两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、目录目录第第 1 1 章章机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书.11.1.设计题目.11.2.设计要求.11.3.设计说明书的主要内容.21.4.课程设计日程安排.2第第 2 2 章章传动装置的总体设计传动装置的总体设计.32.1.传动方案拟定.32.2.电动机的选择.32.3.计算总传动比及分配各级的传动比.32.4.运动参数及动力参数计算.3第第 3 3 章章传动零件的设计计算传动零件的设计计算.5第第 4 4 章章轴的设计计算轴的设计计算.6第第 5 5 章章滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算.7第第 6 6 章章键联接的选择及计算键联接的选择及计算.8第第 7 7

2、 章章连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算.9设计小结设计小结.10参考文献参考文献.11第第 1 1 章章 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书1.1.1.1.设计题目设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为 5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%，结构紧凑。图 1带式运输机1.2.1.2.设计数据设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)62500.453001.3.1.3.设计要求设计要求1设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5 结尾）且两级齿轮传动的中

3、心距和小于 320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为5%。2.减速器装配图 A0(A1)一张。3.零件图 24 张。4.设计说明书一份约 60008000 字。5.图纸与设计说明书电子与纸质各一份。1.4.1.4.设计说明书的主要内容设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意

4、见)参考文献1.5.1.5.课程设计日程安排课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)1)准备阶段1 天2)2)传动装置总体设计阶段1 天3)3)传动装置设计计算阶段3 天4)4)减速器装配图设计阶段5 天5)5)零件工作图绘制阶段2 天6)6)设计计算说明书编写阶段1 天7)7)设计总结和答辩1 天第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计2.12.1 传动方案拟定传动方案拟定如图 1 带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机 6 带动 V 带 1 工作，通过 V 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 3 传送到卷筒轴 5 上，带动运输带 4工作。带传动承载

5、能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。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，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。1.6.1.6.电动机的选择电动机的选择（1）选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。（2 2）选择电动机容量

6、）选择电动机容量工作机所需功率： Pd= = 3.56kW 式中，带式输送机的效率1000Fv79. 0 其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括 V 带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下： =1425423经查机械设计手册表 1-5 知 V 带传动效率=0.96， 滚子轴承传动效率=0.98，一般齿轮12传动效率=0.97，弹性联轴器效率=0.99，卷筒效率=0.96 因此345 =0.96 0.9840.9720.99=0.79（3）选择电动机的转速）选择电动机的转速先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 =28.65r/minwnDv100060根据机械设计

7、手册表 14-2 确定传动比范围，取 V 带传动比 i=24，二级圆柱齿轮传动比i2=840，总传动比 i 的范围为 i总=（28）（440）=16160电动机的转速范围应为 nd= i总n =（16160）28.65r/min=458.3664583.66r/min符合这一范围的电动机的同步转速有 750 r/min，1000 r/min，1500r/min，3000r/min 四种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表 11 所列。电动机转速/rmin-1方案电动机型号额定功率Pm /kW同步满载1Y112M-44150014401.7.1.7.计算总传动比及分配各级

8、的传动比计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比）总传动比 i总=r/min=50.26nnm65.281440（2）分配各级传动比）分配各级传动比 i总=i0 i为使带传动的尺寸不致过大，满足 V 带传动比小于齿轮传动比，初取 i0=2.8，则减速器传动比为 i=17.950ii总（3）分配减速器的各级传动比）分配减速器的各级传动比：i1=0.15 i+2.1=4.79 所以 i2=3.751.8.1.8.运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算（1）各轴的转速各轴的转速轴 n1 =514.29r/min0inm轴 n2 =107.4r/min11in轴 n3 =28.57r/min

9、22in卷筒轴 nw =n3 =28.57r/min（2）各轴的输入功率）各轴的输入功率轴 P1 =Pd=3.42kW1轴 P2 =P1=3.25kW32轴 P3 =P2=3.09kW23卷筒轴 P4 =P3=3.00kW42I-III 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承功率 0.98，则=0.98 P1=3.35 kW1P=0.98 P2=3.19 kW 2P=0.98 P3=3.03 kW 3P（3）各轴的输入转矩）各轴的输入转矩 i1 i0 i2132电动轴输出转矩 Td=9550=23.61 NmmdnP轴 T1= Td i0=64.79Nm1轴 T2= T1 i1 =295.01 Nm

10、32轴 T3= T2 i2 =1051.64 Nm32卷筒轴输入功率 T4= T3=1020.3 Nm42I-III 轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承功率 0.98，则=0.98 T1 =63.49 Nm1T=0.98 T2= 289.11Nm 2T=0.98 T3=1030.61 Nm 3T第三章传动零件的设计计算3.13.1 V V 带传动设计带传动设计带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果已知电动机型号为 Y112M-4，额定功率为P=4kW，转速 n=1440r/min,传动比 i=2.8，两班制工作。解题步骤及结果见表 21表 21 V 带传动设计计算项目计算及说明计算结果1.确定

11、设计功率 PC根据工作情况，查教材图 7.6 得工况系数 KA=1.1 已知：P=3.56Kw， Pd=3.916kw2. 选择 V带型号根据 Pd=3.916kw 和 n=1440r/min，查教材 7.11 选 A 型三角带A 型3. 计算传动比i=2.8i=2.81i4. 确定小带轮直径1d经查教材表 7.7 取=100mm (要大于或等于最小直径，并符合1d直径系列）=100mm1d5. 验算 V带速度 vv=7.54m/s10006011nd在规定的 v25m/s 范围内，合理v=7.54m/s6. 确定大带轮直径2d大带轮直径=280mm2d1id经查教材表 7.3，取=280mm

12、2d其传动比误差小于 5%，故可用。=280mm2d7. 初选中心距0a=（0.72） （d1+d2）0ad1=100mm ，d2=280mm266760mm0a取=300mm0a=300mm0a8. 初选长度 L0L002122104)()(22adddda=1223.9mmL01223.9mm9. 选择 V带所需基准长度 Ld经查教材表 7.2 的数据，取 Ld=1250mmLd=1250mm10. 实际中心距 aa=313.05mm200LLada=313.05mm11. 验算小带轮包角1= =147.050101203 .57180add经计算，小带轮包角取值合理1=147.05011

13、2. 计算单根 V 带基本额定功率0P经查教材表 7-3，取得 A 型 V 带的=1.3kW0PP1=1.3kW13. 额定功率的增量0P经查教材表 7-4,7-5 得=，=1.14 故bK3-107725. 0iK=0.14kW0P)11 (K1biKn=0.14kW0P14. 计算V 带根数 Z根据=147.050，Ld=1250mm，查教材表 7-8,7-2 分别得包角1系数=0.91，长度系数K93. 0LKZ=3.2LKKPPP)(00d取 Z=4 根Z=4 根15. 计算单根 V 带的初拉力F0F0=2dm) 15 . 2(500vKZvP =125.43N经查教材表 7.1 每米

14、长度质量 m=0.10kg/mF0=125.43N16. 确定带对轴的压力 QQ=2ZF0sin=913.83N21Q=913.83N3.2 高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱动，35. 31p29.5141n79. 42 ui两班制工作，使用寿命 5 年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明（1）选择材料及选择材料及热处理热处理精度等级齿数初选螺旋角查教材表 8.2，小齿轮选用 45 钢，调质，HBW1=217255，取HBW1=250，大齿轮选用 45 钢，调质，HBW2=217255，取HBW2=220。选 8 级精度（GB1009

15、588） 。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆211z64.10012 uzz整取1012z初选螺旋角12(2)按齿面接触疲劳强按齿面接触疲劳强度设计度设计确定计算参数确定计算参数小齿轮传递转矩1T齿轮材料弹性系数EZ齿宽系数d齿数比 u节点区域系数HZ端面重合度螺旋角系数Z轴向重合度查参考文献 5 中式 818 知设计公式： 321112ZZZZuuTKdEdtt由式得：Nmm11611055. 9nPT35.622371T查教材表 8.5 得：aZE8 .189查教材表 8.6，取1 . 1d查教材图 8.14：2.47HZcos112 . 388. 121zz=1.65 教材图 8.15 得

16、螺旋角系数99. 0Z30. 1318. 01tgzd重合度系数Z初选载荷系数tK接触应力循环次数N接触疲劳强度寿命系数NZ最小安全系数 SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮分度圆直径 dt1计算圆周速度 v使用系数 KA动载系数 KV齿间载荷分配系数K齿向载荷分配系数K修正小齿轮分度圆直径d1查教材图 8.15 取0.77Z=1.4tK7111071.6160haLnN/=12.8371012 NN1i由教材图 8.29：ZN1=1.08，ZN2=1.15由教材表 8.7：SHmin=1由教材图 8.28 得接触接触疲劳极限Hlim1=590MPaHlim2=560MPa

17、由:教材图 8.28：H1= 615.60MPamin11limSZNH2=644.00MPa min22limSZN所以应取较小由H1值代入计算 321112ZZZZuuTKdEdtt=41.91mmm/s13. 110006011ndvt查教材图 8.7 得：KA=1.00查教材图 8.7 得：KV=1.11由教材图 8.11：=1.20K=1.11K修正mm84.40/3vv11ttKKdd确定齿轮参数及主要确定齿轮参数及主要尺寸尺寸法面模数nm中心距a确定螺旋角分度圆直径、1d2d确定齿宽、1b2b（3）校核弯曲疲劳强）校核弯曲疲劳强度度斜齿轮当量齿数vz齿形系数 YFa1、YFa2应

18、力修正系数YSa1、YSa2重合度系数Ymm ,92. 1cos11zdmn取标准值 mn=2.0mmmm88.123cos221zzman圆整为 =125mm58.122arccos21azzmn因为值与初选值相差较小，故无需修正mm03.43cos11zmdnmm97.206cos22zmdnmm34.4712dbd圆整后取=47mm，=55mm2b1b FSaFanFYYYYmbdKT112由，可得211z1012z058.1259.22cos311zzv.64108cos322zzv查查教材图 8.19，YFa1=2.68，YFa2=2.24查查教材图 8.20，YSa1=1.57，Y

19、Sa2=1.78查教材图 8.2 得：70. 0Y查教材图 8.26 得：19 . 0Y螺旋角系数Y弯曲疲劳强度极限，1limF2limF弯曲应力循环次数 NF弯曲疲劳强度寿命系数YN弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲应力 F查教材图 8.28 得：=220MPa1limF =230MPa2limF由查教材图 8.30 得：YN1=1，YN2=1由查教材表 8.7 ，SFmin=1.25MPa 176min11lim1FNFFSYMPa 184min2lim2FNFFSY=YYYYmbdKTSaFanF111112MPa 合格62.122 1FMPa 合格19.116112212SaF

20、aSaFaFFYYYY 2F满足齿根弯曲疲劳强度3.3 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，由电动机驱25. 32p31.1072n75. 33 ui动，两班制工作，使用寿命 5 年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明(1) 选择材料及热处理选择材料及热处理精度等级齿数初选螺旋角材料均选 40Cr 表面调质+淬火，硬度均选 50HRC。选 8 级精度（GB1009588） 。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整183z42.6734zuz取674z初选螺旋角12(2)按齿面接触疲劳强按齿面接触疲劳强度设计度设计确定计算参数确定计算参数小齿轮传递转矩2T齿宽

21、系数d 端面重合度重合度系数Y轴向重合度螺旋角系数Y初选载荷系数tKv当量齿数 32121ncos2FdSFZYYYYTKm由式得：22621055. 9nPTNmm，32.2893242T查教材表 8.16 取5 . 0d =1.62cos112 . 388. 143zz查教材图 8.21 取重合度系数71. 0Y 61. 0318. 03tgzd94. 0Y 初取=1.2tKv23.19cos231ZZv59.71cos242ZZv齿形系数修正系数接触应力循环次数N接触疲劳强度寿命系数NY最小安全系数 SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H计算圆周速度v使用系数AK动载系数VK齿间载

22、荷分配系数K齿向载荷分配系数K确定载荷系数K小齿轮模数1nm大齿轮模数修正小齿轮分度圆直径1d查教材图 8.19 取： 85. 2Y1F3 . 2Y2F查教材图 8.20 取： 53. 1Y1S3 . 2Y2F7231088.1260haLnN/ =34 NNi71046. 3=1，=13YN4YN SHmin=1.25Hlim3=330MPaHlim4=330MPa：H3=MP264min33limSZNH4=MPa 264min44limSZNm/s42. 0cos100060M23nnZv查教材表 8.3 取，使用系数 KA=1查教材图 8.7 取动载系数=1.1VK查教材表 8.4 取

23、=1.4K查教材图 8.11 取=1.08K66. 1AKKKKKV 4.10mmcos232121n1FdSFZYYYYTKm 3.97mmcos232221n2FdSFZYYYYTKmmm11.74/311ttKKdd确定齿轮参数及主要确定齿轮参数及主要尺寸尺寸模数tnm修正模数中心距a确定螺旋角分度圆直径、1d2d确定齿宽、1b2b（3）校核弯曲疲劳强校核弯曲疲劳强度度K、T、b、d 值同前齿轮比齿轮材料弹性系数EZ节点区域系数HZ螺旋角系数Z重合度系数ZmmnZmnn1 . 4cos100060m31tmmKKmtnnt98. 3/m3vv查教材取=4mmnmmm3.817cos243

24、zzman圆整为 =175mm73.132arccos43azzmnmm21 .74cos31zmdnmm5.8827cos42zmdnmm37.061dbd圆整后取=37mm，=45mm2b1b Hud211HEHb1u2KTZZZ）（746. 3iu查教材表 8.5 得：aZE8 .189查教材图 8.14：2.47HZ查教材图 8.42 取：99. 0Z查教材图 8.15 取：0.78Z接触应力循环次数N接触疲劳极限Hlim寿命系数，1NZ2NZ安全系数HS许用接触应力H71110714.6160haLnN/u=12.87671012 NN由教材图 8.28 得接触接触疲劳极限Hlim1

25、=1150MPaHlim2=1150MPa查教材图 8.29 得=11NZ2NZ查教材表 8.7 取=1.0HS由:教材图 8.28：H1= 1150MPamin11limSZNH2=1150MPa min22limSZN=884.57MPaud211HEHb1u2KTZZZ）（ H所以满足齿面接触疲劳强度。第第 4 章章 轴的设计计算轴的设计计算4.14.1 轴的材料选择轴的材料选择项 目计算及说明结 果轴的材料根据工作条件，初选轴 、轴为 45 钢，均调质处理。4.24.2 轴的结构设计轴的结构设计项 目计算及说明结 果1 1、轴的结构设计（齿轮轴）轴的结构设计（齿轮轴）(1)初算轴径 m

26、mnPCd69.20min3 （由教材表 10.2 查得 C=110） 考虑到有一个键直径需加大 5%，取整为 d1=22mm。(2)各段轴直径的确定从左到右依次取为 L1、L2、L3、L4、L4、L5。L1 段为该轴的最小直径段，并且与 V 带连接，取直径为 25mm。L2 段与 L5 段相同，都为滚动轴承段，直径为 30mm。L3 段为一光轴，确定直径为 28mm。L4 段为齿轮轴段，由 2d ，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构1SaF2S图分析可知轴承 D 将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为： NFaSFa7 .260311 NSFa44.157922比较两轴承的受力,因，需对两

27、个轴承进行校12a12FRaFR及核。 计算当量动载荷轴承 1：，查表 11.12 得：e=0.43043. 010607 .260313r0CFa ，查表得： X=0.44, Y=1.30eRFa72. 02 .36027 .260311NYFaXRP8 .49697 .260330. 12 .360244. 0111轴承 2：，查表 11.12 得：e=0.40 02. 0106044.15793r02CFa ，查表得： X=0.44, Y=1.40eRFa4 . 06 .394844.157922径向当量动载荷NYFXRPa2 .405944.157940. 16 .394844. 02

28、22(3)、校核轴承寿命轴承在 100，查 11.9 表得；查表 11.10 得=1.5 轴C1Tf Pf承 1 的寿命485955.6h8 .49695 . 170200164.2860106010363r6PfCfnLpTh轴承 2 的寿命 891850.3h2 .40595 . 170200164.2860106010363r6PfCfnLpTh已知减速器使用 5 年，两班工作制，则预期寿命20000hL显然,故轴承寿命很充裕。hhLLP1=4969.8NP2=4059.2NLh1=485955.6hLh2=891850.3hLh=20000hLh1LhLh2Lh合格第六章第六章 键联接

29、的选择及计算键联接的选择及计算1.2.1.2.键连接的选择键连接的选择本设计中采用了普通 A 型平键和普通 B 型平键连接，材料均为 45 钢，具体选择如下表所示：表 5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴21mmA 型键 6x6x501轴40mmA 型键 12x8x50255mmA 型键 16x10 x801轴74mmA 型键 20 x12x5611.3.1.3.键连接的校核键连接的校核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核1 1、轴上键的校核轴上键的校核 带轮处的键连接压力为： 8456210233papMPkldT 键、轴、联轴器的材料都是钢，查

30、教材表 6.1 知，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp2 2、轴上键的校核轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： 46.65405041084.261210233papMPkldTPp合格Pp3、轴上键的校核 ，,故强度足够。120 150pMPa Pp3 3、轴上键的校核轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为： 74.53558081083.945210233papMPkldT，显然，,故强度足够。120 150pMPa Pp (2)、齿轮处的键连接压力为： 73.447456101091.926210233papMPkldT ，,故强度足够。120 150pMPa Pp合格

31、Pp合格Pp合格第第 2 2 章章 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核2.1.2.1.低速轴上联轴器的选择与校核低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为 55mm,可选为 LX4 型弹性柱销联轴器。选择 J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端的代号为 LX4 联轴器 JA55 112GB/T5014-2003。其公称转速为 2500Nm，许用转速为 3870r/min，轴孔长度为 84mm，故符合要求，可以使用。第第 3 3 章章 减速器箱体设计减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外

32、轮廓为长方形，H7 r6增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单，拔模方便。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表 6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm）设计小结设计小结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存

33、在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提