二级直齿圆柱齿轮减速器在机械设计课程设计中如何调整输送带的有效拉力至2800N？

导读：" 介绍：在机械设计课程中，二级直齿圆柱齿轮减速器常用于传递动力和减速。其中一个常见的应用是调整输送带的有效拉力。本文将探讨如何使用二级直齿圆柱齿轮减速器来达到将输送带的有效拉力调整至2800N的目标。解决方案：1.确定齿轮减速比：根据给定的输送带的速度和"

介绍：

　　在机械设计课程中，二级直齿圆柱齿轮减速器常用于传递动力和减速。

　　其中一个常见的应用是调整输送带的有效拉力。

　　本文将探讨如何使用二级直齿圆柱齿轮减速器来达到将输送带的有效拉力调整至2800N的目标。

解决方案：

　　1.确定齿轮减速比：根据给定的输送带的速度和所需的有效拉力，可以计算出所需的齿轮减速比。通过选择适当的齿轮组合，可以实现所需的减速比。

　　2.计算所需的输入功率：根据输送带的速度和调整后的齿轮减速比，可以计算出所需的输入功率。这可以通过以下公式进行计算：输入功率=输出功率/效率。

　　3.选择合适的电动机：根据所需的输入功率和其他要求，选择合适的电动机。确保电动机的额定功率能够满足所需的输入功率。

　　4.调整齿轮尺寸：根据所选的齿轮减速比和电动机的输出轴尺寸，选择合适的齿轮尺寸。确保齿轮之间的啮合正常，并且能够承受所需的拉力。

　　5.设计支撑结构：根据齿轮减速器的尺寸和重量，设计合适的支撑结构。确保支撑结构能够稳定地支撑齿轮减速器，并能够承受所需的拉力。

　　6.进行实验验证：在设计完成后，进行实验验证以确保设计的二级直齿圆柱齿轮减速器能够将输送带的有效拉力调整至2800N。根据实验结果进行必要的调整和优化。

总结：

　　通过以上的步骤，可以实现将输送带的有效拉力调整至2800N的目标。

　　这可以通过选择合适的齿轮减速比，并根据所选的减速比选择合适的电动机和齿轮尺寸来实现。

　　通过合理设计支撑结构，并进行实验验证，可以确保设计的二级直齿圆柱齿轮减速器能够满足要求并达到所需的拉力。

大三机械课程设计 二级减速器

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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怎么做...

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

[

机械设计-课程设计-带式运输机传动装置-二级齿轮减速器

一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器

　　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5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：

－电机至工枝慧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=24

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

四确定传动装置的猛清答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、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：

作用正磨在轴上压力：

　　。

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。

十四.参考资料：

　　《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学吴宗泽，北京科技大学罗圣国主编。

　　《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。

　　《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。

　　《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢程光蕴主编。

带式运输机用同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

　　一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

　　其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

　　此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输清慧喊送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1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…答野…………………………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…………………………………碧尺………………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

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）＝3.32×10e8

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

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==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=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβ

εβ==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mn

mn=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=21.89

z2=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=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=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≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a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=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=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==899N

Fr1=Ft=337N

　　Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=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

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

　　因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=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=168.5

Fv1=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.mm

T=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=2247N

Fv1=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.mm

T=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。

二、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

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。

带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

一．课程设计的性质和目的

机械设计课程设计是为机械专业和近机械专业的学生在学完机械设计课程后所设置的一个重要实践教学环节，也是学生首次较全面的进行设计训练，把学过的各学科的理论较全面的综合应用到实际工程中，力求从课程内容上，从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养学生的工程设计能力，课程设计有以下几方面主要目的和要求：空纯

　　1.培养学生综合运用机械设计课程和其他先修课程的基础、理论和基础知识，以及综合生产实践分析和解决课程实际问题的能力，使所学过的理论知识得以融会贯通，协调应用。

　　2.通过课程设计，使学生学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程技术思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

　　3.在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范、手册、图册和相关技术资料等，熟悉和掌握机械设计的基本技能。

二．课程设计的内容

1．设计题目：

带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

2．运动简图

3．工作条件

　　单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限为5年，输送带速度容许误差上下偏差5%。

4．原始数据

已知条件题目6

输送带拉力F(N)2.6x103

滚筒直径D(mm)300

输送带速度v(m/s)1.0

5．设计工作量

1）设计说明书1份

2）减速器装配图1份

3）减速器零件图2份

6．机械设计的一般过程

　　设计任何一部新机械配差大件上都需要经过这样一个过程：设计任务总体设计结构设计零件设计加工生产安装调试。

　　安装调试之后需要看是否能完成满足设计要求，如不能满足预先制斗卖咐定的设计要求还要重新审视总体设计，结构设计等各环节的设计是否合理，对有问题的环节应作相应的改进指导完全满足设计要求为止。

7．课程设计的步骤

　　在课程设计中我们不可能完整履行机械设计的全过程，而只能进行其中的一些重要设计环节。

目录

一．概述

二．电动机的选择

三．传动装置总传动比的确定及各级分传动比的分配

四．传动装置的运动和动力参数计算

五．齿轮传动设计及计算

六．输入轴的计算

七．中间轴的计算

八．输出轴的计算

九．滚动轴承的选择计算

十．联轴器的选择

十一．箱体的结构设计

十二．润滑方式的选择

十三．润滑油的选择

十四．密封选择

十五．参考资料

十六．零件图

十七．学习小结

二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计 有的借看看咯~~

仅供参考

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，故沿轴向载升笑则荷分布不均匀，

　　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升册齿轮减速器（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底脚安装尺寸吵棚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

＝×

　　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