一级斜齿圆柱齿轮减速器通用模板

一、设计课题：设计带式输送机运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。

运输机连续工作，单 向运转载荷轻度震动，使用期限 8 年，每年 350 天，每天 8 小时，输送带运动 速度误差不超过 7%。

原始数据：运输带功率 P6（KW）运输带速度 V1.1（m/s）卷筒直径 D180（mm）设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（１号图纸）2. 轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）3. 设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动１、工作条件：使用年限 8 年，工作为一班工作制，载 荷平稳，环境清洁。

２、原始数据：输送带功率 P=6KW；带速 V=1.1m/s；滚筒直径 D=180mm；方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比 要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大 起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机2. 4.连轴器3.圆柱齿轮减速器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电 动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电 动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无 特殊要求的各种机械设备。

2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式：(1)Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw)由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000(KW)因此 Pd=FV/1000ηa (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：η 总=η1 2 ×η２ 3 ×η３×η5式中：η1、η2、η3、η5、分别为轴承、齿轮传动、联轴 器和卷筒的传动效率。

取 η１=0.98，η２＝0.97， η３＝０.９７，η5＝0.96则： η 总=0.97 2 ×0.98 3 ×0.97×0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000η 总=(5500×1.1)/(1000×0.82)=7.3(kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000∙V/（π∙D）=(60×1000×1.1)/（180∙π）=116.7 r/min根据手册Ｐ７表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～7。

机械设计课程设计说明书题目：一级圆柱斜齿轮减速器指导老师：孙文磊学生姓名：王孟奎学号：20112006014 所属院系：机械工程学院专业：机械工程及自动化(矿山机电)班级：机械119班完成日期：2014年01月18日新疆大学机械工程学院2014年01月目录第1章．拟定传动方案 (2)第2章．电动机的选择 (3)2.1 根据负载功率，选择电动机的功率 (3)2.2 确定电动机转速 (3)第3章．传动装置的运动和动力参数计算 (4)3.1 传动装置的总传动比和分配传动比 (4)3.2 传动装置的运动和动力参数 (4)第4章．传动零件的设计计算 (6)4.1 V带轮的设计 (6)4.2 齿轮传动的设计计算 (7)第5章．轴的设计计算 (12)5.1 从动轴（输出轴）的设计 (12)5.2 主动轴（输入轴）的设计 (16)第6章．滚动轴承的选择及其寿命计算 (19)第7章．键的选择和计算 (21)第8章．联轴器的选择 (22)第9章．润滑与密封 (23)第10章．箱体主要结构计算 (24)第11章．小结 (26)参考文献 (27)第1章.拟定传动方案用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器(1)(2)(3) (4)2.1)2)3)4)3.1)2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

表1-1 运动带的工作参数第2章 电动机的选择2.1 根据负载功率，选择电动机的功率查表2-5知：η1表示联轴器的功率损耗为0.99；η2表示轴承的功率损失为0.99；η3表示齿轮的功率损失为0.97 ；Vη表示V 带轮的功率损耗为0.96；4η表示滚筒的功率损耗为0.96总功率损失131112314vηηηηηη=⨯⨯⨯⨯∑＝30.960.990.970.990.96⨯⨯⨯⨯ ＝0.859电动机工作时所需要的最小功率为1300 1.55p =2.346100010000.859d FV KW η⨯==⨯⨯因载荷平稳，根据Y 系列电动机技术数据知，选电动机额定功率为3KW 。

. 3 .4 . .6 ..7V .10 ..15 . ..18 .. . .27 29 31 32 33 (33)1一、设计课题：设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。

运输机连续工作，单向运行载荷变化不大，空载启动。

减速器小批量生产，使用限期 10 年，一班制工作，卷筒不包含其轴承效率为96% ，运输带同意速度偏差为5% 。

原始数据1编号运输带拉力 F1500（N）运输带速度 V1.1（m/s）卷筒直径 D220（mm）设计任务要求：1.减速器装置图纸一张（ A1 图纸）2.轴、传动部件图纸各一张（３号图纸）3.设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案制定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（ 1）已知条件：1.工作环境：一般条件，通风优秀；2.载荷特征：工作安稳、单向运行；3.使用限期： 8 年，大修期 3 年，单班工作；4.卷筒效率：η=0.96 ；5.运输带同意速度偏差：± 5%；6.生产规模：一般规模厂中小批量生产。

（２）、原始数据：滚筒圆周力 F=1500N；带速 V=1.1m/s ；滚筒直径 D=220mm；方案制定：采纳Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可知足传动比要求，同时因为带传动拥有优秀的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，构造简单，成本低，使用保护方便。

1. 电动机2.V 带传动3. 圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、电动机种类和构造的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全关闭自扇冷电动机，其构造简单，工作靠谱，价钱低廉，保护方便，合用于不易燃，不易爆，无腐化性气体和无特别要求的机械。

2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（ 1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(kw)由式 (2)：ＰＷ＝Ｆ V/1000(KW)所以P d=FV/1000 η a(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：η总=η１×η２３× η３×η４×η5式中：η1、η 2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。

机械设计课程设计任务书一、设计题目带式运输机的减速传动装置设计二、具体要求⑴原始数据：传动带鼓轮转速n=175 r/min鼓轮轴输入功率P=4.5KW使用年限６年三、传动方案1．传动方案的分析及论证原理图如下图所示，该传动方案是常见的减速方案，高速级采用三角带轮传动，低速级采用一级圆柱齿轮减速器，该传动方案传递效率高，结构紧凑，制造简单，通用性好，承载能力强，具有过载保护能力，价格便宜，标准化程度高，能大幅降低成本。

V带有缓冲吸振作用，能在振动环境中工作，能减小振动对工作机及减速器带来的影响，减速器部分为闭式传动，传递效率高，不受环境灰尘影响。

2．电动机选择工作条件场合有三相电源，采用Y 系列三相交流异步电动机， 计算工作机所需功率：4.5w p KW =工作机所需转速：175/min n R =计算传动装置总效率：η23421ηηηηη=∙∙V 带传动效率 10.96η=齿轮传动效率 20.97η=联轴器效率 30.99η=轴承效率 40.99η=所以 0.9035η=电动机的输出功率：P d4.5 4.980.9035W d Kw P P η==≈取 5.5d KW P =选择电动机为Y132S －4型 （见［2］表20-1） 技术数据：额定功率：5.5（K w ）额定转速：1440 （min r ）3. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算3.1 总传动比和各级传动比分配：1214408.229175m w n i i i n ====总 其中：2i 为齿轮传动比， 1i 为V 带传动比，取：122.5, 3.29i i ==；3.2 各轴传动装置的运动和动力参数1）高速轴：1231 5.175d P P kW ηηη==；1576/min n r = ；111 5.1759550955085.8576P T N m n ===； 2）低速轴：2231 4.97P P kW ηη==；21/4.8175/min n n r == ；222 4.9795509550271.2175P T N m n ===； 4. V 带传动的设计1 确定计算功率 ca P由书表8-7得： 1.1a K = 故 5.5 1.1 6.05A ca P K P Kw ==⨯= 2 选V 带带型根据 6.05ca P Kw =，1440minr n = 由〔1〕图8-11得：选择SPA 型带3 确定带轮基准直径d d 并验算带速v1）由〔1〕表8-6 8-8 取小带轮基准直径1100d d mm =2）验算带速v ：113.1410014407.54/601000601000d d n v m s π⨯⨯===⨯⨯ 因为530m m v s s << 所以合适3）根据〔1〕8-15a 得：21250d d d d i mm =⨯= 由〔1〕表8-8 ，确定为250mm4 确定V 带中心距a 和基准长度d L据式 120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+0(245,700)a mm ∈ 取0600a mm =由〔1〕式8-22，计算所需基准长度22100120()2()1758.824d d d d d d d L a d d mm a π-≈+++= 选取基准长度1800d L mm =按〔1〕式8-23，计算实际中心距0018001758.8600620.5622d d L L a a mm --≈+=+= 变动范围min 0.015593.56d a a L mm =-=max 0.03674.56d a a L mm =+=5 验算小带轮的包角2157.3180()166.190d d d d aα︒≈︒--=︒≥︒ 6 计算带的根数1）计算单根r P 由1100d d mm =和1440min rn =根据〔1〕表8-4a 得0 1.93P Kw = 根据1440min r n =， 2.5i =，SPA 型带，由〔1〕表8-4b 得00.4P Kw ∆= 〔1〕表8-5得：0.95K α=，表8-2得：0.95L K = r 00P () 2.1L P P K K Kw α⨯=+∆⨯=2） V 带根数 r2.34P ca P Z ==根 取Z ＝3 7 计算单根V 带的初拉力的最小值根据〔1〕表8-3 SPA 型带取0.12kg q m =所以20min 500(2.5)()331.43ca K P F qv N K Zvαα⨯-=+= 8 计算压轴力p F1min 0min ()2()sin 1340.692p F Z F N α==5.齿轮传动设计(斜齿传动）5.1 选精度等级、材料及齿数1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 小齿轮材料：45钢调质 HBS 1=280接触疲劳强度极限6001lim =H σMPa （由[1]P207图10-21d ） 弯曲疲劳强度极限1550FE σ= Mpa （由[1]P204图10-20c ） 大齿轮材料：45号钢正火 HBS 2=240接触疲劳强度极限5502lim =H σ MPa （由[1]P206图10-21c ） 弯曲疲劳强度极限3802=FE σ Mpa （由[1]P204图10-20b ）2）精度等级选用7级精度3）初选小齿轮齿数121Z =大齿轮齿数Z 2 =Z 1'h i ⋅=21×3.29=69.1 取 704）初选螺旋角15t β=︒按齿面接触强度设计计算公式： []321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅≥H H E d t t Z Z u u T K d σεφα （由[1]P216式10-21） 1）确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数6.1=t K小齿轮传递的转矩185799.6T T I ==N ·mm齿宽系数0.1=d φ （由[1]P201表10-7）材料的弹性影响系数 8.189=E Z Mpa 1/2 （由[1]P198表10-6） 区域系数 2.42H Z = （由[1]P215图10-30） 78.01=αε，20.88αε= （由[1]P214图10-26） 12 1.66αααεεε=+=应力循环次数1160605761(283006)h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯89.9510=⨯9812 1.310 3.02103.29hN N i ⨯===⨯ 接触疲劳寿命系数10.93HN K =20.94HN K =（由[1]P203图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数1=H S1lim110.93600[]5641HN H H K MPa S σσ⋅⨯=== 2lim220.94550[]5171HN H H K MPa S σσ⋅⨯=== ∴ 取[]517H Mpa σ=1．计算（1）试算小齿轮分度圆直径t d 1321)][(12HE H d t t Z Z T K d σεφα⋅⋅+⋅≥I μμ==55.44mm（2）计算圆周速度155.44576601000601000t d nv ππ⨯⨯===⨯⨯ 1.67mm/s（3）计算齿宽b 及模数m nt1 1.055.4455.44d t b d φ=⋅=⨯= mm11cos 55.44cos14 2.54924t nt d m Z β⋅⨯︒=== 2.25 2.25 2.549 5.735nt h m mm ==⨯=b/h=9.66﹙4﹚计算纵向重合度εβεβ=2.0932（5）计算载荷系数 βαH H V A H K K K K K ⋅⋅⋅=① 使用系数A K<由[1] P190表10-2> 根据电动机驱动得0.1=A K ② 动载系数V K<由[1] P192表10-8> 根据v=1.67m/s 、7级精度 1③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数βH K<由[1]P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为对称布置、7级精度、d φ=1.0、55.44b = mm ，得b K d d H ⨯⨯+++=-3221023.0)6.01(18.012.1φφβ=1.42④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数βF K <由[1]P195图10-13> 根据b/h=9.66、42.1=βH K 42.1=βF K⑤ 齿向载荷分配系数αH K 、αF K<由[1]P193表10-3> 假设mm N b F K t A /100/〈⋅，根据7级精度，软齿面传动，得45.1==ααF H K K∴βαH H V A H K K K K K ⋅⋅⋅==2.267（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d<由[1]P200式(10-10a)>1155.4462.24d d ==mm（7）计算模数n m211cos 62.24cos 14 2.7721n d m z β⨯⨯=== 三 按齿根弯曲强度设计 <由[1]P198式(10-5)>3max212][cos 2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅⋅≥I F Sa Fa d n Y Y Z Y KT m σεφβαβ 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K2.26A V F F K K K K K αβ=⋅⋅⋅=（2）螺旋角影响系数βY<由[1]P215图10-28> 根据纵向重合系数 2.0932=βε，得 =βY 0.91（3）弯曲疲劳系数K FN<由[1]P202图10-18> 得86.01=FN K 20.87FN K =（4）计算弯曲疲劳许用应力F ][σ取弯曲疲劳安全系数S=1.2<由[1]P202式(10-12)>得111[]358.33FN FE F K MPa S σσ⋅== 222[]275.5FN FE F K MPa Sσσ⋅==（5）计算当量齿数Z V11332123.3cos cos 14V Z Z β===︒取2422337077.67cos cos 14V Z Z β===︒取78（6）查取齿型系数Y Fα应力校正系数Y S α <由[1]P197表10-5> 得57.21=Fa Y 16.22=Fa Y1 1.59Sa Y =2 1.82Sa Y =（7）计算大小齿轮的Y Y Fa Sa F⋅[]σ并加以比较 1110.014254[]Fa Sa F Y Y σ⋅= 2220.014269[]Fa Sa F Y Y σ⋅= 比较111][F Sa Fa Y Y σ⋅<222][F Sa Fa Y Y σ 所以大齿轮的数值大，故取0.014269。