武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书
目 录
1.设计任务书·························3
2.传动方案设计·······················3
3.电动机的选择计算···················4
4.齿轮传动的设计计算·················6
5.轴的设计计算及联轴器的选择·········10
6.键连接的选择计算···················15
7.滚动轴承的校核·····················15
8.润滑和密封方式的选择···············17
9.箱体及附件的结构设计和计算·········17
10.设计小结···························19
11.参考资料························20
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1．减速器的设计任务书
1．1设计目的：
设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。
1．2工作条件及要求：
用于铸工车间运型砂，单班制工作（8小时工作制），有轻微振动，使用寿命为10年，轴承寿命为3年。带式运输机的工作数据如下：
2．传动方案设计
根据已知条件可计算出卷筒的转速为
nw?
V?60?10002.9?60?1000
??251.88r/min
??D??200
若选用同步转速为1000r/min或750r/min的电动机则可估算出传动装置的总传动比为5.5或4.0，考虑减速器的工作条件和要求，暂选下图所示传动方案，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。
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3．电动机的选择计算
3．1电动机的选择
3．1．1电动机类型的选择
根据动力源和工作要求，选Y系列三相异步电动机。
3．1．2电动机功率Pe的选择
工作机所需有效功率 。PW?FV1000?2.9??2.9KW 10001000
P由传动示意图可知：电动机所需有效功率P?WKW d?
式中，?为传动装置的总效率 ???1??2??3??4????n=0.886 。
设?1，?2，?3，?4分别为弹性连轴器（2个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、滚
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动轴承（2对）、运输机卷筒的效率。查表得?1?0.99，?2?0.97，?3?0.99，?4?0.96，则传动装置的总效率???12??2??3??4?0.992?0.97?0.992?0.96?0.886 电动机所需有效功率 Pd?3Pw
??2.9?3.27KW。 0.886
查表选取电动机的额定功率Pe为 4KW。
3．1．3电动机转速的选择
工作机所需转速 nw?V?60?10002.9?60?1000??251.88r/min。 ??D??200
查表2-3知总传动比 i =3～5。
则电动机的满载转速。nw=nm x i+251.88x(3~5)=(755.64~1259.4)r/min
查表选取满载转速为 nm=960r/min同步转速为1000r/min的Y200L-8型电动机，则传动装置的总传动比i?nm960??3.81，且查得电动机的数据及总传动比如下：
nw251.88
3．2传动比的分配
由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值 i=3.81
3．3传动装置的运动和动力参数计算
3．3．1各轴的转速计算
由传动示意图可知, 轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的转速：
n1?nm?960r/min
n1960??251.97r/min i3.81
n3?n2?251.97r/minn2?
3．3．2各轴的输入功率计算
因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率Pd计算。
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轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入功率：
P1?Pd??1?3.27?0.99?3.24KW
P2?P1??2??3?3.24?0.97?0.99?2.83KW P3?P2??1??3?2.83?0.99?0.99?2.77KW
3．3．3各轴的输入转矩计算
轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入转矩：
T1=9550P1\n1=32.23
T2=9550 P2\n2=107.26
T3=9550 p3\n3=104.99
以供查询。
4．齿轮传动的设计计算
如传动示意图所示：齿轮Ⅰ和Ⅱ的已知数据如下表：
4．1选择齿轮精度
按照工作要求确定齿轮精度为8级。
单级斜齿圆柱齿轮减速器设计.doc下载
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4．2选择齿轮材料
考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得Ⅰ（小）、Ⅱ（大）齿轮的选材，及相应数据如下：
由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。
4．3许用应力计算
齿轮Ⅰ、Ⅱ的循环次数（使用寿命为10年）为：
N1?60?n2?a?t?60?960?10?300?8?1.38?109
N2?60?n3?a?t?60?219.745?10?300?8?3.16?108
查图得YN1?YN2?1,ZN1?1,ZN2?1.1,
设mn?5mm取YST?1,YX1?YX2?1,SFmin?1.4,SHmin?1.1,ZW?1（两轮均为软齿面）可求得：
?HP1?
?HP2??Hlim1SHminZN1ZW?565?1?1?481.83MPa 1.1621.5?1?1?565MPa1.1?Hlim2
SHminZN2ZW?
4．4按接触疲劳强度进行设计
4．4．1小齿轮的名义转矩
T1?32.23N?M
4．4．2选取各系数并列表
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4．4．3初定齿轮的参数
Z1?20,Z2?i?Z1?3.81?20?76.2 ，取Z2=77 u?77?3.85,??15?
20
4．4．4初算分度圆直径并确定模数和螺旋角β
因两齿轮均为钢制，故ZE?189.8MPa，则
2d??Z??
?KT1?u?
1??1?
??????
HP2d?u??
2
???0.85?1.7?32.23?3.85?1?
?565??1.0??3.85???40.608mm
d2?u?d1?3.85?40.608?156.342mm
a?d1?d240
2?.608?156.342
2?98.475mm
所以 a取圆整值为 a?100mm；
2acos?2?100?COS15?
法向模数：mn?Z??1.99mm，
1?Z220?77
圆整为标准值mn?2mm。
调整螺旋角：??arccosmn(Z1?Z2)
2a?arccos2?(20?77)
2?100?14.069??14?4'12"
4．4．5计算齿轮的几何尺寸
螺旋角??14?4'12"， 法向模数mn?2mm，
齿数Z1?20,Z2?77， 中心距a?100mm.
dmnZ1
1??2?20?41.237mm,
分度圆直径：cos?cos14?4'12"
dmZ
n22?102
2?cos??cos14?4'12"?158.762mm
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齿顶圆直径：da1?d1?2mn?41.237?2?2?45.237mm,
da2?d2?2mn?158.762?2?2?162.762mm
齿根圆直径：df1?d1?2.5mn?41.237?2.5?2?53.793mm,
d?d2.5m762?2.5?2?157.762mm f22?n?162.
齿宽：b2??dd1?1.0?41.237?41.237，取b2?41.237mm
b 1?b2?(5~10)?46.237~51.237mm,取b1?46.237mm
4．4．6计算齿轮的圆周速度
齿轮实际传动比 i=77/20=3.85 ，相对误差百分比为 （3.85-3.81）/3.85=1.05%<5%
符合精度要求。
4．4．8齿轮的受力分析
齿轮Ⅰ，Ⅱ的受力情况如下图所示：
各力的大小分别为：
圆周力：Ft1?2000T1
d?2000?32.23?1563.159N
141.237
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2000T22000?107.26??1351.205N d2158.762
tan?ntan20?
径向力：Fr1?Ft1?1563.159??586.537N ?cos?cos144'12"
tan?ntan20?
Fr2?Ft2?1351.205??507.007N ?cos?cos144'12"
轴向力：Fa1?Ft1tan??1563.159?tan14?4'12"?391.739N
Fa2?Ft2tan??1351.205?tan14?4'412"?352.189N
5．轴的设计计算及联轴器的选择
5．1选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢。查表知?B?650MPa。
5．2初算轴径
轴Ⅰ的轴径即为电动机外伸轴直径D?38mm
高速轴（与齿轮Ⅰ配合）： 查表取C=110并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径： dmin1?1.10?CP12?1.10?110?3.24?17.820mm 960
低速轴（与齿轮Ⅱ配合）： 查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径dmin2?1.10?CP23?1.10?110?2.83?26.605mm 251.97
轴Ⅲ：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径
dmin3?1.05?CP44?1.05?110?2.77?25.215mm 251.97
5．3联轴器的选择
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由电动机外伸轴径D?38mm及传动要求，公称转矩Tn?T1?T2，查表选取LT7弹性套柱销联轴器YA38?82GB4323?2002，故取轴Ⅰ与联轴器连接的轴径为30mm。 YC32?82
因为轴Ⅱ与轴Ⅲ的最小轴径分别为dmin2?25.395mm,dmin3?25.226mm并考虑传动要求，公称转矩Tn?T3?T4，查表选取凸缘联轴器YL10YA32?82GB5843?86，故轴ⅡYC32?82
与联轴器连接的的轴径为32mm，轴Ⅲ与联轴器连接的的轴径为32mm。
5．4轴承的选择
根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：
5．5齿轮的结构设计
5．5．1大齿轮
因为齿顶圆直径：da2?162.762mm?200mm，为了减轻重量和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用实心式齿轮结构，且取与轴连接处的直径为50mm。
5．5．2小齿轮
因为齿顶圆直径：da1?45.123mm?100mm,故作成齿轮轴形式。
5．6轴的设计计算
5．6．1轴径和轴长的设计
高速轴:
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D1=32mm D2=40mm D3=45mm D4=55mm D5=41.237mm D6=55mm D7=45mm L1=80mm L2=58mm L3=17mm L4=15mm L5=46.237mm L6=15mm L7=17mm 低速轴：
D1=32mm D2=40mm D3=50mm D4=50mm D5=60mm D6=52mmD7=50mm L1=80mm L2=49mm L3=37mm L4=35mm L5=5mm L6=13mm L7=17mm
5.6.2低速轴的校核
（1）受力分析：
低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分“7）”）。
各力的大小分别为：
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圆周力：FT2
d?2000?107.26
t2?2000?1351.205N 2158.762
径向力：Ftan?ntan20?
r2?Ft2cos??1351.205?cos14?4'12"?507.007N
轴向力：Fa2?Ft2tan??1351.205?tan14?4'412"?352.189N
水平面的受力和弯矩图
垂直面的受力和弯矩图
合成弯矩图
转矩图
当量弯矩图
（2）轴承的支反力：
水平面上的支反力：FRA?FFt21537
RB?2?.205
2?675.603N
垂直面上的支反力：
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'FRA?[(?Fa2d2/2)?FR2?48.59]/97.18????352.189?158.762/2??507.007?48.12?/96.24??36.990N'FRB?[(Fa2d2/2)?FR2?48.59]/97.18???352.189?158.762/2??507.007?48.12?/96.24?543.997N
（3）画弯矩图：
剖面C处水平面的弯矩：MC?48.12FRA?10?3?32.510N?m
垂直面上的弯矩：M'C1?4812F'RA?10?3??1.780N?m
M;C2?(48.12FRA?Fa2d2/2)?10?26.177N?m
2'?3 合成弯矩：2'MC1?MC?MC32.5102?1.7802?32.559N?m1?
2'MC2?MC?MC32.5102?26.1772?41.739N?m2?2
（4）画转矩图T2?107.26N?m
（5）画当量弯矩图：
因单向回转，视转矩为脉动循环。已知?B?650MPa,查表得
[??1]b?59MPa,[?0]b?98MPa，则??[??1]b/[?0]b?0.602
剖面C处的当量弯矩
（6）判断危险剖面并验算强度：
① 剖面D当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面D为危险剖面。已知
22M'C1?MC1?(?T2)?Mc1?72.315N?m 2MC2?M'2C2?(?T2)?41.739?(0.602?107.26)?76.886N?m22'Me?MC2?72.886N?m,
[??1]b?59.0MPa
Me76.886?109
?e???6.15MPa?[??1]b 0.1d30.1?503
② 剖面C处的直径最小，顾该剖面也为危险剖面
MD?(?T)2??T?0.602?107.26?64.571MPa
Me64.569?109
?e???19.706MPa?[??1]b330.1d0.1?32
所以其强度足够。
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6.键连接的选择计算
各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得
[?p]?100~120MPa
电动机处的键是查表所得，故无须校核。
低速轴联轴器处选键C10×70 GB1096-2003，其挤压强度为 ?p?4T2
dhl?4?107.26?1000
32?8?70?23.94MPa?[?p]
低速轴齿轮处选键A16×32 GB1096-79，其挤压强度为
?p?4T2
dhl?4?107.26?1000
50?10?32?26.815MPa?[?p]
所以各键强度足够.
7.滚动轴承的校核
在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：
低速轴轴承的校核
7.1轴的受力状况及轴承载荷计算
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水平面上的支反力：FRA?FFt2
RB?2?1357.205
2?675.603N
垂直面上的支反力：F'
RA?[(?Fa2d2/2)?FR2?48.12]/96.24??36.990N
F' RB?[(Fa2d2/2)?FR2?48.12]/96.24?543.97N
F2F'22
轴承所承受的径向载荷R1?FRA?RA?675.603?36.9902?676.615N
F2'222
R2?FRB?FRB?675.603?543.997?867.394N
轴向外载荷FA?352.189N
轴承的转速n=251.97r/min
单班制工作，预期寿命3年，则 L?3?300?8?7200h
7.2求当量动载荷
按图，轴承Ⅰ未承受轴向载荷，故P1?fpFR1?1.2?676.615?811.938N 轴承Ⅱ受轴向载荷FA2?FA；FA2/C0r?286.007/20500?0.014，查表取e?0.19,FA2/FR2?352.189/867.594?0.406?e?0.19，
查表取X?0.56,Y?2.3
P2?fp(XFR2?YFA2)?1.2?(0.56?867.394?2.3?252.189)?1556.304?P1 故仅计算轴承Ⅱ的寿命即可。
7.3求轴承的寿命
L106Cr?106315003
h?(P)?)?0.548?106
60nh?L
260?251.971556.304
实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。
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8.润滑和密封方式的选择
8.1齿轮润滑剂的选择
因是闭式齿轮传动，且齿轮选用 45钢，调质处理，其硬度
HB2?180HBS?HB1?220HBS?280HBS, 且节圆处：v?2.077m/s?2m/s 所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为 a×b×c=5mm×8mm×5mm。 查表，选择润滑油的黏度为118，选择油的代号为AN150全损耗系统用油GB443-1989
8.2齿轮的润滑方式
因为v?2.057m/s?2m/s故采用油池浸润润滑。
8.3轴承的润滑
采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。
8.4密封方式的确定
根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽
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