机械设计（论文）说明书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器目录第一部分课程设计任务书-------------------------------3 第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3 第三部分电动机的选择--------------------------------4 第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分齿轮的设计----------------------------------8 第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------24 设计小结--------------------------------------------25 参考文献--------------------------------------------25第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计两级展开式圆柱齿轮减速器,使用期限8年(300天/年),2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。
二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
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. 联轴器设计第二部分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）。
计算传动装置的总效率ηa:ηa=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
第三部分电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=1.4m/s工作机的功率p w:p w= F×V1000=5500×1.41000= 7.7 KW电动机所需工作功率为:p d= p wηa=7.70.81= 9.51 KW执行机构的曲柄转速为:n = 60×1000Vπ×D=60×1000×1.4π×450= 59.4 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为i a=16~160，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×160)×59.4 = 950.4~9504r/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Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速n m=2930r/min，同步转速3000r/min。
2 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:i a=n m/n=2930/59.4=49.3（2）分配传动装置传动比:i a=i0×i式中i0,i1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i0=3，则减速器传动比为:i=i a/i0=49.3/3=16.4取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 1.3i = 1.3×16.4 = 4.62则低速级的传动比为:i23 =ii12=16.44.62= 3.55第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:n I = n m/i0 = 2930/3 = 976.7 r/minn II = n I/i12 = 976.7/4.62 = 211.4 r/minn III = n II/i23 = 211.4/3.55 = 59.5 r/minn IV = n III = 59.5 r/min（2)各轴输入功率:P I = P d×η1 = 9.51×0.96 = 9.13 KWP II = P I×η2⋅η3 = 9.13×0.98×0.97 = 8.68 KWP III = P II×η2⋅η3 = 8.68×0.98×0.97 = 8.25 KWP IV = P III×η2⋅η4 = 8.25×0.98×0.99 = 8 KW则各轴的输出功率：P I' = P I×0.98 = 8.95 KWP II' = P II×0.98 = 8.51 KWP III' = P III×0.98 = 8.08 KWP IV' = P IV×0.98 = 7.84 KW (3)各轴输入转矩:T I = T d×i0×η1 电动机轴的输出转矩:T d = 9550×p dn m = 9550×9.512930= 31 Nm所以：T I = T d×i0×η1 = 31×3×0.96 = 89.3 NmT II = T I×i12×η2⋅η3 = 89.3×4.62×0.98×0.97 = 392.2 NmT III = T II×i23×η2⋅η3 = 392.2×3.55×0.98×0.97 = 1323.5 Nm T IV = T III×η2⋅η4 = 1323.5×0.98×0.99 = 1284.1 Nm输出转矩为：T I' = T I×0.98 = 87.5 NmT II' = T II×0.98 = 384.4 NmT III' = T III×0.98 = 1297 NmT IV' = T IV×0.98 = 1258.4 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号计算功率P c:P c = K A P d = 1.1×9.51 = 10.46 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。
2 确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1×d1×(1-ε)/n2 = i0×d1×(1-ε)= 3×100×(1-0.02) = 294 mm由手册选取d2 = 300 mm。
带速验算：V = n m×d1×π/(60×1000)= 2930×100×π/(60×1000) = 15.33 m/s介于5~25m/s范围内，故合适。
3 确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)0.7×(100+300)≤a0≤2×(100+300)280≤a0≤800初定中心距a0 = 540 mm，则带长为:L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+π×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm 由表9-3选用L d = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(L d-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4 验算小带轮上的包角α1:α1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5= 160.10>12005 确定带的根数：Z = P c/((P0+∆P0)×K L×Kα)= 10.46/((2.11+0.37)⋅1.01⋅0.95) = 4.4故要取Z = 5根A型V带。
6 计算轴上的压力：由初拉力公式有：F0 = 500×P c×(2.5/Kα-1)/(Z×V)+q×V2= 500×10.46×(2.5/0.95-1)/(5×15.33)+0.10×15.332 = 134.8 N 作用在轴上的压力：F Q = 2×Z×F0×sin(α1/2)= 2×5×134.8×sin(160.1/2) = 1327.6 N第六部分齿轮的设计（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，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。
取小齿齿数：Z1 = 25，则：Z2 = i12×Z1 = 4.62×25 = 115.5取：Z2 = 1162）初选螺旋角:β = 13.50。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t≥32Kt T1ψdεα×u±1u×⎝⎛⎭⎪⎫Z H Z E[σH]2确定各参数的值:1) 试选K t = 1.62) T1 = 89.3 Nm3) 选取齿宽系数ψd = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.446) 由式8-3得：εα = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ= [1.88-3.2×(1/25+1/116)]×cos13.50 = 1.6777) 由式8-4得：εβ = 0.318ψd Z1tanβ = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91 8) 由式8-19得:Zε = 4-εα3⎝⎛⎭⎪⎫1-εβ+εβεα=1εα=11.677= 0.7729) 由式8-21得：Zβ = cosβ= cos13.5 = 0.9910) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:σHlim2 = 530 MPa。