机械达人帮下忙：两级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计有哪些关键要点？

导读：" 机械达人帮下忙：两级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计有哪些关键要点？1.介绍斜齿圆柱齿轮减速器的基本原理和作用：斜齿圆柱齿轮减速器是一种常用的传动装置，通过齿轮间的啮合，实现转速的减小，扭矩的增加。2.引入两级斜齿圆柱齿轮减速器的概念：两级斜齿圆柱齿轮减速器是在传统的单"

机械达人帮下忙：两级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计有哪些关键要点？

　　1.介绍斜齿圆柱齿轮减速器的基本原理和作用：斜齿圆柱齿轮减速器是一种常用的传动装置，通过齿轮间的啮合，实现转速的减小，扭矩的增加。

　　2.引入两级斜齿圆柱齿轮减速器的概念：两级斜齿圆柱齿轮减速器是在传统的单级斜齿圆柱齿轮减速器的基础上进行改进，通过增加一个级数的齿轮传动，提高了减速比，使得输出扭矩更大。

3.分析两级斜齿圆柱齿轮减速器的设计要点：

　　-齿轮选材：根据工作条件和负载要求选择合适的齿轮材料，常见的有合金钢、铸铁等；

　　-齿轮啮合：保证齿轮的啮合精度和质量，采用正确的啮合角和啮合系数；

　　-轴承选型：合理选择承载能力和工作寿命适合的轴承，保证齿轮传动的稳定性和可靠性；

　　-减速比的确定：根据实际需求和工作条件，确定合适的减速比，满足输出扭矩和转速的要求；

　　-轴的设计：根据齿轮传动的扭矩和转速，设计合适的轴材料、直径和长度，保证轴的强度和刚度；

　　-润滑和冷却：设计合理的润滑和冷却系统，保证齿轮传动的正常运转和寿命。

4.探讨两级斜齿圆柱齿轮减速器的优点和应用领域：

　　-优点：两级斜齿圆柱齿轮减速器具有更大的减速比和输出扭矩，适用于对转速和扭矩要求较高的场合；

　　-应用领域：广泛应用于工业生产线、机械设备、汽车传动系统等领域，如机床、起重机械、输送设备等。

　　5.总结两级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计关键要点：在设计两级斜齿圆柱齿轮减速器时，需要充分考虑齿轮选材、齿轮啮合、轴承选型、减速比的确定、轴的设计以及润滑和冷却等因素，以保证减速器的稳定运转和可靠性。同时，两级斜齿圆柱齿轮减速器具有更大的减速比和输出扭矩，适用于对转速和扭矩要求较高的场合，广泛应用于工业生产线、机械设备、汽车传动系统等领域。

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

机械设计课程设计关于设计带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器要...

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

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．电动机容量的选择如粗族

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）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

传动比渣弊11551

效率10.990.970.970.97

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

因为低速级的载凳毁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

[

求助二级齿轮减速器的设计

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式2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

鼓轮的哗神卜扭矩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.滚动轴承的选乱穗择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：轴与轴系零件瞎搭的设计

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PwPw＝3.4kW

2）电动机的输出功率Pd＝Pw/ηη＝＝0.904Pd＝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/nwnw＝38.4i＝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）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97

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）＝3.32×10e8N2＝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d1td1t≥==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=67.85mmmnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβεβ==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 0.23×1067.85=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mnmn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计由式(10—17mn≥

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/cosβ=20/cos14=21.89z2=z2/cosβ=100/cos14=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=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=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≥=2.4mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33z2=16a=255.07mma圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mmd2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1b=85mmB1=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==899NFr1=Ft=337NFa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494NFr2=1685NFa2=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

66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N

　　因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=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=168.5Fv1=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.mmT=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=2247NFv1=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-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mmT=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）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

　　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

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

二、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，传动更稳定精确的设备。

急求带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器毕业设计

　　前言

　　　　机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。

　　本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。

　　此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。

　　　　本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的数让转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。

　　　　本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。

　　　　最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。

　　　　由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。

　　带式输送机概论

　　　　带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输燃料的机械。

　　应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。

　　它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。

　　除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。

　　所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。

　　在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。

　　它用于水平运输或倾斜运输。

　　使用非常方便。

　　输送机发展历史

　　　　中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架

　　　　空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。

　　　　中闭1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为材料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。

　　输送机的特点

　　　　带式输送机是煤矿最理想的高效卖毕裂连续运输设备，与其他运输设备(如机车类)相比具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。

　　　　带式输送机主要特点是机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。

　　当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。

　　根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。

　　　　带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。

　　　　带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。

　　一、设计任务书

　　设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

　　1.总体布置简图

　　2.工作情况

　　工作平稳、单向运转

　　3.原始数据

　　运输机卷筒扭矩（N?m）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）使用年限（年）工作制度（班/日）

　　3500.85380101

　　4.设计内容

　　(1)电动机的选择与参数计算

　　(2)斜齿轮传动设计计算

　　(3)轴的设计

　　(4)滚动轴承的选择

　　(5)键和联轴器的选择与校核

　　(6)装配图、零件图的绘制

　　(7)设计计算说明书的编写

　　5.设计任务

　　(1)减速器总装配图1张（0号或1号图纸）

　　(2)齿轮、轴、轴承零件图各1张（2号或3号图纸）

　　(3)设计计算说明书一份

　　二、传动方案的拟定及说明

　　为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动:方案,可由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw:

　　三．电动机的选择

　　1.电动机类型选：Y行三相异步电动机

　　2.电动机容量

　　(1)卷筒轴的输出功率

　　(2)电动机的输出功率

　　传动装置的总效率

　　　　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《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，则

　　故

　　(3)电动机额定功率

　　由第二十章表20-1选取电动机额定功率

　　由表2-1查得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为

　　　　可选符合这一范围的同步转速的电动3000。

　　根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出只有一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表：

　　电动机型号额定功率

　　电动机转速

　　传动装置传动比

　　Y100L-23同步满载总传动比V带减速器

　　3000288062.062

　　三、计算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

　　2.分配各级传动比

　　取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

　　按展开式布置考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近由图12展开式曲线的

　　则i

　　　　所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

　　四、计算传动装置的运动和动力参数：

　　按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数

　　1.各轴转速：

　　2．各轴输入功率：

　　　　Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.99，卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

　　3.各轴输入转矩：

　　　　Ⅰ～Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.99，卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

　　综上，传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表：

　　轴名功率

　　转矩

　　转速

　　传动比

　　效率

　　输入输出输入输出

　　电机轴2.37.6328802

　　0.96

　　I轴2.2114.651440

　　7.13

　　0.95

　　II轴2.199.29201.96

　　4.350.95

　　III轴

　　2.0410.5846.43

　　1.000.98

　　卷筒轴1.94398.34

　　第三章主要零部件的设计计算

　　§3.1展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计

　　§3.1.1高速级齿轮传动设计

　　1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

　　　　1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

　　　　2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。

　　　　3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，大齿轮为正火处理,小齿轮热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为260HBS,215HBS。

　　　　4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为。

　　2．按齿面接触强度设计

　　由设计公式进行试算，即

　　(1)确定公式内的各计算数值

　　1)试选载荷系数

　　2)由以上计算得小齿轮的转矩：

　　　　3)查6－12（机械设计基础）表选取齿宽系数，查图6－37（机械设计基础）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。

　　计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

　　4)计算应力循环次数

　　5)按接触疲劳寿命系数

　　（2）计算：

　　1)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为

　　3)计算齿宽：取，

　　4)计算分度圆直径与模数、中心距：

　　模数:取第一系列标准值m=1.5

　　分度圆直径:

　　中心距：

　　5)校核弯曲疲劳强度:

　　符合齿形因数由图6－40得＝4.35，＝3.98

　　弯曲疲劳需用应力：

　　1)查图6-41得弯曲疲劳强度极限：;

　　2)查图6-42取弯曲疲劳寿命系数

　　3)计算弯曲疲劳许用应力.

　　取弯曲疲劳安全系数S=1,得

　　4)校核计算：

　　<

　　<

　　故弯曲疲劳强度足够

　　确定齿轮传动精度：

　　圆周速度：

　　对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级

　　§3.1.2低速级齿轮传动设计

　　1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

　　　　1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

　　　　2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。

　　　　3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，热处理均为正火调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为200HBS,250HBS，二者材料硬度差为40HBS。

　　　　4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。

　　2．按齿面接触强度设计

　　由设计公式进行试算，即

　　2)确定公式内的各计算数值

　　1）试选载荷系数

　　2）由以上计算得小齿轮的转矩

　　　　3）查表及其图选取齿宽系数，由图6－37按齿面硬度的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）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

　　5）查图6-42取弯曲疲劳寿命系数

　　按接触疲劳寿命系数

　　模数：由表6－2取第一系列标准模数

　　分度圆直径：

　　中心距：

　　齿宽：

　　校核弯曲疲劳强度:

　　复合齿形因数由图6－40得

　　6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

　　得

　　校核计算：<

　　<

　　故弯曲疲劳强度足够

　　确定齿轮传动精度：

　　圆周速度：

　　对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级

　　对各个轴齿轮相关计算尺寸

　　表6－3高速轴齿轮各个参数计算列表

　　名称代号计算公式

　　齿数Z

　　模数

　　压力角

　　齿高系数

　　顶隙系数

　　齿距P

　　齿槽宽e

　　齿厚s

　　齿顶高

　　齿根高

　　齿高h

　　分度圆直径d

　　基圆直径

　　齿顶圆直径

　　齿根圆直径

　　中心距

　　表6－3低速轴齿轮各个参数计算列表

　　名称代号计算公式

　　齿数Z

　　模数

　　压力角

　　齿高系数

　　顶隙系数

　　齿距P

　　齿槽宽e

　　齿厚s

　　齿顶高

　　齿根高

　　齿高h

　　分度圆直径d

　　基圆直径

　　齿顶圆直径

　　齿根圆直径

　　中心距

　　V带的设计

　　1)计算功率

　　2)选择带型

　　据和=2880由图10-12<械设计基础>选取z型带

　　3)确定带轮基准直径

　　由表10-9确定<械设计基础>

　　1)验算带速

　　因为故符合要求

　　2)验算带长

　　初定中心距

　　由表10-6选取相近

　　3)确定中心距

　　4)验算小带轮包角

　　故符合要求

　　5)单根V带传递额定功率

　　据和查图10-9得

　　8)时单根V带的额定功率增量:据带型及查表10-2<械设计基础>得

　　10)确定带根数

　　查表10-3查表10-4<械设计基础>

　　11)单根V带的初拉力

　　查表10-5

　　12)用的轴上的力

　　13带轮的结构和尺寸

　　以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-11<械设计基础>带轮宽

　　§3.3轴系结构设计

　　§3.3.1高速轴的轴系结构设计

　　一、轴的结构尺寸设计

　　根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示:

　　图2

　　　　由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理,材料系数C为118。

　　所以,有该轴的最小轴径为:

　　考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

　　标准化取

　　其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

　　表6高速轴结构尺寸设计

　　阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果

　　第1段

　　(考虑键槽影响)

　　13.6

　　16

　　60

　　第2段

　　(由唇形密封圈尺寸确定)

　　20(18.88)

　　50

　　第3段由轴承尺寸确定

　　(轴承预选6004B1=12)

　　20

　　23

　　第4段

　　24(23.6)

　　145

　　第5段齿顶圆直径

　　齿宽

　　33

　　38

　　第6段

　　24

　　10

　　第7段

　　20

　　23

　　二、轴的受力分析及计算

　　轴的受力模型简化(见图3)及受力计算

　　L1=92.5L2=192.5L3=40

　　三、轴承的寿命校核

　　鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.

　　校核步骤及计算结果见下表:

　　表7轴承寿命校核步骤及计算结果

　　计算步骤及内容计算结果

　　6007轴承

　　A端B端

　　由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=12.5kN

　　C0r=8.60kN

　　e=0.68

　　计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类)FsA=1809.55FsB=1584.66

　　计算比值Fa/FrFaA/FrA>eFaB/FrB

　　确定X、Y值XA=1,YA=0,XB=1YB=0

　　查载荷系数fP1.2

　　计算当量载荷

　　P=Fp(XFr YFa)PA=981.039PB=981.039

　　计算轴承寿命

　　9425.45h

　　小于

　　12480h

　　由计算结果可见轴承6007合格.

　　表8中间轴结构尺寸设计

　　阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果

　　第1段

　　由轴承尺寸确定

　　(轴承预选6008)

　　33.6

　　40

　　25

　　第2段

　　(考虑键槽影响)

　　45(44.68)

　　77.5

　　第3段

　　50

　　12.5

　　第4段

　　99

　　109

　　第5段

　　46

　　39

　　考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数

　　所以,有该轴的最小轴径为:

　　考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

　　标准化取

　　其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

　　表10低速轴结构尺寸设计

　　阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果

　　第1段

　　(考虑键槽影响)

　　(由联轴器宽度尺寸确定)

　　52.49

　　60(55.64)

　　142

　　第2段

　　(由唇形密封圈尺寸确定)

　　64(63.84)

　　50

　　第3段

　　66

　　16

　　第4段由轴承尺寸确定

　　(轴承预选6014C)

　　70

　　24

　　第5段

　　78

　　75

　　第6段

　　20

　　88

　　20

　　第7段

　　齿宽 10

　　80(79.8)

　　119

　　§3.3.4各轴键、键槽的选择及其校核

　　因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.

　　一、高速级键的选择及校核:

　　带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选键B8X7,键长50,GB/T1096

　　联结处的材料分别为:45钢(键)、40Cr(轴)

　　二、中间级键的选择及校核:

　　(1)高速级大齿轮处键:按照轮毂处的轴径及轴长选键B14X9GB/T1096

　　联结处的材料分别为:20Cr(轮毂)、45钢(键)、20Cr(轴)

　　此时,键联结合格.

　　三、低速级级键的选择及校核

　　(1)低速级大齿轮处键:按照轮毂处的轴径及轴长选键B22X14,键长GB/T1096

　　联结处的材料分别为:20Cr(轮毂)、45钢(键)、45(轴)

　　其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

　　该键联结合格

　　(2)联轴器处键:按照联轴器处的轴径及轴长选键16X10,键长100,GB/T1096

　　联结处的材料分别为:45钢(联轴器)、45钢(键)、45(轴)

　　其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

　　该键联结合格.

　　第四章减速器箱体及其附件的设计

　　§4.1箱体结构设计

　　根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=322.5）

　　表12箱体结构尺寸

　　名称符号设计依据设计结果

　　箱座壁厚δ0.025a 3=1111

　　考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8

　　箱盖壁厚δ10.02a 3≥89.45

　　箱座凸缘厚度b1.5δ16.5

　　箱盖凸缘厚度b11.5δ114.18

　　箱座底凸缘厚度b22.5δ27.5

　　地脚螺栓直径df0.036a 1224(23.61)

　　地脚螺栓数目n时，n=6

　　6

　　轴承旁联结螺栓直径d10.75df18

　　箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.5～0.6)df12

　　轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.4～0.5)df,n10,6

　　窥视孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)df8

　　定位销直径d(0.7～0.8)d29

　　轴承旁凸台半径R1c216

　　凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准34

　　外箱壁至轴承座端面距离l1c1 c2 (5～10)42

　　大齿轮顶圆距内壁距离?1＞1.2δ11

　　齿轮端面与内壁距离?2＞δ10

　　箱盖、箱座肋厚m1、mm1≈0.85δ1=8.03m≈0.85δ=9.357

　　轴承端盖凸缘厚度t(1～1.2)d310

　　轴承端盖外径D2D (5～5.5)d3120

　　轴承旁边连接

　　螺栓距离

　　S

　　120

　　第五章运输、安装和使用维护要求

　　1、减速器的安装

　　　　（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。

　　　　（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。

　　　　（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。

　　　　（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。

　　　　（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转1~3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100℃；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。

　　2、使用维护

　　　　本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。

　　可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。

　　但有以下限制条件：。

　　1.减速器高速轴转速不高于1000r/min;

　　2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s;

　　　　3.减速器工作环境温度为—40~45℃，低于0℃时，启动前润滑油应预热到8℃以上，高于45℃时应采取隔热措施。

　　3、减速器润滑油的更换：

　　　　（1）减速器第一次使用时，当运转150~300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。

　　对于混入杂质或变质的油须及时更换。

　　一般情况下，对于长期工作的减速器，每500~1000h必须换油一次。

　　对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h换油一次。

　　　　（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。

　　　　（3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。

　　　　（4）工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。

　　　　减速器应定期检修。

　　如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。

　　备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。

　　用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录。

　　小结

　　　　转眼两周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了。

　　我通过这次设计学到了很多东西。

　　使我对机械设计的内容有了进一步的了解.。

　　因为刚结束课程就搞设计,还没有来得及复习,所以刚开始遇到好多的问题,都感觉很棘手.因为机械设计是把我们这学期所学知识全部综合起来了,还用到了许多先前开的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.

　　　　首先，我们要运用知识想好用什么结构，然后进行轴大小长短的设计，要校核，选轴承。

　　最后还要校核低速轴，看能否用。

　　键也是一件重要的零件，校核也不可避免。

　　所有这些都用到了力学和机械设计得内容，可是我当时力学没有学好，机械设计又没完全掌握，做这次设计真是不容易啊!.。

　　　　但通过这次机械设计学到了许多,不仅是在知识方面，重要是在观念方面。

　　以往我们不管做什么都有现成的东西，而我们只要算别人现有的东西就可以了，其实那就是抄。

　　但现在很多是自己设计，没有约束了反而不知所措了。

　　其次，我在这次设计中出现了许多问题,经过常老师得指点,我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验.收获真是破多啊!最后就是我们大学的课程开了这么多,我们一定要把基础打牢,为以后的综合运用打下基础啊.这次机械设计课程就体现了,我们现在很缺乏把自己学的东西联系起来的能力.。

　　　　最后我总结一下通过这次机械设计我学到的。

　　实践出真知，不假。

　　通过设计我现在可以了解真正的设计是一个怎样的程序啊.而且其中出现了许多错误,为以后工作增加经验。

　　虽然机设很累，但我很充实，我学到了许多知识，我增加了社会竞争力，我又多了解了机械，又进步了。

　　总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己从前不知道和没有经历的经验。

　　参考文献

　　1<<机械设计>>第八版濮良贵主编高等教育出版社，2006

　　2<<机械设计课程设计>>第1版.王昆,何小柏主编.机械工业出版社,2004

　　3<<机械原理>>申永胜主编清华大学出版社,1999

　　4<<材料力学>>刘鸿文主编高等教育出版社,2004

　　5<<几何公差与测量>>第五版甘永力主编上海科学技术出版社，2003

　　6<<机械制图>>

急!~ 机械设计课程设计--- 减速器 (大家帮个忙,好答案一定追分...

给你做个参考

一、前言

(一)

设计目的：

　　通过本课程设计将学过的基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，是机器晌拍的重要组成部分。

　　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、传动系宴宴羡统的参数设计

　　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?mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?m

=9550×4.138/96=411.645N?m

=9550×4.056/96=403.486N?m

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）确定有关参祥桐数和系数如下：

传动比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