第一章课程设计任务书一级圆柱斜齿轮减速器的设计1.设计题目用于带式运输机的一级圆柱斜齿轮减速器。

传动装置简图如下图所示。

带式运输机数据见数据表格。

(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，两班制工作。

运输带速度允许速度误差为±5%。

(3)使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。

(4)生产批量及加工条件小批量生产。

2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定带传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。

3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

4.数据表工作条件：(1)单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。

运输带速度允许速度误差为±5%。

(2)使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。

(3)生产批量及加工条件 (4) 小批量生产。

原始数据： 运输机工作拉力F/N 1300 运输带工作速度V （m/s ） 1.5 卷筒直径（mm ）250第二章 设计要求1.选择电动机型号；2.确定带传动的主要参数及尺寸；3.设计减速器；运输带工作拉力F/N1100115012001250130013501450150015001600运输带工作速度v/(m/s)1.51.601.71.51.551.601.551.651.70 1.80运输带滚筒直径D/mm250 260 270 240 250 260 250 260 280 3004.选择联轴器。

第三章. 设计步骤1. 传动系统总体设计案1）传动装置由三相交流电动机、一级减速器、工作机组成。

2）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）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。

传动装置简图：2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：P=F*V/1000=1300*1.55/1000=2.475kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000V/πd=121.2r/min查表3-1（《机械设计课程设计》）机械传动效率:η1：带传动： V带 0.94η2：圆柱齿轮 0.98 7级（稀油润滑）η3：滚动轴承 0.98η4：联轴器浮动联轴器 0.97~0.99,取0.99ηw输送机滚筒： 0.96η=η1*η2*η3*η3*η4*ηw=0.94*0.98*0.98*0.98*0.99*0.96=0.84P r = Pw/ η=2.475/0.84=2.95Kw又因为额定功率Ped ≥ Pr=2.95 Kw取Ped=3.0kw常用传动比：V带：i=2~4圆柱齿轮：i1=3~5i=i1×i=2~4×3~5=6~20 取i=6~20N=nw×i=（6~20）×121.2=727.2~ 2424r/min 取三相同步转速4级：N=1500r/min选Y100L2-4电动机 Nm=1420r/min型号额定功率Ped 满载转速Nm启动转矩最大转矩中心高HY100L2-4 3.0KW 1420r/min 2.2. 2.2 100mm3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1i0为带传动传动比；i1为齿轮传动比；N m 为电动机的满载转速；Nw为工作机输入的转速；总传动比i=Nm /Nw=1420/121.2=11.7取V带传动比：i0=3减速箱的传动比：i减=i1/ i0=11.7/3= 3.94. 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速(r/min)n 0=Nm=1420 r/minn I =n/i=1420/3=473r/minn II = nI/i1=473/3.9=121.3r/min2）各轴输入功率（kW）P=Ped=3.0 kWP I =P×η1=3.0×0.94=2.82 kWP II =PI×η2×η3=2.82×0.98×0.98=2.71kWP Ⅲ = PⅡ×η4=2.71×0.99=2.68kWη1=ηv=0.95, η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：Pw=PⅢ*ηw=2.68*0.99=2.66kW3）各轴输入扭矩（N.m ） T 0=9550×Ped/n 0=20.18 N.m T Ⅰ=9550×P I /n Ⅰ=56.9N.m T Ⅱ =9550×P Ⅱ/n Ⅱ=213.4 N.m T Ⅲ =9550×P Ⅲ/n Ⅲ= 211.0N.m n Ⅱ=n Ⅲ=121.3r/min 运动和动力参数结果如下表5.设计V 带和带轮电动机功率P=3.0KW ，转速n=1420r/min 传动比i 0=3 1．确定计算功率Pca由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1 Pca=KA ×P=1.1×3.0KW=3.3KW 2.选择V 带的带型编号理论转速（r/min ） 输入功率（kw ） 输入转矩(N ·m) 传动比 效率电机轴I 014203.020.1830.94高速轴I4732.8256.93.90.98低速轴II 118.3 2.71 213.4 滚筒轴III118.32.68211.00.99联轴器 1 0.99根据Pca，Nm=1420r/min查图8-11，选A带确定带轮的基准直径dd和验算带速V1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90 mm2）验算带速V，按式（8-13）验算带的速度V=πndd1/(60*1000)=3.14*90*1420/(60*1000)=6.69m/s又5 m/s <V<25 m/s 故带速合适3．计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i* dd1*0.99=3*90*0.99=267.3 mm根据表8-8圆整为280mm 此时带传动实际传动比i0’= dd2/ dd1=3.11 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1)0.7（dd2+dd1）a2（dd2+dd1）259mma0740mm取a=500mm2)由式（8-22）计算带所需的基准长度：L d0=2a+π（dd2+dd1）/2+（dd2-dd1）×（dd2-dd1）/4a=2×500+3.14×370/2+190×190/（4×500） =1598.95mm查表8-2，选Ld =2000mm，带的修正系数KL=1.033）按式（8-23）计算实际中心距a及其变动范围a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2000-1598.95）/2 =700.5mma min =a-0.015Ld=670.5mma max =a+0.03Ld=760.5mm所以中心距变化范围 670.5~760.5 mm 5．验算小带轮上的包角α1α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(280-90)×57.3°/700.5=164.4°90°满足要求7计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率PrN=1420r/min ，dd1=90mm查表8-4a得，P=1.32KW查表8-4b得，△P=0.17 KW查表8-5得，包角修正系数Ka=0.96查表8-2得，KL=1.03于是P r =（P+△P）*Kα*K L=（1.32+0.17）*0.96*1.03=1.47 KW2)计算V带的根数zz=Pca /Pr=3.3/1.47=2.24取Z=38计算单根V带的最小初拉力F查表得q=0.17kg/m,则〔F0〕min=500〔Ka5.2-1〕/（Z*v）+qv2=[500〔96.05.2-1〕/（3×6.69）+0.17×6.692]N≈47.57NF 0=1.3〔F〕min=61.84N9计算压轴力Fp：F p = 2 Fzsin （α1/2）=2 × 61.84 × 3sin 82.2.N≈367.6N10带轮结构设计带轮使用的是标准件，材料为铸铁HT150的孔板式，小轮的直径是90mm，大轮的直径是280mm。

6.齿轮设计齿轮传动的设计计算输入功率PⅠ=2.82 KW，小齿轮转速nⅠ=473r/min 齿数比u=3.9，工作寿命10年（每年工作300天），两班制1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用直齿圆柱斜齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45钢（正常化）齿心部和齿面硬度为162~217HBS；大齿轮材料为45（调质），齿心部和齿面硬度为217~255HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数为Z2=3.9*20=78取Z2=78；5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°2.按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d 1t ≥12 321()[]H Ed a HKtT u Z Zuϕεσ+1）确定公式内的各计算数值：（1）试选Kt=1.6（2）由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（3）由图10-26，查的εα1= 0.765；εα2=0.87εα=εα1+εα2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩T1=56900N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数φd=1(6) 由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2（7）由图10-21d，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=385 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=330Mpa（8）计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×473×1×（1×10×300×8）=6.8×108N2=N1／u=1.74×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得[бH ]1=бHlim1*KHN1／S=385×0.95＝366Mpa[бH ]2=бHlim2*KHN2／S=330×0.92=304Mpa[бH ] = （[бH]1+ [бH]2）／2=（366+304）／2=335Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由公式得 d 1t ≥12321()[]H E d a H KtT u Z Z u ϕεσ+=63.97mm（2）计算圆周速度V=πd 1t n1／60000=π×50.84×473／60／1000=1.26m ／s （3）计算齿宽b 及模数m b=φ d d 1t =1×63.97=63.97mmm=d 1t cos β／Z 1=（63.97×cos15°）／20=3.20 mm h=2.25m=3.20×2.25=7.20mm b ／h=63.97／7.20=8.88 （4）计算纵向重合度εβεβ=0.318φd Z 1tan β=0.318×1×20×tan15=1.704（5）计算载荷系数KK A =1，根据V=1.26m/s ，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08； 由表10-4，查得K H β=1.309； 由图10-13，查得K F β=1.17; 由表10-3,查得K H α=K F α=1.2K=K A K v K H αK H β=1×1.08×1.2×1.309=1.70(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a ）得 d=d 1t 3Kt K =63.97 ×36.170.1=65.28mm (7)m=d 1t cos β/Z 1=65.28×cos150/20=3.15 mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-17，得 m n 321][)(cos 221F SaF a Y Y Z Y KT d σαεφββ确定计算参数 （1）计算载荷系数K=KαKvK FαK Fβ＝1×1.08×1.2×1.17＝1.52（2）根据纵向重合度εβ=1.704，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875（3）计算当量齿数Z v1≈Z1／cos3β=20／cos3 15°=22.19Z v2≈Z2／cos3β=78／cos3 15°=86.55（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数Y Fa1=2.80 Ysa1=1.55 YFa2=2.22 Ysa2=1.77(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=540Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380 Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[бF]1= KFN1бFE1／S=0.88×540/1.4=339.43Mpa[бF]2= KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.29Mpa（9）计算YFa Ysa1／[бF]并加以比较YFa 1*Ysa1/[бF]1=2.80×1.55/339.43=0.0128YFa 2*Ysa2/[бF]2=2.22×1.77／244.29=0.0161大齿轮的数值大4.设计计算m n 365.1202010161.015cos15cos875.05690052.12⨯⨯⨯⨯︒⨯︒⨯⨯⨯⨯=1.51mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3.0mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=65.28mm 来计算应有的齿数，于是由Z 1=d1cosβ／mn=65.28×cos15°／3.0=21.02取Z1=21Z 2=uZ1=21×3.9=81.97 取Z2=82U=Z1/Z2=3.904误差范围内4.几何尺寸计算 1）计算中心距a=(Z 1+Z 2) m n ／2cos β =(21+82)×3／2／cos15°=159.95mm 圆整为160 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角ββ=arccos(Z 1+Z 2) mn ／2a=arccos[(21+82)×3.0／2／160]=15.020 3) d 1=Z 1 mn ／cos β=21×3／cos15.02o =65.24 mm d 2=Z 2 mn ／cos β=82×3／cos15.02o =254.45mm 4)计算齿轮宽度b=φ d d 1=1×65.24=65.24 mm 圆整后取B 2=70mm ， B 1=75mm7.轴的设计计算(1)低速轴的结构设计： a 拟定轴上零件的装配方案在比较分析结果下，选用《机械设计》图15-22a 所示的装配方案 b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 输出轴上的功率P=2.71kw ，转速n=121.3r/min ，转矩T=213.4N.m2) 作用在齿轮上的力齿轮序号齿数z 法向模数 Mn/mm端面模数 Mt/mm齿宽 b/mm螺旋角齿向分度圆直径d/mm1 21 3 3.106 75 15.02° 右旋 65.24 28233.1067015.02°左旋254.45已知低速轴齿轮的分度圆直径为d=65.24mm F t ==2dT 6542.0N12465.3NFa= Ft *tan β=1755.4 N 3) 初步确定低速轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。