机械设计课程设计—减速器设计目录第 1 章机械设计课程设计任务书 (1)1.1.设计题目 (1)1.3.设计要求 (1)1.4.设计说明书的主要内容 (2)1.5.课程设计日程安排 (2)第 2 章传动装置的总体设计 (3)2.1.传动方案拟定 (3)2.2.电动机的选择 (3)2.3.计算总传动比及分配各级的传动比 (4)2.4.运动参数及动力参数计算 (5)第 3 章传动零件的设计计算 (6)第 4 章轴的设计计算 (13)第 5 章滚动轴承的选择及校核计算 (18)第 6 章键联接的选择及计算 (19)第 7 章连轴器的选择与计算 (20)设计小结 (21)参考文献 (22)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，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%。

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)5000 0.44 400 1.3.设计要求1.减速器装配图A0一张2.设计说明书一份约6000～8000字机械设计课程设计1.4.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、改进意见)参考文献1.5.课程设计日程安排第 2 章 传动装置的总体设计2.1. 传动方案拟定由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器，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。

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矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分的抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

但此结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

在多级传动中，各类传动机构的布置顺序不仅影响传动的平稳行和传动效率，而且对整个传动装置的结构尺寸也油很大的影响。

因此，应根据各类传动机的机构特点合理布置，使各类机构得以发挥其特点。

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，常布置在高速级。

低速级也采用圆柱斜齿轮传动。

按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V.2.2.电动机的选择根据已知条件由计算得知工作机所需工作功率为ww FvP η1000=电动机实际工作时的输出功率为ηw d pp =查机械课程设计手册表1-7得 ： 带传动效率-------96.01=η； 球轴承效率-------99.02=η； 齿轮传动效率-----97.03=η； 联轴器效率-------99.04=η； 滚筒传动效率-----96.0=w η； 可得，总效率86.0423421=⋅⋅⋅=ηηηηη 所以kwp P kwp wd w 66.229.296.0100044.05000===⨯⨯=η卷筒轴工作转速为21.01r/min 4000.44100060100060=⨯⨯⨯=⋅⋅=ππνD n w经查表推荐的传动比合理范围，v 带传动比,12~4i =，二级圆柱齿轮减速器的传动比128~40i =，则总的传动比合理范围为)160~16('=a i ，电动机同步转速m in /3361~33601.21)160~16(''r n i n a d =⋅=⋅=查机械课程设计手册表12-1得选用电动机的型号为Y132S-6 额定功率为3KW,同步转速为了min1000rn =,满载转速min960rn m =2.3.计算总传动比及分配各级的传动比⑴总传动比 69.4501.21960n ===w m n n i⑵分配传动装置的传动比 ;,00减速器的传动比带传动的传动比----⨯=i i ii i n 为使v 带传动外廓尺寸不致过大，初取30=i ，则减速器的传动比23.15369.450===i i i n ⑶分配减速器的传动比由展开式二级圆柱斜齿轮减速器,取214.1i i =得：22214.1i i i i =⋅= 298.34.1/2==⇒i i ； 618.44.121==∴i i ； 1i ----高速级传动比； 2i ----低速级传动比。

2.4.运动参数及动力参数计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩(或功率)，如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴﹍以及 ;min,)(T ,T P ,ⅡⅠⅡⅠⅡⅠ120110）为各轴的转速（；为各轴输入转矩；为各轴输入功率，率；为相邻两轴间的传动效，；为相邻两轴间的传动比r n n m N kw P i i ⋅ηη则可按电动机轴至工作运动路线推算，得各轴的运动和动力参数： ⑴各轴转速min /01.21min/01.21298.329.69Ⅲmin /29.69618.4320Ⅱmin /3203960ⅠⅢⅣ2ⅡⅢ1ⅠⅡ0Ⅰr n n r i n n r i n n r i n n m ===========卷筒轴：轴：轴：轴： ⑵各轴输出功率kw p p p kw p p p kwp p p kwp p p kwP P ed 603.299.099.0656.2-----656.297.099.0766.2-------Ⅲ766.297.099.088.2--------Ⅱ88.296.03--------Ⅰ3---42Ⅲ24ⅢⅣ32Ⅱ23ⅡⅢ32Ⅰ12ⅠⅡ10010Ⅰ0=⨯⨯=⨯⨯=⨯==⨯⨯=⨯⨯=⨯==⨯⨯=⨯⨯=⨯==⨯=⨯=⨯===ηηηηηηηηηηη卷筒轴轴轴轴电动机轴(3)各轴输出转矩m N T T mN i T T mN i T T mN i T T mN n p T m ⋅=⨯⨯=⨯⨯=⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⋅=⨯⨯=⨯⨯=⋅=⨯=⨯=14.118399.099.016.1207-----16.120797.099.0298316.381-------Ⅲ16.38197.099.0618.495.85-------Ⅱ95.8596.0384.29--------Ⅰ84.29960395509550----322ⅡⅢ321ⅠⅡ100Ⅰ00ηηηηηηη卷筒轴输入转矩。

轴输出转矩轴输出转矩轴输出转矩电动机轴输出转矩第 3 章 传动零件的设计计算一.V 带的设计⑴确定设计功率。

由机械设计基础表12.6查得工作情况系数2.1=A K ,则 kw P K P A c 6.332.10=⨯=⨯=⑵选取带的型号。

根据m in /960,6.3r n kw P m C ==，由图12-13查取，选A 型带⑶确定带的基准直径，根据表12.7推荐用最小直径，可选小带轮直径为mm D 1001=,查得%1=ε，则大带轮直径为mm D n n D 297%99100320960)1(1ⅡⅠ2=⨯⨯=-⨯=ε。

根据表12-7取mm D 3002=，其传动比误差%5<∆i ，故可用。

⑷验算带的速度2503.510006096010014.3100060)//(m 1<=⨯⨯⨯=⨯=n D s m v π故符合要求⑸确定v 带长度和中心距根据式（12-18）得：)(2)(55.021021D D a h D D +≤≤++初步确定中心距,查表12.2得h=10mm ，所以8002200≤≤a 。

由于要求结构紧凑，中心距不宜过大也不宜过小，故初取mm a 4000=。

根据式12-2计算v 带基准长度mm a D D D D a L 32.14534)()(220212210=-+++=π由表12.3选v 带基准长mm L d 1400=。

由式（12-3）计算实际中心距 ()[]()mmD D D D L D D L a d d 41.372882)(221221221=--+-++-=ππ⑹计算小带轮包角。

由式（12-1）得1202.1493.571802101≥=⨯--=aD D α 所以合格。

⑺确定v 带根数。

由表12.4查得kw p 95.00= 由表12.5查得kw p 109.00=∆由表12.8查得918.0=αk 由表12.3查得96.0=L k 则由式（12-19）得：带的根数为86.3)(00=∆+=Lck k p p P z α , 故取4根。

（8）求压轴力Q F 。

由表12.2查得m kg q /10.0=,由式（12-20）得单根V 带张紧力N qv k zvP F C703.15615.250020=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯=α； 由式（12-21）得，压轴力 N zF F Q 614.12082sin20==α二、高速级斜齿圆柱齿轮传动设计1． 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级选择大、小齿轮材料均选为用40Cr ，采用软齿面，调质处理，均为8级精度。

小齿轮齿面硬度取280HBW ，大齿轮齿面硬度取250HBW 。

2. 初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度进行设计。

由式[]32d Ⅰ112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅Φ≥H H E t Z Z Z Z T k d σμμβε（1） 小齿轮传递的转矩mm N T ⋅=85950Ⅰ（2） 设计时，因υ值未知，V k 不能确定，故可初选载荷系数t k =1.1~1.8，初选4.1=t k 。

（3） 查机械设计（下同），由表8.6查得取齿宽系数1.1=Φd 。

（4） 由表8.5查得弹性系数MPa Z E 8.189=。

（5） 初选螺旋角 12=β，由图8.14查得节点区域系数46.2=H Z . （6） 齿数比618.41==i μ。

（7） 初选211=z ，则978.9612==z z μ，取972=z ； 由式（8.1）得端面重合度66.1cos 112.388.121=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯-=βεz z a由式（8.2）得轴面重合度56.1tan 318.01=Φ=βεβz d由图8.15查得重合度系数775.0=εZ 。

（8）由图8.24查得螺旋角系数99.0=βZ 。

（9）许用接触应力由式（8.26）[]HH N H S Z limσσ=算得。

由图8.28（e ）得接触疲劳极限应力MPa MPa H H 700,7502lim 1lim ==σσ。

大齿轮1与小齿轮2的应力循环次数分别为：8Ⅰ11084.360⨯==haL n N ； 711210315.8⨯==i N N 由图8.29查得寿命系数18.1,1.121==N N Z Z （允许局部点蚀）；由表8.7，取安全系数0.1=H S[]825/1lim 11=⋅=HH N H S Z MPa σσ[]826/2lim 22=⋅=HH N H S Z MPa σσ故取[][]MPa H H 8251==σσ初算小齿轮1的分度圆直径t d 1，由 []32d Ⅰ112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅Φ≥H H E t t Z Z Z Z T k d σμμβε计算得：mm d t 886.361≥。