单级直齿圆柱齿轮减速器

2. 设计条件 2．1工作条件 空载起动、连续单向运转，载荷较平稳，运输带允许误差为5%； 2 .2使用期限及检修间隔 工作期限为10年，小批量生产，单班制,每年工作300日；检修期定为三年； 3. 设计要求 1）设计一级闭式圆柱齿轮减速器； 2）完成装配图1张，零件图2张； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 4）相关参数：运输带卷筒所需功率P=8.422KW； 运输带卷筒工作转速n=866r传动比i=4.24。 min ； 二 传动方案简述 1. 电动机选择 1．1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。 1.2确定电动机的功率和型号 1：联轴器效率 ：圆柱齿轮传动效率 ：开式齿轮传动效率 ：滚动轴承传动效率 （一对） 23 4

由参考书[1]表2-4查得：1=0.99（齿式联轴器）, 2=0.98(7级精 度), 3 =0.95, 4=0.99(球轴承)， （1）传动装置的总效率： 3 1234 0.990.980.950.9930.8940.894 Pd8.593KW（2）计算电动机所需功率Pd PdP5.08.593 KW 0.8940.894 由参考书[1] 表16-3可选取电动机的额定功率为10KW。 （3）确定电动机转速 电动机通常采用的同步转速有1500rmin和1000rmin两种，现对两 种转速作对比。 由参考书[1]表16-3可知，同步转速是1000rmin的电动机，其满载转速nm速nm 是970rmin；同步转速是1500rmin的电动机，其满载转 是1440rmin nm，其中nm为电动机的满载转速。 n 总传动比i 总传动比i 11.548 17.142 现将两种电动机的有关数据列于表1作比较 表1 两种电动机的数据比较 方案 电动机型号 Ⅰ Ⅱ Y160M-6 Y132M-4 额定功率/KW 7.5 7.5 同步转速满载转速/(r/min) /(r/min) 1000 1500 970 1440 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，为了使传动装置结构紧凑，选用方案Ⅰ较合理。 （4）确定电动机型号

根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y160M-6。查参考 书[1]表16-3和16-4，可知电动机有关参数如下： 电动机的额定功率P07.5KW 电动机的满载转速nm=970rmin 电动机的外伸轴直径D=42mm 电动机的外伸轴长度E=110mm 电动机的型号为Y160M-6 额定功率：P07.5KW 2．传动比确定 传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比 满载转速：nm=970rmin 总传动比： i 11.548 n97011.548 i=mnw842）分配到各级传动比 因为减速器传动比i齿11.548。i齿=i1i2其中i1为齿轮高速级的传动比，i2为齿轮低速级的传动比。根据i高（1.3~1.5）i低，取 i高=1.3则 i11.3i齿1.35.7743.875 高速级传动比： i13.875低速级传动比： i22.980i2i齿i111.5482.980 3.8753）传动装置中各轴的转速计算 根据传动装置中的安装顺序，对轴依次编号：0轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 n0nm970rmin nⅠn0nm970rmin nⅡ n0970rmin nⅠ970rmin nⅡ250.323rmin nⅠ970rmin250.323rmin 3.875i1nⅢn84rmin nⅢn84rmin

3．传动装置的运动和动力参数计算 电动机： 转速：n0=970rmin 输入功率：P0=Pd=5.593KW 输出转矩：T0=9550Ⅰ轴： 转速：nⅠn0nm970rmin 输入功率：PⅠP0145.5930.990.99KW5.482KW 输入转矩：TⅠ= T0=9550Ⅱ轴： 转速： nⅡPd95505.593=Nm55.065Nm n0970 P0=5.593KW T0=55.065 PⅠn0=95505.482Nm53.969Nm 970PⅠ5.482KW TⅠ=53.969 nⅠ970rmin250.323rmin 3.875i1 输入功率：PⅡPⅠ245.4820.980.99KW5.319KW 输入转矩：TⅡ9550Ⅲ轴： 转速：nⅢn84rmin 输入功率： PⅢPⅡ345.3190.950.99KW5.003KW 输入转矩： TⅢ9550PⅡ5.3199550Nm202.910Nm 250.323PⅡ5.319KW nⅡTⅡ202.910 PⅢnⅢ5.0039550Nm568.739Nm 84现将两种电动机的有关数据列于表2作比较 表2 各轴运动和动力参数 PⅢ5.003KW TⅢ568.739

轴 号 电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 功率（KW） 转矩（Nm） 转速（rmin） 970 970 5.593 5.482 5.319 55.065 53.969 202.910 250.323 866 5.003 568.739 三 传动件设计 1. 齿轮设计 （一）闭式齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度齿轮传动； 3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢，并进行调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮的材料为45钢，并进行正火处理，平均硬度为190HBS，两者硬度差为50HBS； 4）选小齿轮齿数为Z1=31，大齿轮齿数Z2可由Z2=i1Z1 得Z2=120.125，取120； 5）初选螺旋角=13; 2.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： mnt32KtT1Ycos22dz1 Z1=31 Z2=120 3YFaYSa [F] 1）确定计算参数 (1）试选载荷系数Kt=1.7； (2）小齿轮传递的扭矩

T195505.482TⅠ= T0=9550Nm53.969Nm =970n0PⅠ =5.3969104Nmm； (3）由[2]图10-30选取区域系数ZH2.433； (4）由[2]图10-26查得：10.788；20.855； 故端面重合度120.7880.8551.643； (5）由[2]表10-7，选取齿宽系数d1； (6）大小齿轮均采用45钢锻造，由[2]表10-6查得材料系数ZE189.8MPa； （7) 由[2]图10-20(c),按齿面硬度查得：查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=380MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=325MPa； （8）计算应力循环次数。按[2]中式（10-13）。 N1=60nⅠjLh，式中：j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数， 在此处中j=1；Lh为齿轮的工作寿命，单位为小时。在此处， Lh=2班制8小时300天10年 所以，应力循环次数为 N1=60nⅠjLh=609701=2.79410 （2830010）N2= N1/i1=2.79410/3.875=7.21010 （9）由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.91 （10）计算当量齿数。 Z131 Zv1==33.51 cos3cos31398 应力循环次数 N1=2.794109 9N2=7.210108 Zv2=Z1120==129.73 33coscos13（11）查取齿形系数

由[2]表10-5查得YFa1=2.471，YFa2=2.156； (12）查取应力校正系数 由[2]表10-5查得YSa1=1.643，YSa2=1.814 (13）选取螺旋角系数Y0.88 (14）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： KFN1FE10.86380 [F]1==MPa233.4MPa 1.4S K0.91325MPa211.25MPa [F]2=FN2FE2=1.4S (15）计算大、小齿轮的YFaYSa ，并加以比较 [F]YY2.4711.6430.01740 Fa1Sa1=[F]1233.4 YFa2YSa22.1561.8140.018514 =[F]2211.25所以，大齿轮的数值较大。 2）设计计算 （1）计算齿轮模数 mnt=32KtT1Ycos22dz1YFaYSa [F]3 1.216mm =321.75.39691040.88cos2130.0185141311.6432 （2）计算圆周速度 3.141.21631970ms1.914ms 601000601000mntz1n1 (3)计算载荷系数 由[2]表10-2查得：使用系数KA=1;根据1.914ms，8级精 度，由[2]图10-8查得：动载荷系数KV=1.11; 由[2]表10-3查

得：KF=1.4，由[2]图10-13查得KF=1.4。 故KKAKVKFKF11.111.41.42.1756 （4）校正并确定齿轮模数 mnmnt3KKt1.2163 2.17561.71.320mm 齿轮模数mn2.5 查[3]表10-1取齿轮模数mn2.5； 3.计算齿轮传动的几何尺寸 （1）计算中心距a 中心距a=193mm （z1z2）mn（31120）2.5 a将中心距193.018mm，2cos2cos13 a圆整为193 mm； （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （z1z2）mn2a （31120）2.5arccos12.052193 螺旋角 arccos= 12.05 d1=79.251mm （3）计算大、小齿轮宽度 zm312.5 d11n79.251mm coscos12.05 d2 d2=306.780mm z2mn1202.5306.780mm coscos12.05 （4）计算大、小齿轮宽度 bdd1，其中d为齿宽系数，此处齿轮对称布置，查[2]表10-7， 选d=1，所以b179.251mm79.251mm，圆整后取b=80mm； 所以，大齿轮宽度为80mm，小齿轮宽度为85mm； 4．校核齿面接触疲劳强度 HZHZEZZ2KT12bd1 1[H]  1) 确定公式内各项参数值

（1） 由[2]图10-30，选取区域系数ZH2.433； （2） 大、小齿轮均采用45钢锻造，由[2]表10-6查得材料系数 ZE189.8MPa ZE189.8MPa （3） 重合度系数Z0.75~0.88，齿数多时取小值，此处齿数中等，取Z=0.8； （4） 螺旋角系数Z（5） 小齿轮的扭矩 Z=0.8 coscos12.050.9779； Z0.9779 T1TⅠ= T0=9550PⅠn0=95505.482Nm53.969Nm 970 KA=1 KV=1.11 =5.3969104Nmm； （6） 计算载荷系数K 由[2]表10-2查得：使用系数KA=1;根据1.914ms，8级精度，由[2]图10-8查得：动载荷系数KV=1.11; 由[2]表10-3查得KH=1.4；由[2]表10-4查得当8级精度、调小齿轮相对支KH=1.4 承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH: KH1.150.18(10.16d2)d20.3110-3b1.453 所以， KKAKVKHKH11.111.41.4532.258 （7） 根据齿面硬度，由[2]图10-21（d）查得小齿轮的接触疲劳强KH1.453 K=2.258 度极限Hlim1560MPa，由[2]图10-21（c）查得大齿轮的接 触疲劳强度极限Hlim2400MPa； （8） 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95，KHN20.99； （9） 计算许用接触疲劳应力

取安全系数S=1，失效率为1%。则 [H]=464MPa K[H1]HN1Hlim10.95560MPa532MPa S[H2]KHN2Hlim20.99400MPa396MPa S[H][H1][H2]532396464MPa 22 2）校核计算 HZHZEZZ 2KT12bd114 2.433189.80.80.98822.2585.396910 8079.25123.87113.871 齿面接触疲劳强度满足要求 284.774MPa[H]所以，齿面接触疲劳强度满足要求。 5.齿轮结构设计 由于小齿轮的直径较小，故采用齿轮轴结构。 大齿轮采用孔板式结构，结构尺寸按[1]表5-11的经验公式来计算。 大齿轮的孔径根据后续设计的中间轴配合的部分的直径来确定，设 计结果见表3；

表3 大齿轮结构尺寸 名称 结构尺寸及经验计算结果/mm 公式 毂孔直径dh 根据中间轴设计而定 60 dh=d24 96 80 270 183 25 24 轮毂直径D1 轮毂宽度l 腹板最大直径D2 板孔分布圆直径D0 板孔直径d0 腹板厚度C D1=1.6dh L=(1.2~1.5) dh D2=da-（10~14）mnD0=0.5（D1+D2） d0=15~23mm C=(0.2~0.3)b 大齿轮的结构草图如图1所示，闭式齿轮传动的尺寸列于表4。 图1

表4 闭式齿轮传动的尺寸 名称 法面模数 法面压力角 传动比 分度圆直径 计算公式 mn 结果/mm 2.5 *n i d1d220 3.875 z1mn cos79.251 306.780 866.251 311.780 *zm2n cos*齿顶圆直径 da1d12hmnda2d22hmn* 齿根圆直径 df1d1-（2hc）mn*df2d2-（2h*ac）mn*a73.001 300.53 中心距 齿宽 a=(Z1Z2)mn 2cosb1b5193 85 80 31 120 b2b齿数 z1z2 螺旋角 *a *12.05 *a注：表中h和c分别称为齿顶高系数和顶隙系数。在此取h=1，c=0.25。 （二）开式齿轮设计 开式齿轮的设计过程与闭式类似，故省略。 开式式齿轮传动的尺寸列于表5。

表5 开式式齿轮传动的尺寸 名称 法面模数 法面压力角 传动比 分度圆直径 计算公式 mn 结果/mm 4 n i d3d4 *20 2.980 z3mn cos119.959 359.876 zm4n cos*齿顶圆直径 da3d32hmnda4d42hmn* *127.959 367.876 117.959 357.876 齿根圆直径 df3d3-（2hc）mn*df4d4-（2h*ac）mn*a 中心距 齿宽 a=(Z1Z2)mn 2cosb1b5240 125 120 29 87 b2b齿数 z3z4 螺旋角 *a *14.652 *a注：表中h和c分别称为齿顶高系数和顶隙系数。在此取h=1，c=0.25。 2. 轴设计 1.轴的材料选择 根据轴的工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理 2.轴的最小直径估算 按[1]中式（5-1）进行最小直径估算，即：dC3（mm） n 当该轴上有一个键槽时，d增大5%~7%；当该轴上有两个键槽时，d增 P

大10%~15%。C值由[1]表5-5来确定：C=120。 1）闭式级高速轴 d1minC3Pn12035.48221.37mm 970 因为在最小直径处开有一个键槽为了安装联轴器，所以 d1min21.37（10.07）22.87mm，最后取 d1min=30mm； 2）闭式级低速轴 d2minC3Pn12035.31933.24mm 250.323 因为在该轴上开有两个键槽，所以 d2min33.24（10.15）38.226mm 最后取d2min=40mm； 3. 闭式级高速轴的结构设计 闭式级高速轴的结构草图如图2所示 图2 1）.各轴段直径的确定 D15:轴的最小直径，取d1min=30mm； D14：密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求， 取45mm； D13：滚动轴承处轴段直径，取50mm，由[1]表13-2初选滚动轴 承6010；

D12：齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构； D11：滚动轴承处轴段直径，取50mm； 2）各轴段长度的确定 D15:由外接的联轴器确定，取50mm； D14：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取75mm； D13：由滚动轴承、挡油盘等确定，取30mm； D12：齿轮处轴段，取110mm； D11：滚动轴承处轴段直径，取30mm 闭式级高速轴的结构尺寸列于表6 表6 闭式级高速轴的结构尺寸 轴段 D11 D12 D13 80 50 D14 45 75 D15 30 50 图3 直径/mm 50 长度/mm 30 110 30 4. 闭式级低速轴的结构设计 闭式级低速轴的结构草图如图3所示 1）.各轴段直径的确定 D26: 轴的最小直径，取d2min=40mm； D25: 密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm； D24：滚动轴承处轴段直径，取50mm； D23：大齿轮处轴段，由大齿轮确定，取60mm； D22：过渡轴段，取70mm； D21：滚动轴承处轴段直径，取50mm；

2）各轴段长度的确定 D26:由外接齿轮等确定，取155mm； D25: 由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取80mm； D24：由滚动轴承、轴套等确定，取60mm； D23：由大齿轮确定，取80mm； D22：过渡轴段，取20mm； D21：滚动轴承处轴段直径，取30mm 闭式级低速轴的结构尺寸列于表7 表7 闭式级低速轴的结构尺寸 轴段 D21 D22 70 20 D23 60 80 D24 50 60 D25 45 80 D26 40 155 直径/mm 50 长度/mm 30 5. Ⅰ轴的校核 1）对称循环弯曲许用应力 选轴的材料为45钢，调质处理，由[4]表14-1查得对称循环弯 曲许用应力[-1]=55MPa； 2）轴空间受力图 齿轮啮合处作用有径向力、圆周力和轴向力，根据齿轮转向和齿 轮旋向，可确定三者方向，画出轴空间受力图，如图4所示： 图4 取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点，齿轮啮合力即为作用于 轴上的载荷，将其分解为垂直面受力和水平面受力，分别如图5 和图6所示：

图5 图6 3）轴上载荷计算 齿轮圆周力： Ft2T12T12550651453N d1zmn/cos312.5/cos12.05齿轮的径向力：Frtan20tann Ft1453540.5Ncoscos12.05 齿轮的轴向力：FaFttan1453tan12.05310.17N 4）轴上支反力计算 水平面内的支反力：FHAFHBFt/2726.5N 垂直面内的支反力： FVA1lAB(FrlAB/2Fad1/2)354.22N FVBFr-FVA186.28N 5)轴弯矩计算及弯矩图绘制 计算截面C处的弯矩： MHlACFHA70726.550855Nmm MV1lACFVA70354.2224795.4Nmm MV2lACFVAFad1/213039.9Nmm 分别画出垂直面和水平面的弯矩图，分别如图7、图8所示:

图7 图9 6）画出扭矩图 如图10所示： 图10 7）按弯扭合成校核轴的强度 图8 求合成弯矩并画出其弯矩图，如图9所示： M1MHM22V156577.76Nmm M2MH2MV2252500.2Nmm 界面C处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。根据[4] 式（14-6）取α=0.6，则有

eM12(T)20.1d315MPa[-1] 故安全。 四 其它零件设计 1. 键的选用 1. I轴上接联轴器的键： 由[1]表11-26选择b×h×L=8mm×7mm×45mm 标记为：键8×7×45 GB/T 1096-2003; 2. II轴上分别与大小齿轮连接的键： 小齿轮：由[1]表11-26选择b×h×L=12mm×8mm×125mm 标记为：键12×8×125 GB/T 1096-2003; 大齿轮：由[1]表11-26选择b×h×L=18mm×11mm×56mm 标记为：键18×11×56 GB/T 1096-2003; 2. 滚动轴承的选择和校核 根据轴承受载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承，由[1]表13-2选择滚动轴承6010。由表可得出其相关参数： Cr22.0KN,C0r16.2KN,nlim7000rmin； 由[4]附表13-1，深沟球轴承的相对轴向载荷为 Fa310.170.0191 16200C0r由[4]附表13-1，利用线性插值法求判别系数 0.0191-0.014e（0.22-0.19）0.190.2009 0.028-0.014因为Fa0.57e Fr

故由[4]附表13-1直接查得径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷 系数Y利用线性插值法求得为2.187； 由于载荷有轻微冲击，由[4]附表13-2.取fd =1.1,由[4]式（13-1） 得轴承的当量动载荷为 Pf（dXFrYFa）1.1(0.56540.52.187310.17) 1079.124N由[4]式（13-6）计算额定动载荷 Cr,60n,P36L10h1079.124103609705000610 7151NCr由[4]附表13-1查得，深沟球轴承的静载荷系数为 X00.6Y00.5 由[4]式（13-9）可求得当量静载荷为 P0X0FrY0Fa0.6540.50.5310.17479.385N 由[4]式（13-10）取S02.0，计算额定静载荷为 C0,rS0P02479.385958.77C0r 因为P1079.1240.049 22000CrFa0.57 Fr故由[4]图13-13查得f11,f20.95 代入[4]式（13-11）得轴承实际许用的最高转速为 nmaxf1f2nlim10.9570006650rminn 综合以上计算可知：所选轴承6010的额定动载荷、额定静载荷和极限转速均能满足使用要求，三者的安全余量都很大。

3. 联轴器选用 I轴上所需联轴器选用： 根据直径选择和工作要求，为了缓和冲击，减速器的输出轴应选用 弹性柱销联轴器。由[1]表14-1可知，取KA1.3,所以联轴器的计算 转矩 TcaKAT01.355.06571.5845Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，可查[1]表15-6，确定选 LX1型弹性柱销联轴器； 标记为：LX1联轴器 JB2438GB/T50142003 JB2438五 减速器的润滑和密封 1. 齿轮的润滑 根据v﹤12m/s，故可采用浸油润滑，选N150号工业齿轮油。按每传递1KW的功率需油量为0.35 ~0.7L来计算，所需润滑油的量为： 0.5×5.0=2.5L。 2. 轴承润滑 轴承采用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般为轴承内部空间容积 1/3—2/3。 3. 密封类型的选择 1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 毡圈 30JB/ZQ4606 毡圈 45JB/ZQ4606

2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶或水玻璃的方法实现密封。 3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油盘密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。 六 减速器箱体 1. 箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 箱体主要结构尺寸可根据[1]中图5-39和表5-1来确定。减速器主要附件（窥视孔盖、通气器、油标、放油螺塞、定位销、启盖螺钉等）的结构尺寸可参照[1]中的表5-9 ~表5-25确定。

七 参考文献 [1] 《机械设计课程设计》周海主编 2011年8月第1版，西安电子科技大学出版社。 [2] 《机械设计》西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，濮良贵、纪明刚主编，2001年6月第7版，高等教育出版社。 [3] 《机械原理》（第七版）孙桓、陈作模、葛文杰主编2010年12月第13次印刷，高等教育出版社。 [4] 《机械设计》陈东主编，钱瑞明、金京、杨铁牛副主编2010年7月第一次印刷，电子工业出版社