两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、 两级斜齿圆柱齿轮减速器两级斜齿圆柱齿轮减速器目录目录第第 1 1 章机械设计课程设计任务书章机械设计课程设计任务书 1 11.1.设计题目 11.2.设计要求 11.3.设计说明书的主要容 21.4.课程设计日程安排 2第第 2 2 章传动装置的总体设计章传动装置的总体设计 3 32.1.传动方案拟定 32.2.电动机的选择 32.3.计算总传动比与分配各级的传动比 32.4.运动参数与动力参数计算 3第第 3 3 章传动零件的设计计算章传动零件的设计计算 5 5第第 4 4 章轴的设计计算章轴的设计计算 6 6第第 5 5 章滚动轴承的选择与校核计算章滚动轴承的选择与校核计算 7 7第第

2、6 6 章键联接的选择与计算章键联接的选择与计算 8 8第第 7 7 章连轴器的选择与计算章连轴器的选择与计算 9 9设计小结设计小结 1010参考文献参考文献 1111 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.设设计数据计数据表 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

3、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%。 3 / 372.减速器装配图 A0(A1)一。3.零件图 24。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.设计说明书的主要容设计说明书的主要容封面 (标题与班级、 、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与动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设

4、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

5、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一样。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 1）选择电动机的类型和结构形式根据工

6、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）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、两对滚动轴承与联轴器等效率，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 3）选择电动机的转速）选择电动机的转速先计算

7、工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 5 / 37=28.65r/minwnDv100060根据机械设计手册表 14-2 确定传动比围，取 V 带传动比i=24，二级圆柱齿轮传动比i2=840，总传动比i的围为i总=（28）（440）=16160电动机的转速围应为nd= i总n=（16160）28.65r/min=458.3664583.66r/min符合这一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

8、同步满载1Y112M-44150014401.7.1.7.计算总传动比与分配各级的传动比计算总传动比与分配各级的传动比（1 1）总传动比）总传动比i总=r/min=50.26nnm65.281440（2 2）分配各级传动比）分配各级传动比i总=i0i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 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.运动参数与动力参数计算运动参数与动力参数计算（1 1）各轴的转速各轴的转速轴 n1 =514.29r/m

9、in0inm轴 n2 =107.4r/min11in轴 n3 =28.57r/min22in卷筒轴 nw =n3 =28.57r/min（2 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 kW3P（3 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 Nmm

10、dnP轴 T1= Tdi0=64.79Nm1轴 T2= T1 i1=295.01 Nm32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 7 / 37=0.98 T1=63.49 Nm1T=0.98 T2= 289.11Nm 2T=0.98 T3=1030.61 Nm3T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

11、班制工作。解题步骤与结果见表 21表 21 V 带传动设计计算项目计算与说明计算结果1.确定设计功率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）=100mm1d 5. 验算 V带速度vv=7.54m/s10006011nd在规定的v25m/s 围，合理v=7.54m/s6. 确定

12、大带轮直径2d大带轮直径=280mm2d1id经查教材表 7.3，取=280mm2d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=313.05mm 9 / 3711. 验算小带轮包角1= =147.

13、05101203 .57180add经计算，小带轮包角取值合理1=147.050112. 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=2

14、dm) 15 . 2(500vKZvP =125.43N经查教材表 7.1 每米长度质量 m=0.10kg/mF0=125.43N16. 确定带对轴的压力QQ=2ZF0sin=913.83N21Q=913.83N 3.23.2 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。计算结果与步骤如下：计算项目计算和说明（1 1）选择材料与选择材料与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

15、 45 钢，调质，HBW2=217255，取HBW2=220。选 8 级精度（GB1009588） 。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆211z64.10012 uzz整取1012z初选螺旋角12 11 / 37(2)(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查参考文献 5 中式 818 知设计公式： 321112ZZZZuuTKdEdtt

16、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 得螺旋角系数99. 0Z30. 1318. 01tgzd查教材图 8.15 取0.77Z=1.4tK7111071.6160haLnN/=12.8312 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由:教材图 8.28：H1= 6

17、15.60MPamin11limSZN 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确定齿轮参数与主确定齿轮参数与主要尺寸要尺寸法面模数nm中心距a确定螺旋角分度圆直径、1d2dH2=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mm84.40/3vv11ttKKddmm ,9

18、2. 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mm03.43cos11zmdn 13 / 37确定齿宽、1b2b（3 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应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数Y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 Fmm97.206cos22zmdnmm34.4712dbd圆整后取=47mm，=5

19、5mm2b1b 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，YSa2=1.78查教材图 8.2 得：70. 0Y查教材图 8.26 得：19 . 0Y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=YYYY

20、mbdKTSaFanF111112MPa 合格62.122 1F MPa 合格19.116112212SaFaSaFaFFYYYY 2F满足齿根弯曲疲劳强度3.33.3 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，由电动机驱动，25. 32p31.1072n75. 33 ui 15 / 37两班制工作，使用寿命 5 年。计算结果与步骤如下：计算项目计算和说明(1)(1) 选择材料与热处理选择材料与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

21、.6734zuz取674z初选螺旋角12(2)(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当量齿数齿形系数修正系数 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查教

22、材图 8.19 取：85. 2Y1F3 . 2Y2F查教材图 8.20 取：53. 1Y1S3 . 2Y2F 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确定齿轮参数与主确定齿轮参数与主要尺寸要尺寸模数tnm7231088.1260haLnN/ =34 NNi71046. 3=1，=13YN4YNSHmin=1.25Hlim3=330MPaHlim4=330MPa：H3=MP264min33limSZNH

23、4=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=1.4K查教材图 8.11 取=1.08K66. 1AKKKKKV 4.10mmcos232121n1FdSFZYYYYTKm 3.97mmcos232221n2FdSFZYYYYTKmmm11.74/311ttKKdd 17 / 37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 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

24、系数Z重合度系数Z接触应力循环次数N接触疲劳极限HlimmmnZmnn1 . 4cos100060m31tmmKKmtnnt98. 3/m3vv查教材取=4mmnmmm3.817cos243zzman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 寿命系数，1N

25、Z2NZ安全系数HS许用接触应力H71110714.6160haLnN/u=12.87612 NN由教材图 8.28 得接触接触疲劳极限Hlim1=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。 19 / 37第第 4 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 目计算与说明结 果轴的材料根据工作条件，初

26、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 目计算与说明结 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mmnPCd69.20min3 （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 段一样，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

27、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 .260311NSFa44.157922 29 / 37比较两轴承的受力,因，需对两个轴承进行校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：

28、 X=0.44, Y=1.40eRFa4 . 06 .394844.157922径向当量动载荷NYFXRPa2 .405944.157940. 16 .394844. 0222(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

29、很充裕。hhLLP1=4969.8NP2=4059.2NLh1=485955.6hLh2=891850.3hLh=20000hLh1LhLh2Lh合格 第六章第六章 键联接的选择与计算键联接的选择与计算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 目计算与说明结 果1、轴上键的校

30、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Pp 31 / 373、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。

31、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。 33 /

32、37 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

33、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