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1、两级斜齿圆柱齿轮减速器目录第 1 章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 2 章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 3 章传动零件的设计计算5第 4 章轴的设计计算6第 5 章滚动轴承的选择及校核计算7第 6 章键联接的选择及计算8第 7 章连轴器的选择与计算9设计小结10参考文献11第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 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
2、，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. 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. 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%。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. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班
3、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、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天第二章 传动装置的总体设计2.1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，
4、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. 电动机的选择（1） 选择电动机的类型和结构
5、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）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 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： =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=0.98，一般齿轮传动效率=0.97，弹性联轴器效率=0.99，卷筒效率=0.96因此 =0.960.9840.9720.99=0.79（3）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/min根据机械设计手册表14-2确定传动比
6、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。方案电动机型号额定功率Pm /kW电动机转速/rmin-1同步满载1Y112M-44150014401.7. 计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比 i总=r/min=50.26
7、（2）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=17.95（3）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. 运动参数及动力参数计算（1） 各轴的转速轴 n1 =514.29r/min轴 n2 =107.4r/min轴 n3 =28.57r/min卷筒轴 nw =n3 =28.57r/min（2）各轴的输入功率轴 P1 =Pd=3.42kW轴 P2 =P1=3.25kW轴 P3 =P2=3.09kW卷筒轴 P4 =P3=3.00kWI-III轴的输出功率分别为输入功率乘
8、轴承功率0.98，则=0.98 P1=3.35 kW=0.98 P2=3.19 kW =0.98 P3=3.03 kW （3）各轴的输入转矩 i1 i0 i2电动轴输出转矩 Td=9550=23.61 Nm轴 T1= Td i0=64.79Nm轴 T2= T1 i1 =295.01 Nm轴 T3= T2 i2 =1051.64 Nm卷筒轴输入功率 T4= T3=1020.3 NmI-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 Nm=0.98 T2= 289.11Nm =0.98 T3=1030.61 Nm 第三章传动零件的设计计算3.1 V带传动设计带
9、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=2.8=2.84. 确定小带轮直径经查教材表7.7取=100mm (要大于或等于最小直径，并符合直径系列）=100mm5. 验算V带速度vv=7.5
10、4m/s在规定的v25m/s范围内，合理v=7.54m/s6. 确定大带轮直径大带轮直径=280mm经查教材表7.3，取=280mm其传动比误差小于5%，故可用。=280mm7. 初选中心距=（0.72）（d1+d2）d1=100mm ，d2=280mm266760mm取=300mm=300mm8. 初选长度L0L0=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=313.05mma=313.05mm11. 验算小带轮包角= =147.05经计算，小带轮包角取值合理=147.05012. 计
11、算单根V带基本额定功率经查教材表7-3，取得A型V带的=1.3kWP1=1.3kW13. 额定功率的增量经查教材表7-4,7-5得=，=1.14 故=0.14kW=0.14kW14. 计算V带根数Z根据=147.050，Ld=1250mm，查教材表7-8,7-2分别得包角系数=0.91，长度系数Z=3.2取Z=4根Z=4根15. 计算单根V带的初拉力F0F0= =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=913.83NQ=913.83N3.2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
12、驱动，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（GB1009588）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取初选螺旋角(2)按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H试计算小齿轮
13、分度圆直径dt1计算圆周速度v使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数修正小齿轮分度圆直径d1确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2应力修正系数YSa1、YSa2重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，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计算许用弯曲应力查参考文献5中式818知设计公式：由式得：Nmm查教材表8.5得：查教材表8.6，取查教材图8.14：2.47=1.65 教材图8.15得螺旋角系数查教材图8.15取0.77=1.4/=12.83由教材
14、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= 615.60MPaH2=644.00MPa 所以应取较小由H1值代入计算=41.91mmm/s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：=1.20=1.11修正mmmm ,取标准值mn=2.0mmmm圆整为=125mm因为值与初选值相差较小，故无需修正mmmmmm圆整后取=47mm，=55mm由，可得查查教材图8.19，YFa1=2.68，YFa2=2.24查查教材图8.
15、20，YSa1=1.57，YSa2=1.78查教材图8.2得：查教材图8.26得：1查教材图8.28得：=220MPa =230MPa由查教材图8.30得：YN1=1，YN2=1由查教材表8.7 ，SFmin=1.25MPaMPa=MPa 合格MPa 合格满足齿根弯曲疲劳强度3.3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，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，圆整取初选螺旋角(2)
16、按齿面接触疲劳强度设计确定计算参数小齿轮传递转矩齿宽系数 端面重合度重合度系数轴向重合度螺旋角系数初选载荷系数当量齿数齿形系数修正系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin接触疲劳极限Hlim许用接触应力H计算圆周速度使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数小齿轮模数大齿轮模数修正小齿轮分度圆直径确定齿轮参数及主要尺寸模数修正模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3） 校核弯曲疲劳强度K、T、b、d值同前齿轮比齿轮材料弹性系数节点区域系数螺旋角系数重合度系数接触应力循环次数接触疲劳极限Hlim寿命系数，安全系数许用接触应力H由式得：Nmm，查教材表
17、8.16取 =1.62查教材图8.21取重合度系数初取=1.2查教材图8.19取： 查教材图8.20取： /=1，=1 SHmin=1.25Hlim3=330MPaHlim4=330MPa：H3=MPH4=MPa m/s查教材表8.3取，使用系数KA=1查教材图8.7取动载系数=1.1查教材表8.4取=1.4查教材图8.11取=1.08mm查教材取=4mmmm圆整为=175mmmmmmmm圆整后取=37mm，=45mm查教材表8.5得：查教材图8.14：2.47查教材图8.42取：查教材图8.15取：0.78/u=12.876由教材图8.28得接触接触疲劳极限Hlim1=1150MPaHlim
18、2=1150MPa查教材图8.29得=1查教材表8.7取=1.0由:教材图8.28：H1= 1150MPaH2=1150MPa =884.57MPa所以满足齿面接触疲劳强度。第四章 轴的设计计算4.1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。4.2轴的结构设计项 目计算及说明结 果1、轴的结构设计（齿轮轴）(1)初算轴径 （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
19、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： 比较两轴承的受力,因，需对两个轴承进行校核。 计算当量动载荷轴承1：，查表11.12得：e=0.43 ，查表得： X=0.44, Y=1.30轴承2：，查表11.12得：e=0.40 ，查表得： X=0.44, Y=1.40径向当量动载荷(3)、校核轴承寿命轴承在100，查11.9表得；查表11.10得=1.5轴承1的寿命轴承2的寿命 已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命显然,故轴承寿命
20、很充裕。C0r =70.2kNC0r =60.0 kNP1=4969.8NP2=4059.2NLh1=485955.6hLh2=891850.3hLh=20000hLh1LhLh2Lh合格第六章 键联接的选择及计算1.2. 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12x8x502轴55mmA型键16x10x80174mmA型键20x12x5611.3. 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3、轴上键的校核1、轴上键的校核 带轮处
21、的键连接压力为： 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。2、轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。3、轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为： ，显然，,故强度足够。 (2)、齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。合格合格合格合格第 2 章 联轴器的选择与校核2.1. 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JA55112GB/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 3 章
22、 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，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
23、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
24、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，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。通过这次课程设计，我受益匪浅。不仅回顾了以往学过的知识，而且独立地运用它们完成了这次的设计任务，当然在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是在时间紧迫，任务重，我不得不抓住每一分钟去做。令我欣慰的是我从中找到了大学中久违的踏实，为完成自己
25、的任务的那种勤奋。大学闲散惯了额我们现在仿佛有了真正意义上的生活。本次课程设计，不仅丰富了我们的理论知识，更加强了我们的设计思想通过这次齿轮减速器课程设计，我明白：作为一个制图设计者，必须非常的细心，随便一个装配图，里面的每一条线都必须认真修改！先要把设计的理论数据有步骤的完成。 在设计的过程中也遇到了很多麻烦，例如尺寸总是校核不正确结果只得一改再改尺寸，有关设计所涉及到得结构部分不是很了解，必须通过查阅大量资料来一步步解决各项难题。 在整个设计中装配图的绘制是最复杂的，绘制之前需要对其结构进行计算，并且每一个细节都需要注意，例如轴承端盖与轴之间需使用毡圈油封，且与轴之间应有较小的间隙；每一个
26、螺栓、螺钉都需要经过计算，不可随意选择，特别是起盖螺钉，螺栓的连接需注意细实线的画法；轴承如选用脂润滑需要挡油环，在装配图上需把油杯表示出来，并且润滑脂、润滑油的选择都需要经过查阅手册确定。并且在绘图之前应先对所选的键、联轴器、轴承等进行校核，否则修改比较复杂。除此之外，本次课程设计与之前所学课程紧密的连接着，例如材料力学中所学的弯扭矩、公差与测量中的公差标注等，当然最紧密的还是机械设计与机械原理，在应用的过程中使我们对之前所学课程进行了复习，同时使我们能更加熟练地掌握CAD绘图技术，同时也进一步熟练了excel、word的用法，对我们以后有很大的帮助。通过这次课程设计也使我们对设计有了深刻的认识，也了解到了设计的规范化。总之，这次课程设计不同于以往的学习，锻炼了自己动手、动脑的能力，不仅复习了学过的知识，而且将它们学以致用，熟悉了减速器的结构、功能及设计过程，并知道了机械设计的一般步骤，为以后设计做了知识储备。，参考文献1 骆素君，朱诗顺.机械课程设计简明手册. M.1版：化学工业出版社，2006.2 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.3版.北京:高等教育出版社，2010.3 王黎钦，陈铁鸣.机械设计M.3版.哈尔滨：哈
