二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计说明书是什么？

导读：" 二级斜齿圆柱齿轮减速器是一种常用的机械传动装置，用于降低转速并增加扭矩。在工程设计中，对于二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计和选择是非常重要的。下面是关于二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计说明书。一、设计要求1.1转速比要求1.2扭矩传递要求1.3效率要求"

　　二级斜齿圆柱齿轮减速器是一种常用的机械传动装置，用于降低转速并增加扭矩。

　　在工程设计中，对于二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计和选择是非常重要的。

　　下面是关于二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计说明书。

一、设计要求

1.1转速比要求

1.2扭矩传递要求

1.3效率要求

1.4使用寿命要求

二、设计方案

2.1齿轮材料的选择

2.2齿轮的模数和齿数的确定

2.3齿轮的强度计算

2.4齿轮的几何设计

2.5轴的设计和选择

2.6箱体的设计和选择

三、制造和组装

3.1齿轮的加工工艺

3.2齿轮的热处理

3.3齿轮的精加工

3.4轴的制造和加工

3.5箱体的制造和加工

3.6齿轮减速器的组装和调试

四、测试和验证

4.1齿轮减速器的静态试验

4.2齿轮减速器的动态试验

4.3齿轮减速器的使用寿命试验

五、优化和改进

5.1齿轮材料的优化选择

5.2齿轮的优化设计

5.3制造工艺的优化

5.4齿轮减速器的结构改进

六、安全和维护

6.1安全操作要求

6.2齿轮减速器的维护保养

　　通过以上的设计说明书，我们可以对二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计、制造、测试和优化等方面进行全面的了解和掌握。这将有助于我们在实际工程设计中选择合适的二级斜齿圆柱齿轮减速器，满足实际的工程需求。

二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计的说明书

机械设计课程设计

说明书

学院：西安交通大学机械学院

专业：机械设计制造及其自动化

班级：机设0602

姓名：XXX

教师：XXX

目录

一、设计数据及要求2

1.工作机有效功率2

2.查各零件传动效率值2

3.电动机输出功率3

4.工作机转速3

5.选择电动机3

6.理论总传动比3

7.传动比分配3

8.各轴转速4

9.各轴输入功率：4

10.电机输出转矩：4

11.各轴差岁的转矩4

12.误差5

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级5

四、齿轮传动校核计算5

（一）、高速级5

（二）、低速级9

五、初算轴径13

六、校核轴及键的强度和轴承寿命：14

（一）、中间轴14

（二）、输入轴20

（三）、输出轴24

七、选择联轴器28

八、润滑方式28

九、减速器附件：29

十一、参考文献29

一、设计数据及要求

F=2500Nd=260mmv=1.0m/s

　　机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；

　　机器载荷特性：平稳；机器的最短工作年限：五年二班；

二、确定各轴功率、转矩及电机型号

1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值

联轴器（弹性），轴承，齿轮滚筒

故：

3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围：取虚仔睁1000

5.选择电动机

选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw

电动机外形尺寸

中心高H外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径

K轴伸尺寸

D×E建联接部分尺寸

F×CD

132

216×1401238×8010×8

6.理论总传动比

7.传动比分配

故，

8.各轴转速

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数

轴名功率P/

Kw转矩T/

Nmm转速n/

r/min传动比i效率η/

%

电机轴2.94029246.875960199

Ⅰ轴2.910628954.4069604.26396

Ⅱ轴2.7950118949.432225.403.06696

Ⅲ轴2.6840348963.91173.46

Ⅳ轴2.6306345474.27273.46198

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级

　　考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。

　　选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算

（一）、高速级

1．传动主要尺寸

因戚绝为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和

　　尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选=19,则

　　式中：——大齿轮数；

　　——高速级齿轮传动比。

　　（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数。

　　（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.72

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

　　（5）初取齿轮载荷系数=1.3。

（6）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.79，=2.20

由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.56，=1.78

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：

由参考文献[1]P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

　　和。

　　由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

　　式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

　　——齿轮工作时间。

由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2．计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1]P130表8.3查得使用

　　由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；

　　由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；

由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2）对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为

　　（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为105mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm

取，

　　式中：——小齿轮齿厚；

　　——大齿轮齿厚。

3．校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1]P135公式8.7

式中各参数：

　　（1）齿数比。

　　（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。

　　（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。

（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力

式中：——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146

图8.28（）分别查得，

　　；

　　——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；

　　——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。故

　　满足齿面接触疲劳强度。

（二）、低速级

1．传动主要尺寸

　　因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选=23,则

　　式中：——大齿轮数；

　　——低速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1]P144表8.6，选取齿宽系数

　　（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1]P140图8.21取重合度系数=0.71

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

　　（5）初取齿轮载荷系数=1.3。

（6）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1]P130图8.19查得齿形系数=2.65，=2.28

由参考文献[1]P130图8.20查得应力修正系数=1.57，=1.76

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1]P147公式8.29算得：

由参考文献[1]P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

　　和。

　　由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数=1.25。

小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

　　式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

　　——齿轮工作时间。

由参考文献[1]P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2.计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1]P130表8.3查得使用

　　由参考文献[1]P131图8.7查得动载系数；

　　由参考文献[1]P132图8.11查得齿向载荷分布系数；

由参考文献[1]P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2）对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1]P124按表8.1，圆整为

　　（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为145mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm

取，

　　式中：——小齿轮齿厚；

　　——大齿轮齿厚。

3.校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1]P135公式8.7

式中各参数：

　　（1）齿数比。

　　（2）由参考文献[1]P136表8.5查得弹性系数。

　　（3）由参考文献[1]P136图8.14查得节点区域系数。

（4）由参考文献[1]P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1]P145公式8.26计算许用接触应力

式中：——接触疲劳极限，由参考文献[1]P146

图8.28（）分别查得，

　　；

　　——寿命系数，由参考文献[1]P147图8.29查得，；

　　——安全系数，由参考文献[1]P147表8.7查得。故

　　满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径

由参考文献[1]P193公式10.2可得：

　　齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。

　　中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取

　　输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。

式中：——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命：

（一）、中间轴

1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

　　式中：——齿轮所受的圆周力，N；

　　——齿轮所受的径向力，N；

　　——齿轮所受的轴向力，N；

2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

　　式中：——齿轮所受的圆周力，N；

　　——齿轮所受的径向力，N；

　　——齿轮所受的轴向力，N；

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：

5.计算轴承支反力：

竖直方向，轴承1

轴承2

　　水平方向，轴承1，与所设方向相反。

　　轴承2，与所设方向相反。

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

6.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

　　故a-a剖面右侧为危险截面。

7.计算应力

　　初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。

由

　　，故齿轮3可与轴分离。

又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限=650MPa

弯曲疲劳极限=300MPa

扭转疲劳极限=155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

9．校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

10.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

故轴承1的轴向力，

轴承2的轴向力

由由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

　　根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（二）、输入轴

1.计算齿轮上的作用力

　　由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1，轴承2，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

　　危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限=650MPa

弯曲疲劳极限=300MPa

扭转疲劳极限=155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

　　联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=8×7，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm

联轴器处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

故轴承1的轴向力，

轴承2的轴向力

由由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

　　根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（三）、输出轴

1.计算齿轮上的作用力

　　由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1，轴承2，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

　　危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

　　初定齿轮4的轴径为=44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=28mm。

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限=650MPa

弯曲疲劳极限=300MPa

扭转疲劳极限=155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

　　联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm

联轴器处键连接的挤压应力

　　齿轮选用双键连接，180度对称分布。

齿轮处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

轴承1的轴向力

故轴承2的轴向力

由由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

　　根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

七、选择联轴器

　　由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。

八、润滑方式

　　由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。

　　考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。

　　润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。

　　轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。

　　牌号为ZL——2H。

　　由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。

　　所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九、减速器附件：

　　1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。

　　盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。

　　盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。

　　由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。

　　考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。

　　考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。

　　2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。

　　故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。

　　由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。

　　3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。

　　为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。

　　考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。

　　4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。

　　5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。

　　吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。

　　考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。

　　6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。

　　定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。

　　圆锥销型号选用GB117-86A6×35。

　　7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。

　　因此联接结合较紧，不易分开。

　　为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。

　　取其规格为M10×22。

　　其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。

十一、参考文献

1陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006

2王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005

3陈铁鸣,王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003

4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004

5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003

6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

圆柱斜齿轮 二级减速器设计

一、设计题目：二级斜齿轮减速器

　　1．要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。

　　2．工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用6年，运输带允许误差5%。

3．知条件：运输带卷筒转速，

减速箱输出轴功率马力，

二、传动装置总体设计：

　　1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

　　2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

　　3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

三、选择电机

1.计算电机所需功率：查手册第3页表1-7：

－带传动效率：0.96

－每对轴承传动效率：0.99

－圆柱齿轮的传动效率：0.96

－联轴器的传动效率：0.993

—卷筒的传动效率：0.96

说明：

－电机至工作机之间的传动装置的总效率：

2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=2.5

二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围悔伏是：

符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000

根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：

方案电动机型号额定功率同步转速

r/min额定转速

r/min重量总传动比

1Y112M-24KW3000289045Kg152.11

2Y112M-44KW1500144043Kg75.79

3Y132M1-64KW100096073Kg50.53

4Y160M1-84KW750720118Kg37.89

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：

额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB

496010007321638801033132515280

四确定传动装置的总传动比和分配传动比：

总传动比：

分配传动比：取则

取经计算

　　注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。

五计算传动装置的运动和动力参数：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、悔纳4轴

　　——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

1.各轴转速：

2各轴输入功率：

3各轴输入转矩：

运动和动力参数结果如下表：

轴名功率PKW转矩TNm转速r/min

输入输出输入输出

电动机轴3.6736.5960

1轴3.523.48106.9105.8314.86

2轴3.213.18470.3465.668

3轴3.053.021591.51559.619.1

4轴32.971575.61512.619.1

六设计V带和带轮：

1.设计V带

①确定V带型号

查课本表13-6得：则

　　根据=4.4,=960r/min,由课本图13-5，选择A型V带，取。

　　查课本第206页表13-7取。

　　为带传动的滑动率。

　　②验算带速：带速在范围内，合适。

③取V带基准长度和中心距a：

　　初步选取中心距a：，取。

　　由课本第195页式（13-2）得：查课本第202页表13-2取。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。

　　④验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。

⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：

　　查课本第203页表13-3由内插值法得。

EF=0.1

=1.37 0.1=1.38

EF=0.08

　　查课本第202页表13-2得。

　　查课本第204页表碧前携13-5由内插值法得。=163.0EF=0.009

=0.95 0.009=0.959

则

　　取根。

⑥求作用在带轮轴上的压力：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：

作用在轴上压力：

　　。

七齿轮的设计：

1高速级大小齿轮的设计：

　　①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。

　　②查课本第166页表11-7得：。

　　查课本第165页表11-4得：。

　　故。

　　查课本第168页表11-10C图得：。

　　故。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数计算中心距：由课本第165页式11-5得：

考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取

则取

实际传动比：

　　传动比误差：。

齿宽：取

高速级大齿轮：高速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：

查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽计算：

　　所以安全。

⑤齿轮的圆周速度：

　　查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

2低速级大小齿轮的设计：

　　①材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。

　　低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。

　　②查课本第166页表11-7得：。

　　查课本第165页表11-4得：。

　　故。

　　查课本第168页表11-10C图得：。

　　故。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数

计算中心距：由课本第165页式11-5得：

取则取

计算传动比误差：合适

齿宽：则取

低速级大齿轮：

低速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽计算：

　　安全。

⑤齿轮的圆周速度：

　　查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

八减速器机体结构尺寸如下：

名称符号计算公式结果

箱座厚度

10

箱盖厚度

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册6

轴承旁联结螺栓直径

M12

盖与座联结螺栓直径

=（0.50.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.40.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.30.4）

8

定位销直径

=（0.70.8）

8

，，至外箱壁的距离

查手册表11—234

22

18

，至凸缘边缘距离

查手册表11—228

16

外箱壁至轴承端面距离

= （510）

50

大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内箱壁距离

>

10

箱盖，箱座肋厚

9

8.5

轴承端盖外径

（55.5）

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

九轴的设计：

1高速轴设计：

　　①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。

　　②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1-16取。L1=1.75d1-3=60。

　　因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取，L2=m e l 5=28 9 16 5=58。

　　段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6009轴承。

　　L3=B 2=16 10 2=28。

　　段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。

装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：

查手册51页表4-1得：

　　得：e=5.9＜6.25。

　　段装配轴承所以L6=L3=28。

2校核该轴和轴承：L1=73L2=211L3=96

作用在齿轮上的圆周力为：

径向力为

作用在轴1带轮上的外力：

求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：

由得

N

N

求并绘制水平面弯矩图：

求F在支点产生的反力：

求并绘制F力产生的弯矩图：

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图：

　　考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

　　因为，所以该轴是安全的。

3轴承寿命校核：

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

按最不利考虑，则有：

　　则因此所该轴承符合要求。

4弯矩及轴的受力分析图如下：

5键的设计与校核:

根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：,

采用A型普通键:

键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50得查课本155页表10-10所选键为：

中间轴的设计：

　　①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。

②根据课本第230页式14-2得：

　　段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B =18 10 10 2=40。

　　装配低速级小齿轮，且取，L2=128，因为要比齿轮孔长度少。

　　段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3==10。

　　装配高速级大齿轮，取L4=84-2=82。

　　段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B 3 =18 10 10 2=43。

③校核该轴和轴承：L1=74L2=117L3=94

作用在2、3齿轮上的圆周力：

N

径向力：

求垂直面的支反力

计算垂直弯矩：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：

n-n截面:

m-m截面:

　　由于，所以该轴是安全的。

轴承寿命校核：

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

　　则，轴承使用寿命在年范围内，因此所该轴承符合要求。

④弯矩及轴的受力分析图如下：

⑤键的设计与校核：

已知参考教材表10-11，由于所以取

　　因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得

L=128-18=110取键长为110.L=82-12=70取键长为70

根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:

从动轴的设计：

⑴确定各轴段直径

　　①计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：

考虑到该轴段上开有键槽，因此取

查手册9页表1-16圆整成标准值，取

　　②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。

　　③设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215:。

④设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取

　　⑤设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。

　　⑥轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。

⑦设计轴环及宽度b

使齿轮轴向定位，故取取

,

　　⑵确定各轴段长度。

有联轴器的尺寸决定(后面将会讲到).

因为,所以

轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短

　　其它各轴段长度由结构决定。

（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5L2=204.5L3=116

　　求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：

径向力：

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

.m

　　求水平面的支承力。

　　计算、绘制水平面弯矩图。

求F在支点产生的反力

　　求F力产生的弯矩图。

F在a处产生的弯矩：

　　求合成弯矩图。

　　考虑最不利的情况，把与直接相加。

　　求危险截面当量弯矩。

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

　　计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

考虑到键槽的影响，取

　　因为，所以该轴是安全的。

　　（5）．轴承寿命校核。

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

按最不利考虑，则有：

则,

　　该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。

（6）弯矩及轴的受力分析图如下：

（7）键的设计与校核：

因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L1=107初选键长为100,校核所以所选键为:

装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L6=122初选键长为100,校核

所以所选键为:.

十高速轴大齿轮的设计

因采用腹板式结构

代号结构尺寸和计算公式结果

轮毂处直径

72

轮毂轴向长度

84

倒角尺寸

1

齿根圆处的厚度

10

腹板最大直径

321.25

板孔直径

62.5

腹板厚度

25.2

电动机带轮的设计

代号结构尺寸和计算公式结果

手册157页38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm

十一.联轴器的选择：

　　计算联轴器所需的转矩：查课本269表17-1取查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。

十二润滑方式的确定：

　　因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据

急求两级圆柱齿轮减速器的设计说明书?

一、前言

(一)

设计目的：

　　通过本课程设计将学过的基腔孙础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

　　机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

　　传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

　　传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

　　合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

　　本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

　　带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

　　齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

　　减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

　　原始数据：运输带的工作拉力F=0.2KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

　　工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

　　工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

　　动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、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：

=0.98×0.99×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为F=0.2KN=0.2KN=1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

　　使电动机的额定功率P＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P＝5.5KW。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

　　由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’=3~6。

　　取V带传动比I’=2~4，则总传动比理时范围为I’=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n’=（6~24）×96=576~2304r/min。

⑷、确定电动机型号

　　根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速1440r/min。

　　其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i=1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i=5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动伍凳链机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P=5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96=4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N?6?1mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?6?1m

=9550×4.138/96=411.645N?6?1m

=9550×4.056/96=403.486N?6?1m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

　　考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。

　　齿面精糙度R≤1.6~3.2μm。

（2）确定有关参数和系数如下：

传动粗谨比i

　　取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数：

=5×20=100，所以取Z

实际传动比

i=101/20=5.05

传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5%可用

齿数比：u=i

　　取模数：m=3；齿顶高系数h=1；径向间隙系数c=0.25；压力角=20°；

则h*m=3，h）m=3.75

h=（2h）m=6.75，c=c

分度圆直径：d=×20mm=60mm

d=3×101mm=303mm

由指导书取φ

齿宽：b=φ=0.9×60mm=54mm

=60mm，

b

齿顶圆直径：d）=66，

d

齿根圆直径：d）=52.5，

d）=295.5

基圆直径：

dcos=56.38，

dcos=284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20 101)=181.5mm液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1 5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d=25mm

，L=（1.5～3）d，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

2h=25 2×2×1.5=31mm

　　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20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L=（2 20 55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L=T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d=（35 3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

2h=35 2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d=50mm.，长度L=60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d=41mm，L

Ⅶ段直径：d=35mm，L＜L3，取L

2、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110×(2.168/76.4)=38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1 5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

　　单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

　　初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则d=42mmL=50mm

L=55mm

L=60mm

L=68mm

L=55mm

L

四、滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

　　带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d=42mm，L=65mm

查手册得，选用C型平键，得：卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L＝65，故取键长L=56

2、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L＝53，故取键长L=45

3、输入轴与带轮联接采用平键联接=25mmL

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L＝62，故取键长L=50

4、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

　　箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150d3=8

n=6b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标：M12：d=6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

谁有二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计的说明书

这是前几页

目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………1

电动机的选择…………………………………………………1

计算传动装置的运动和动力参数……………………………3

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………13

滚动轴承的选择及计算………………………………………21

键联接的选择及校核计算……………………………………23

V带轮的设计计算……………………………………………24

减速器附件的选择……………………………………………25

润滑与密封……………………………………………………26

设计小结………………………………………………………26

参考资料目录…………………………………………………26

一．机械设计课程设计任务书

二．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，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

三．电动机的选择

原始数据

运输机筒转矩1550

卷筒的直径D(mm)400

运输带速度V(m/s)0.9

带速允许偏差（%）5

使用期限（年）10

工作制度（班/日）2

1．电动机类型和结构的选择

　　因为本传动的工作状况是：工作平稳、单向运转。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）卷筒轴的输出功率Pw

Pw＝6kW

2）电动机的输出功率

＝Pw/η

传动装置的总效率η＝

　　式中，……为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由本表2-4查得：V带轮传动=0.96；滚动轴承=0.99；圆柱齿轮传动=0.97；联轴器=0.99；卷筒轴滑动轴承=0.96,则

=0.83

故Pd＝=8.4kW

3）电动机的额定功率唤歼茄

由本表20-1选取电动机的额定功率＝11kW

3．电动机转速的选择为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围，由本表2-1查得V带传动常用的传动比范围~4，单级圆柱齿和察轮传动比范围~6，则电动机转速可选范围为

=773~6187r/min

　　可见同步转速为3000r/min，1500r/min，1000r/min的电动机符合。对于后两者进行比较，如下表：

方案电动机型号额定功率（Kw）电动机转速（r/min）电动机质量

(Kg)总传动比传动比

同步满载

1Y160M-4111500146012333.953.54

2Y160L-611100097014722.562.89

　　由表中数据比较可知道，方案2传动比小，但结构尺寸大，造价高；综合考虑，选用造价较低，结构尺寸较小，总传动比较小的方案1。

4．电动机型号的确定

　　由本表20－1，本表20-2查出电动机型号为Y160M-4,其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。

5.传动装置的总传动比及其分配

（1）计算总传动比

i＝=33.95

（2）合理分配各级传动比

　　由于减速箱是同轴式布置，所以两级传动比相同。

因为i＝33.95，取V带轮传动的传动比＝2.7，则单级圆柱齿轮传动的传动比

=3.54

四．计算传动装置的运动和动力参数

1．各轴转速

电动机轴为0轴，减速器改搜高速轴为I抽，中间轴承为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为

=1460r/min

=1460/2.7=540.7r/min

=540.7/3.54=152.7r/min

=152.7/3.54=43r/min

2．各轴输入功率

按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

=11Kw

=11×0.96=10.56Kw

=10.56×0.99×0.97=10.14Kw

=10.14×0.99×0.97=9.74Kw

3．各轴转矩

71.95Nm

186.51Nm

634.16Nm

2163.19Nm

各轴转速、输入功率、输入转矩如下表：

项目电动机轴0高速轴I中间轴II低速轴III

转速（r/min）1460540.7152.743

功率（kW）1110.5610.149.74

转矩（N?m）71.95186.51634.162163.19

传动比2.73.543.54

效率0.960.960.96

五．传动件设计计算

（其设计参数见《机械设计》）

1.高速级齿轮传动设计

1．选精度等级、材料及齿数

1）用斜齿圆柱齿轮

　　2）材料及热处理；

　　小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS。

大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS，

　　精度：7级精度；

　　3）齿数＝24，=u=3.54×24=84.96,取=85；

　　4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

按式（10—21）

≥

1）确定公式内的各计算数值

试选＝1.6

（1）由图10－30选取区域系数＝2.433

（2）T1=186.51×10N?mm

（3）由表10－7选取齿宽系数＝1

（4）由图10－26查得＝0.78,＝0.89，则＝ ＝1.67

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数＝189.8Mp

　　（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限＝550MPa；

（7）由式（10－13）计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×540.7×1×（2×8×300×10）＝1.557

N2＝N1/3.54＝4.399

　　（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.93；＝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

＝558MPa

=539MPa

[σH]＝（ ）/2＝548.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径

≥

==68.47mm

（2）计算圆周速度

v===1.94m/s

（3）计算齿宽b及模数

b=φd=1×68.47mm=68.47mm

===2.768mm

h=2.25=2.25×2.768mm=6.228mm

b/h=68.47/6.228=10.99

（4）计算纵向重合度

急求:两级圆柱齿轮减速器课程设计

设计任务书

一、课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号35710

运输机工作转矩T/(N.m)690630760620

运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9

卷筒直径D/mm320380320360

工作条件：

　　连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。

二、课程设计内容

　　1）传动装置的总体设计。

　　2）传动件及支承的设计计算。

　　3）减速器装配图及零件工作图。

　　4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

　　1）部件装配图一张（A1）。

2）零件工作图两张（A3）

　　3）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

　　第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)690。

　　运输机带速V/(m/s)0.8。

　　卷筒直径D/mm320。

　　已给方案：外传动机构为V带传动。

　　减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计

一、传动方案（已给定）

　　1）枝含外传动为V带传动。

　　2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺游虚点：

　　该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

　　减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

　　齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

　　高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

　　原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

　　总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算与说明结果

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率：=0.96(见课设P9)

传动装置总效率：（见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率：（见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6m型（见课设表19-1）

技术数据：额定功率（）4满载转矩（）960

额定转矩（）2.0最大转矩（）2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）

A：216B：178C：89D：38E：80F：10G：33H：132K：12AB：280AC：270AD：210HD：315BB：238L：235

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、总传动比：（见课设式2-6）

2、各级传动比分配：（见课设式2-7）

初定

第二部分V带设计

外传动带选为普通V带传动

1、确定计算功率：

1）、由表5-9查得工作情况系数

2）、由式5-23（机设）

2、选择V带型号

　　查图5-12a(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

（电机中心高符合要求）

（2）、验算带速由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设猛磨笑）取

（4）、传动比i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距和带长

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z

　　(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根

　　7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

　　小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1i=34×2.62=89

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n,at=60×(8×360×10)=6.64×109

N2=N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s

(Z1V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42,修正

M=d1/Z1=1.96mm

由表7-6取标准模数：m=2mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm

b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mmb1=b2 10=75

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34

则Z2=Z1i=34×3.7=104

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60nat=60×148×(8×360×10)=2.55×109

N2=N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

(Z1V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377,修正

M=d1/Z1=2.11mm

由表7-6取标准模数：m=2.5mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2.5×34=85mm

d2=mz2=2.5×104=260mm

a=m(z1＋z2)/2=172.5mm

b=φddt=1×85=85mm

取b2=85mmb1=b2 10=95

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级z1=34z2=89m=2

低速级z1=34z2=104m=2.5

第四部分轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

D1min=

D2min=

D3min=

3.初选轴承

1轴选轴承为6008

2轴选轴承为6009

3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm

D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.

(1).各轴直径的确定

　　初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。

　　2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。

　　齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。

　　5段装轴承，直径和1段一样为40mm。

　　4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。

　　6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。

　　7段装大带轮，取为32mm>dmin。

（2）各轴段长度的确定

　　轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。

　　2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。

　　3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。

　　l5和轴承6008同宽取l5=15mm。

　　l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。

　　其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

　　于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

　　为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63GB1096-1979及键10*80GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

　　为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。

　　其他轴肩圆角半径均为2mm。

　　根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

　　。

5.轴的受力分析

　　（1）画轴的受力简图。

　　（2）计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

　　Fr=Fttg20。=3784

FQ=1588N

在水平面上

FR1H=

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FR1V=

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

（3）画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N?m

a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88N?m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856N?m

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图

转矩3784×（68/2）=128.7N?m

6.判断危险截面

　　显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核

由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧

3=0.1×443=8.5184m3

=14.57

（2）b-b截面左侧

3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

=174N?m

=27

8.轴的安全系数校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工,由附表10-5查得质量系数.则

弯曲应力

应力幅

平均应力

切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数=1.3～1.5,显然S>,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数3=0.1×533=14.887m3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775m3

又Mb=174N?m,故弯曲应力

切应力

　　由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数。则

　　显然S>,故b-b截面右侧安全。

（3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82m3

　　b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力

切应力

　　（D-d）/r=1r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数。

　　由附表10-4查得绝对尺寸系数。

　　又。

　　则。

　　显然S>,故b-b截面左侧安全。

第五部分校核

高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

轴承的型号为6008，Cr=16.2kN

1）FA/COr=0

2）计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

=1.2×（1×352）=422.4N

3）验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核

键110×8L=80GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

键212×8L=63GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

联轴器的选择

联轴器选择为TL8型弹性联轴器GB4323-84

减速器的润滑

1.齿轮的润滑

　　因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

　　高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df、d1、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18mm、13mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D （5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i1=2.62i2=3.07i3=2.5

修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07

各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84

n2=384/2.61=147

n3=147/3.07=48

各轴的输入功率

P1=pdη8η7=5.5×0.95×0.99=5.42

P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20

P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2=T1i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3=T2i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4=T3η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26

轴号功率p转矩T转速n传动比i效率η

电机轴5.52.096011

15.42128.653842.50.94

25.20323.681482.620.96

35.00954.25483.070.96

工作机轴4.90935.264810.98

齿轮的结构尺寸

两小齿轮采用实心结构

两大齿轮采用复板式结构

齿轮z1尺寸

z=34d1=68m=2d=44b=75

d1=68

ha=ha*m=1×2=2mm

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2=2.5mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

da=d1＋2ha=68 2×2=72mm

df=d1－2hf=68－2×2.5=63

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

齿轮z2的尺寸

由轴可得d2=178z2=89m=2b=65d4=49

ha=ha*m=1×2=2mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

hf=(1＋0.5)×2=2.5mm

da=d2＋2ha=178＋2×2=182

df=d1－2hf=178－2×2.5=173

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

DT≈

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4

D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20

R=5c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得,d=49d3=85z3=34m=2.5b=95

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.125=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2.5=3.125

da=d3 2ha=85 2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

e=sc=c*m=0.25×2.5=0.625

齿轮4寸

由轴可得d=64d4=260z4=104m=2.5b=85

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.25=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×0.25=3.125

da=d4 2ha=260 2×2.5=265

df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

c=c*m=0.25×2.5=0.625

D0≈da-10m=260-10×2.5=235

D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15

r=5c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编

第3版机械工业出版社

《机械设计手册》

设计心得

　　机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

　　在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

　　由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

　　。

　　。

机械达人帮下忙:两级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计

我也是刚刚做完，呵呵

一.课程设计书

设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V

表一:

题号

参数12345

运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8

运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4

卷筒直径（mm）250250250300300

二.设计要求

　　1.减速器装配图一张(A1)。

　　2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

　　3.设计说明书一份。

三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.设乱郑计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计

8.键联接设计

9.箱体结构设计

10.润滑密封设计

11.联轴器设计

1.传动装置总体设计方案:

　　1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

　　要求轴有较大的刚度。

　　3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

其传动方案如下：

图一:(传动装置总体设计图)

　　初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

　　选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

传动装置的总效率

　　＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；

为V带的效率,为第一对轴承的效率，

为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，

为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

　　因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝=82.76r/min，

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

　　则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

综合考虑电动机和传动装中手置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，

选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0

　　额定电流8.8A，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。

方案电动机型号额定功率

P

kw电动机转速

电动机重量

N参考价格

元传动装置的传动比

同步转速满载转速总传动比V带传动减速器

1Y112M-441500144047023016.152.37.02

中心高

外型尺寸

L×（AC/2 AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD

132515×345×315216×1781236×8010×41

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/82.76＝17.40

（2）分配传动装置传动比卖陪嫌

＝×

　　式中分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝17.40/2.3＝7.57

根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.24，则＝＝2.33

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

＝＝1440/2.3＝626.09r/min

＝＝626.09/3.24＝193.24r/min

＝/＝193.24/2.33=82.93r/min

==82.93r/min

（2）各轴输入功率

＝×＝3.25×0.96＝3.12kW

＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW

＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

则各轴的输出功率：

＝×0.98=3.06kW

＝×0.98=2.84kW

＝×0.98=2.65kW

＝×0.98=2.52kW

（3）各轴输入转矩

=××N?m

电动机轴的输出转矩=9550=9550×3.25/1440=21.55N?

所以:＝××=21.55×2.3×0.96=47.58N?m

＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N?m

＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m

=××=311.35×0.95×0.97=286.91N?m

输出转矩：＝×0.98=46.63N?m

＝×0.98=140.66N?m

＝×0.98=305.12N?m

＝×0.98=281.17N?m

运动和动力参数结果如下表

轴名功率PKW转矩TNm转速r/min

输入输出输入输出

电动机轴3.2521.551440

1轴3.123.0647.5846.63626.09

2轴2.902.84143.53140.66193.24

3轴2.702.65311.35305.1282.93

4轴2.572.52286.91281.1782.93

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=24

高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ=i×Z=3.24×24=77.76取Z=78.

②齿轮精度

　　按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

确定各参数的值:

①试选=1.6

查课本图10-30选取区域系数Z=2.433

由课本图10-26

则

②由课本公式10-13计算应力值环数

N=60nj=60×626.09×1×（2×8×300×8）

=1.4425×10h

N==4.45×10h#(3.25为齿数比,即3.25=)

③查课本10-19图得：K=0.93K=0.96

④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:

[]==0.93×550=511.5

[]==0.96×450=432

许用接触应力

⑤查课本由表10-6得：=189.8MP

由表10-7得:=1

T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09

=4.86×10N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d

=

②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数

计算齿宽b

b==49.53mm

计算摸数m

初选螺旋角=14

=

④计算齿宽与高之比

齿高h=2.25=2.25×2.00=4.50

==11.01

⑤计算纵向重合度

=0.318=1.903

⑥计算载荷系数K

使用系数=1

根据,7级精度,查课本由表10-8得

动载系数K=1.07,

查课本由表10-4得K的计算公式:

K= 0.23×10×b

=1.12 0.18(1 0.61)×1 0.23×10×49.53=1.42

查课本由表10-13得:K=1.35

查课本由表10-3得:K==1.2

故载荷系数:

K＝KKKK=1×1.07×1.2×1.42=1.82

⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d=d=49.53×=51.73

⑧计算模数

=

4.齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

≥

⑴确定公式内各计算数值

①小齿轮传递的转矩＝48.6kN?m

确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76

传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25

Δi＝0.032％5％，允许

②计算当量齿数

z＝z/cos＝24/cos14＝26.27

z＝z/cos＝78/cos14＝85.43

③初选齿宽系数

按对称布置，由表查得＝1

④初选螺旋角

初定螺旋角＝14

⑤载荷系数K

K＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由表10-5得:

齿形系数Y＝2.592Y＝2.211

应力校正系数Y＝1.596Y＝1.774

⑦重合度系数Y

端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655

＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690

＝14.07609

因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25 0.75cos/＝0.673

⑧螺旋角系数Y

轴向重合度＝＝1.825,

Y＝1－＝0.78

⑨计算大小齿轮的

安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，8年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10

查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限

小齿轮大齿轮

查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:

K=0.86K=0.93

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[]=

[]=

大齿轮的数值大.选用.

⑵设计计算

①计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:

z==25.097取z=25

那么z=3.24×25=81

②几何尺寸计算

计算中心距a===109.25

将中心距圆整为110

按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

因值改变不多,故参数,,等不必修正.

计算大.小齿轮的分度圆直径

d==51.53

d==166.97

计算齿轮宽度

B=

圆整的

（二）低速级齿轮传动的设计计算

⑴材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=30

速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz=2.33×30=69.9圆整取z=70.

⑵齿轮精度

　　按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

⑶按齿面接触强度设计

1.确定公式内的各计算数值

①试选K=1.6

②查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45

③试选,查课本由图10-26查得

=0.83=0.88=0.83 0.88=1.71

应力循环次数

N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)

=4.45×10

N=1.91×10

由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数

K=0.94K=0.97

查课本由图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,

大齿轮的接触疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

[]==

[]==0.98×550/1=517

[540.5

查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP

选取齿宽系数

T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24

=14.33×10N.m

=65.71

2.计算圆周速度

0.665

3.计算齿宽

b=d=1×65.71=65.71

4.计算齿宽与齿高之比

模数m=

齿高h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621

=65.71/5.4621=12.03

5.计算纵向重合度

6.计算载荷系数K

K=1.12 0.18(1 0.6 0.23×10×b

=1.12 0.18(1 0.6) 0.23×10×65.71=1.4231

使用系数K=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

=1.04K=1.35K=K=1.2

故载荷系数

K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776

7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d=d=65.71×

计算模数

3.按齿根弯曲强度设计

m≥

一确定公式内各计算数值

（1）计算小齿轮传递的转矩＝143.3kN?m

（2）确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9

传动比误差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33

Δi＝0.032％5％，允许

（3）初选齿宽系数

按对称布置，由表查得＝1

（4）初选螺旋角

初定螺旋角＝12

（5）载荷系数K

K＝KKKK=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6）当量齿数

z＝z/cos＝30/cos12＝32.056

z＝z/cos＝70/cos12＝74.797

由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

（7）螺旋角系数Y

轴向重合度＝＝2.03

Y＝1－＝0.797

（8）计算大小齿轮的

查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数

K=0.90K=0.93S=1.4

[]=

[]=

计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.

①计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.

z==27.77取z=30

z=2.33×30=69.9取z=70

②初算主要尺寸

计算中心距a===102.234

将中心距圆整为103

修正螺旋角

=arccos

因值改变不多,故参数,,等不必修正

分度圆直径

d==61.34

d==143.12

计算齿轮宽度

圆整后取

低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带高速级齿轮低速级齿轮

2.33.242.33

2.各轴转速n

(r/min)

(r/min)(r/min)

(r/min)

626.09193.2482.9382.93

3.各轴输入功率P

（kw）

（kw）

（kw）

(kw)

3.122.902.702.57

4.各轴输入转矩T

(kN?m)

(kN?m)(kN?m)(kN?m)

47.58143.53311.35286.91

5.带轮主要参数

小轮直径（mm）大轮直径（mm）

中心距a（mm）基准长度（mm）

带的根数z

9022447114005

7.传动轴承和传动轴的设计

1.传动轴承的设计

⑴.求输出轴上的功率P，转速，转矩

P=2.70KW=82.93r/min

=311.35N．m

⑵.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为

=143.21

而F=

F=F

F=Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N

圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:

⑶.初步确定轴的最小直径

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号

查课本,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以

查《机械设计手册》

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取

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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,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角接触球轴承7010C型.

DB

轴承代号

45851958.873.27209AC

45851960.570.27209B

451002566.080.07309B

50801659.270.97010C

50801659.270.97010AC

50902062.477.77210C

2.从动轴的设计

对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而.

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,

③取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm.

④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取.

⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,

高速齿轮轮毂长L=50,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

5.求轴上的载荷

首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,

查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

(中间轴)

(主动轴)

从动轴的载荷分析图:

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

根据

==

　　前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[]=60MP

〈[]此轴合理安全

7.精确校核轴的疲劳强度.

⑴.判断危险截面

　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.

　　⑵.截面Ⅶ左侧。

抗弯系数W=0.1=0.1=12500

抗扭系数=0.2=0.2=25000

截面Ⅶ的右侧的弯矩M为

截面Ⅳ上的扭矩为=311.35

截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力

==

　　轴的材料为45钢。调质处理。

由课本表15-1查得：

因

经插入后得

2.0=1.31

轴性系数为

=0.85

K=1 =1.82

K=1 （-1）=1.26

所以

综合系数为：K=2.8

K=1.62

碳钢的特性系数取0.1

取0.05

安全系数

S=25.13

S13.71

≥S=1.5所以它是安全的

截面Ⅳ右侧

抗弯系数W=0.1=0.1=12500

抗扭系数=0.2=0.2=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560

截面Ⅳ上的扭矩为=295

截面上的弯曲应力

截面上的扭转应力

==K=

K=

所以

综合系数为：

K=2.8K=1.62

碳钢的特性系数

取0.1取0.05

安全系数

S=25.13

S13.71

≥S=1.5所以它是安全的

8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.

根据d=55d=65

查表6-1取：键宽b=16h=10=36

b=20h=12=50

②校和键联接的强度

查表6-2得[]=110MP

工作长度36-16=20

50-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度

K=0.5h=5

K=0.5h=6

由式（6-1）得：

＜[]

＜[]

两者都合适

取键标记为：

键2：16×36AGB/T1096-1979

键3：20×50AGB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用配合.

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

　　2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3.机体结构有良好的工艺性.

　　铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计

A视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B油螺塞：

　　放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：

　　油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E盖螺钉：

　　启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

F位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

G吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称符号计算公式结果

箱座壁厚

10

箱盖壁厚

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册6

轴承旁联接螺栓直径

M12

机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）

8

定位销直径

=（0.7~0.8）

8

，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表434

22

18

，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表428

16

外机壁至轴承座端面距离

= （8~12）

50

大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内机壁距离

>

10

机盖，机座肋厚

98.5

轴承端盖外径

（5~5.5）

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

10.润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H

H=30=34

所以H =30 34=64

　　其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

　　密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

　　大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器

2.载荷计算.

公称转矩：T=95509550333.5

查课本,选取

所以转矩

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以

查《机械设计手册》

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm