零件的设计计算……………………………………………………………………………………………………………9 4.1 直齿圆柱齿轮的设计…………………………………………………………………… 9 4.2 齿面接触强度设计……………………………………………………………………….9 4.3 确定公式内各计算数值………………………………………………………………… 10 4.4 计算………………………………………………………………………………………… 11 4.5 按齿根弯曲强度计算的设计公式为………………………………………………….12 4.6 确定公式内的各计算数值………………………………………………………………12 4.7 计算弯曲疲劳许用应力……………………………………………………………….13

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

4.8 设计计算……………………………………………………………………………………13 4.9 几何尺寸计算…………………………………………………………………………….14 第五章 传动的直齿，锥齿轮的设计……………………………………………………….14 5.1 按齿面接触强度设计…………………………………………………………………… 14 5.2 确定公式内各计算数值………………………………………………………………… 14 5.3 计算………………………………………………………………………………………… 15 5.4 按齿根弯曲强度设计…………………………………………………………………… 16 5.5 几何计算……………………………………………………………………………………18 第六章 轴的设计计算及校核……………………………………………………………… 18 6.1 初步确定轴的最小直径………………………………………………………………… 18 6.2 轴的结构设计…………………………………………………………………………….18 6.3 Ⅰ轴的校核……………………………………………………………………………….19 6.4 轴承Ⅰ的校核…………………………………………………………………………….21 6.5 验算轴承寿命…………………………………………………………………………….22 6.6 Ⅲ轴的校核……………………………………………………………………………….22 6.7 轴承Ⅱ的校核…………………………………………………………………………….23 6.8 求两轴的计算轴向力

和

……………………………………………………….23

6.9 求轴承当量动载荷P1和P2…………………………………………………………….23 6.10 第Ⅲ轴承的校核。………………………………………………………………………24 6.11 求轴承当量动载荷P1和P2……………………………………………………………24 第七章 键连接的选择和校核……………………………………………………………… 25 7.1 选择键连接的类型和尺寸………………………………………………………………25 7.2 校核键连接的强度……………………………………………………………………… 25 7.3 第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择………………………………………………… 25 7.4 第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择………………………………………………… 25 7.5 第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的选择………………………………………………… 25 7.6 校核第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的强度…………………………………………… 25 7.7 校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度………………………………………………… 26 第八章 联轴器的选择和校核……………………………………………………………… 26 8.1 类型选择，载荷计算，公称转矩…………………………………………………… 26

FF带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

8.2 由表14-1，p352,查得转矩…………………………………………………………… 26 8.3 类型选择………………………………………………………………………………… 26 第九章 箱体的设计………………………………………………………………………… 26 9.1 箱体的主要结构………………………………………………………………………… 26 第十章 滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算…………………………… 28 10.1 减速器的润滑…………………………………………………………………………… 28 10.2 减速器的密封…………………………………………………………………………… 28 第十一章 传动装置的附件及说明………………………………………………………… 29 11.1 轴承盖…………………………………………………………………………………… 29 11.2 轴承套杯………………………………………………………………………………… 29 11.3 调整垫片组……………………………………………………………………………… 29 11.4 油标……………………………………………………………………………………….29 11.5 排油孔螺塞……………………………………………………………………………… 29 11.6 检查孔盖板……………………………………………………………………………… 29 11.7 通气器…………………………………………………………………………………….30 11.8 起吊装置………………………………………………………………………………… 30 11.9 定位销…………………………………………………………………………………… 30 11.10 起盖螺钉……………………………………………………………………………….30 设计小结……………………………………………………………………………………...30 参考资料………………………………………………………………………………………… 32 致 谢…………………………………………………………………………………………….33

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

第一章 绪论

1.1 设计目的

毕业设计是培养学生综合运用所学的基础理论和专业理论知识，独立解决减速器设计问题的能力一个重要的实践性教学环节。因此，通过设计应达到下述目的。

1.1.1初步掌握正确的设计思想和设计的基本方法步骤,巩固深化和扩大所学的知识,培养理论联系实际的工作方法和独立工作能力。

1.1.2获得结构设计，零件计算，编写说明书。绘制部件总装图（展开图，装配图）和零件工作图等方面的基本训练及基本技能。1.1.3熟悉有关标准、规格、手册和资料的应用。1.1.4对现有机械结构初具分析能力和改进设计的能力。

1.2 设计任务和要求

设计基本内容及要求：

按照设计任务，根据调查研究所提供的权据和有关技术资料，进行以下工作：制定工艺方案，确定选择通用部件，设计专用部件，绘制有关图纸（零件、装配图等），编写技术文件等。其基本内容如下： 1.2.1选择电动机型号；

1.2.2定带传动的主要参数及尺寸； 1.2.3设计减速器； 1.2.4选择联轴器。1.2.5减速器装配图一张； 1.2.6零件工作图二张； 1.2.7设计说明书一份。

第二章 题目分析﹑传动方案的拟定

2.1 原始条件和数据

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

胶带输送机单班制连续单向运转，工作中有轻微振动；使用期限10年，检修期间隔为3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为±5%。

2.2 输送带工作拉力

2300N，输送带速度：1.6m/s，卷筒直径：270mm.2.3 结构简图如下:

2.4 传动方案的拟定和说明

由题目所知传动机构类型为：圆锥—圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆锥圆柱齿轮进行传动，宽度尺寸较小，但锥齿轮加工比圆柱齿轮困难，一般置于高速级，以减小其直径和模数。

第三章 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算

3.1 电动机的选择：

选用Y系列一般用途的三相异步电动机

3.2 确定电动机功率：

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

PwFwvw1000wKw22000.910000.942.106kw

w0.943.3 电动机输出功率

P0Pw

因载荷平稳，电动机额定功率3.4 

确定电动机转速

按表2-1各传动机构传动比范围，圆锥齿轮转动比所以总传动比范围是



一般传动比为总体传动比的

可见电动机可选范围

3.5 总转动比

圆柱齿轮传动比

，带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

3.6 分配传动比

令

3.7 计算传动装置的运动和动力参数

轴：

II轴：

III轴：

工作轴

3.8 各轴输入功率

I轴：

II轴：III轴： 7

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

工作轴 ：

3.9 各轴输入转矩

I轴：

II轴：

III轴：

工作轴：

3.10 电动机输出转矩：

第四章 传动零件的设计计算

4.1 直齿圆柱齿轮的设计

4.1.1选定直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。

4.1.2选小齿轮齿数，大齿轮齿数

4.2 齿面接触强度设计

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

4.3 确定公式内各计算数值

4.3.1选载荷系数

4.3.2计算小齿轮传递的转矩

4.3.3由表10-7取得齿宽系数

4.3.4有表10-6查得材料的弹性影响系数

4.3.5有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

；大齿轮的接触疲劳强度极限

4.3.6由式10-13计算应力循环次数，4.3.7试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

4.3.8由图10-19取接触疲劳寿命系数

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

4.3.9计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1% 安全系数S=1.由式10-12得

4.4 计算

4.4.1试算小齿轮分度圆直径4.4.2计算圆周速度

4.4.3计算齿宽b

4.4.4计算齿宽与齿高之比，代入中较小的值

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

模数

齿高

4.4.5b计算载荷系数

根据直齿轮h，8级精度，由图10-8查得动载系数

由表10-2查得使用系数

；

由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由，故载荷系数4.4.6按实际的载荷系数校所算得的分度圆直径，由式k査图10-13k得

kv

b10-10a得

k

4.4.7计算模数m 4.5 按齿根弯曲强度计算的设计公式为

4.6 确定公式内的各计算数值KH

H4.6.1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限

K

AH11

vF带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4.6.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

4.7 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数

，由式10-12得；

计算载荷系数

查取齿形系数

由表10-5查得 查取应力校正系数

由表10-5查得

计算大小齿轮的

大齿轮的数值大

4.8 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，即模数和齿数的乘积，可由弯曲强度算得的模数2.09并就近元稹为标准值m=2.5mm,按接触强度计算的分度圆直径

KKFEFkkYYYYYFaFaYFaFSaSaYF1

并加以比较

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计。

算出小齿轮齿数

大齿轮齿数

取

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4.9 几何尺寸计算

4.9.1计算分度圆直径

4.9.2计算中心距 4.9.3计算齿轮宽度

取

5.1 按齿面接触强度设计

5.1.1选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40二者材料硬度差40HBS。5.1.2选小齿轮的齿数

由设计计算公式

5.2 确定公式内各计算数值

5.2.1试选载荷系数

dZZdZBb1Ba

第五章 传动的直齿，锥齿轮的设计

（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮齿数

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

5.2.2计算小齿轮传递的转矩

5.2.3最常用的值，齿宽系数

5.2.4由表10-6查得材料的弹性影响系数

5.2.5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为

5.2.6由式10-13计算应力循环次数 

5.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数

5.2.8计算接触疲劳许用应力TN

取失效概率为，安全系数，由式（10-12）得

5.3 1 

计算

5.3.1试验算小齿轮分度圆直径5.3.2计算齿宽

1HLim，代入

HLimS中较小的值。

1KZ



K

RE0H

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

5.3.3计算齿宽与齿高之比

模数

齿高

5.3.4计算载荷系数

根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得

5.3.5齿间载荷分配系数可按下试计算

5.3.6由表k10-9中查得取轴承系数

故载荷系数

5.3.7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

5.3.8计算模数

5.4 按齿根弯曲强度设计

曲强度的设计公式为5.4.1确定公式内的各计算数值

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限vhmkb

vHktk 

大齿轮的弯曲强度极限

5.4.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

5.4.3计算弯曲疲劳许用应力。



H15

A带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

取弯曲疲劳安全系数

由式（10-12）得

5.4.4计算载荷系数k

5.4.5查取齿形系数

由表10-5查得：5.4.6查取应力校正系数

由表10-5查取

5.4.7计算大，小齿轮的大齿轮的数值大 5.4.8设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.26并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径

算出小齿轮齿数

SKYYYYYFaFaYFaYSaSaFaFF ,并加以比较

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

大齿轮齿数

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5.5 几何计算

5.5.1计算分度圆直径

5.5.2计算中心距

5.5.3计算齿轮齿宽d

取 Z

第六章 轴的设计计算及校核

6.1 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为40，取

6.2 轴的结构设计a

拟定轴上零件的装配方案

BB

d带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

6.2.1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，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度，为了保证轴端挡

略短一些，圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比现取。

6.2.2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

=24mm, 由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥 滚子轴承30208，其尺寸为

；而 右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，一般可取直径差1~3mm，因此取。

6.2.3取安装齿轮处的轴段位。已知齿轮轮縠的宽度为略短与轮縠宽度，故取6.3 Ⅰ轴的校核

dLLlIdII，故。

；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应。

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

6.3.1已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。

6.3.2通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取对于直径为d的圆轴，弯曲应力为入式，则轴的弯扭合成强度条件为 MHYM。当扭转切应力为静应力；若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取

。，扭转切应力,J将和代

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

选用安全。

6.4 轴承Ⅰ的校核

如图附页C所示：

Fr1Ftancos1439.838N Fa1Fttansin1121.14N

Fre165FdaeF2r1v110632.23N

Fr2vFreFr1v192N

Fr1H165FT110te1929N

Fr2HFteFr1H654N

Fr1F22r1vFr1H2030N Fr2F2求两轴的计算轴向力 对于30205Fr2vF2r2H682N

和

型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力

假设

FFr1d12Y634.37N FFr2d22Y213.125N

因为FaeFd2Fd1 所以轴承1被放松，轴承2被压紧 所以Fa1Fd1637.37N

Fa2Fd1Fae513N 求轴承当量载荷P1和P2

FteFFF20

CM带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

Fa12F0.31e Far1F0.75e

a2对轴承1，X11 Y10 对轴承2，X20.4 Y21.6

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取

P1fpx1Fr1Y1Fa13045N

P2fpx2Fr2Y2Fa21230N

6.5 验算轴承寿命

因P1P2,所以按轴承1的受力大小来验算

106 L60ncP570729L'hh

1Ⅱ轴的校核。

弯矩，扭矩图如图附页A所示：

选用45 6.6 Ⅲ轴的校核

MHFNH1L1253NmMVFNVM

如图附页B所示： 1L192Nm

MM2VM2H269Nm

FFD2360Nm

ca36.6061合格

HfP带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

6.7 轴承Ⅱ的校核

如图附页D所示：

6.8 求两轴的计算轴向力

对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力

FFaF

2685N 2153N

和

C=32200N 假设

轴承1被压紧，eFF2Y

被放松F

r

6.9 求轴承当量动载荷P1F和P2

trr

FF2

22

vvHaa带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

所以对轴承1，2

因轴承运转中有中等冲击载荷 取

因为 所以按轴承1的受力大小验算

6.10 第Ⅲ轴承的校核P

X

Y

如图附页E所示：

求两轴承的计算轴向力

和

对6208型轴承

6.11 求轴承当量动载荷P1和P2

因为轴承运转中有中等冲击载荷 F1取2

因为 所以按轴承2的受力大小验算FfF

F23

P带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

故所选轴承满足寿命要求。

第七章 键连接的选择和校核

7.1 选择键连接的类型和尺寸

一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第Ⅰ根轴上键的选择： 从表8-61中查得键的截面尺寸为：宽度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长

高度7.2 校核键连接的强度

键，轴和轮縠的材料都是钢，由表6-2P108机械设计查得许用挤压应力键与轮縠键槽的接触高度适。

7.3 第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择

校核与上面相同，合适。

7.4 第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择

7.5 第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的选择

取 dbLhLlk'dbh，取其平均值

'，键的工作长度，所以 合合适。

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

7.6 校核第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的强度

合适。

7.7 校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度

8.1 类型选择，载荷计算，公称转矩

为了隔离震动与冲击

8.2 由表14-1，p352,查得转矩

8.3 类型选择

从大转速为

9.1 箱体的主要结构

9.1.1箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚

'lkLdbhLLpppKTGBTL

合适。

第八章 联轴器的选择和校核

中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为

之间合用。，许用最，轴径为

第九章 箱体的设计，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

大圆柱齿顶圆有间距。

；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于9.1.2为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。

9.1.3为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。

9.1.4为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。

9.1.5铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为 的铸件，拔模斜度为。

名称 符号 尺寸关系 箱体壁厚 δ 0.025a+箱盖壁厚

箱座，箱盖，箱底凸缘厚度 地脚螺栓直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖，箱座联接螺栓直径

轴承端盖螺钉直径

检查孔盖螺钉直径

bbbad

螺栓间

距

轴承座孔（外圈）直径D

螺钉

数目6

双级减速器：

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距离至箱外壁 至凸缘

;

-轴承外圈直径

边缘距离

轴承旁联接螺栓具体 S 一般取轴承旁凸台半径

轴承旁凸台高度 根据低速轴轴承座外径

扳手空间箱外壁至轴承座端面距离

箱盖，箱座肋厚

大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端面与箱内壁距离

第十章 滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算

10.1 减速器的润滑

10.1.1该减速器采用油润滑，对于浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。10.1.2为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.10.1.2一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30~50mm，为了有利于散热，每传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为10.1.3高速圆周速 dD,dDffRcDmMcLcmmm

和的要求

由结构确定

，的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮

。，可选用320工业闭式齿轮油。

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10.2 减速器的密封

10.2.1轴伸出处的密封为占圈式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，检查孔盖板，排油螺塞，油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。10.2.2减速器采用钙钠基润滑脂（）。

11.1 轴承盖 第十一章 传动装置的附件及说明

轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。

11.2 轴承套杯

套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。

11.3 调整垫片组

调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08F钢抛光。

SH28 11.4 油标

采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。

11.5 排油孔螺塞

为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。

11.6 检查孔盖板

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为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。

11.7 通气器

为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。

11.8 起吊装置

吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。

11.9 定位销

为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。

11.10 起盖螺钉

箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC28~38。

设计小结

1.通过这次课程设计，我学到了很多，更好地将以前学过的知识和实际应用结合起来，比如《机械原理》，《机械设计》，《材料力学》，《互换性与技术测量》，《图学》等专业知识。

2.同时我也了解到一个零件的设计要考虑很多东西，最基本的是它能实现你想要的功能，还有它的经济性也很重要，同时要考虑具体加工一个零件时的加工方法的不同，材料的选择等因素。

dd29

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

3.通过这次课程设计也让我深刻意识到了设计的需要严谨的精神和精确的计算。同时也知道了设计一个零件需要做些什么，需要准备哪些方面的东西。

4.由于第一次设计减速器，在设计中也存在一些不足之处，比如刚开始设计时未考虑到很多因素，导致在设计过程出现很多错误，针对这些错误，在分院老师的指导下，很多错误都已经纠正了。

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计

参考资料

［1］《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；

［2］《机械设计课程设计》，浙江大学出版社，陈秀宁，施高义主编，2004年12月第2版； ［3］《材料力学》，高等教育出版社，刘鸿文主编，2004年1月第4版；

［4］《互换性与技术测量》，中国计量出版社，廖念钊，古莹菴，莫雨松，李硕根，杨兴骏主编；2007年6月第5版；

［5］《机械设计手册第3卷》，机械工业出版社，机械设计手册编委会编著，2004年8月第3版；

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致 谢

在此次毕业设计中，通过减速器的分析，对其进行了许多改进，解决了一些关键技术难点：1.完成了零件设计的全过程；2.熟悉装配工艺过程；3.怎样选择材料。在设计过程中我遇到了很多的难题，在指导廖老师老师不遗余力的帮助指导下我顺利完成了零件图、装配图等的设计。使我把所学知识进行了一次系统性的使用，通过这一课题的实施可以使我们把所学知识学以至用。

老廖师以他严谨的治学态度和丰富的理论知识为我纠正了设计中的错误，为我解答了设计中的疑问，为我设计论文的编写提出了许多宝贵性的意见，付出了很多心血。而我始终感觉到老廖师那种诲人不倦的高风亮节，这将在我遇到困难的时候永远激励着我。另外，廖老师定期检查设计完成情况，确保了质量和进度。在此，我感谢廖老师在这次毕业设计中予以我的极大帮助。

最后，对老师审阅我的论文深表感谢，并对我的设计提出不足之处。

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