减速器课程设计说明书（急求一份一级圆柱齿轮减速器的课程设计，包括说明书以及装配图，齿轮和轴的零件图）

本文目录

• 急求一份一级圆柱齿轮减速器的课程设计，包括说明书以及装配图，齿轮和轴的零件图
• 电动绞车中的蜗杆蜗轮减速器的课程设计
• 求一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书及CAD图
• 二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计的说明书
• 求 齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图 做课程设计，满意答复追加50分
• 带-单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书F=4800N,V=1.25m/s,D=500mm
• 求一带式运输机用蜗杆减速器课程设计书

急求一份一级圆柱齿轮减速器的课程设计，包括说明书以及装配图，齿轮和轴的零件图

减速机器是在ZQ型减速器的基础上改进设计的，为提高齿轮承载能力，又便于替代ZA型减速机，在外形、轴端和安装尺寸不变的情况下。

改变齿轮齿轴材质，齿轮轴为42CrMo，大齿轮为ZG35CrMo，调质硬度齿轮轴为291～323HB，大齿轮为255～286HB。ZQA型减速机主要用于起重、矿山、通用化工、纺织、轻工等行业。

传动方案的拟定及说明：

计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算。连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录机械设计课程设计任务书题。

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扩展资料：

减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机。

也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。

我国减速机行业发展历史已有近40年，在国民经济及国防工业的各个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械。

建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。

电动绞车中的蜗杆蜗轮减速器的课程设计

机械设计课程设计说明书前言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2006年6月12日-2006年6月30日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机），本人是在周知进老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和A0图纸一张、A3图纸三张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。设计者：殷其中2006年6月30日参数选择：总传动比：I=35 Z1=1 Z2=35卷筒直径：D=350mm运输带有效拉力：F=6000N运输带速度：V=0.5m/s工作环境：三相交流电源 有粉尘 常温连续工作一、 传动装置总体设计：根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。(如图2.1所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图2.2所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 图2.1 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。 二、 电动机的选择：由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=350mm。运输带的有效拉力F=6000N，带速V=0.5m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列2、 传动滚筒所需功率3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中：蜗杆传动效率η1=0.70 搅油效率η2=0.95 滚动轴承效率（一对）η3=0.98联轴器效率ηc=0.99 传动滚筒效率ηcy=0.96所以： η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633 电动机所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW 传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350＝27.9r/min根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表3-1: 表3-1方案 电动机型号 额定功率Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.02 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.23 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.04 Y160M-8 5.5 750 720 2.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表3-2：表3-2中心高H 外形尺寸L×（AC/2＋AD）×HD 底角安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸D×E 装键部位尺寸F×G×D132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38四、运动参数计算：4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0 = Pr=4.7kw n0=960r/minT0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw nⅠ= = = 27.4 r/minT1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kwn2= = = 27.4 r/minT2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N•m） 传动比i 效率η蜗杆轴 4.7 960 46.75 1 0.679蜗轮轴 3.19 27.4 1111.84 35 传动滚筒轴 3.13 27.4 1089.24 五、蜗轮蜗杆的传动设计：蜗杆的材料采用45钢，表面硬度》45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。具体如表3—1： 表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表项 目 计算内容 计算结果中心距的计算蜗杆副的相对滑动速度 参考文献5第37页（23式） 4m/s《Vs《7m/s当量摩擦系数 4m/s《Vs《7m/s由表13.6取最大值 选值在图13.11的i=35的线上，查得=0.45 =0.45 蜗轮转矩 使用系数 按要求查表12.9 转速系数 弹性系数 根据蜗轮副材料查表13.2 寿命系数 接触系数 按图13.12I线查出 接触疲劳极限 查表13.2 接触疲劳最小安全系数 自定 中心距 传动基本尺寸蜗杆头数 Z1=1蜗轮齿数模数 m=10蜗杆分度圆 直径 或蜗轮分度圆直径 mm蜗杆导程角 表13.5 变位系数 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5蜗杆齿顶圆 直径 表13.5 mm蜗杆齿根圆 直径 表13.5 mm蜗杆齿宽 mm蜗轮齿根圆直径 mm蜗轮齿顶圆直径（吼圆直径） mm蜗轮外径 mm蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮齿宽 B =82.5 B=82mm mm蜗杆圆周速度 =4.52 m/s相对滑动速度 m/s当量摩擦系数 由表13.6查得 轮齿弯曲疲劳强度验算许用接触应力 最大接触应力 合格齿根弯曲疲劳强度 由表13.2查出 弯曲疲劳最小安全系数 自取 许用弯曲疲劳应力 轮齿最大弯曲应力 合格蜗杆轴扰度验算蜗杆轴惯性矩 允许蜗杆扰度 蜗杆轴扰度 合格温度计算传动啮合效率 搅油效率 自定 轴承效率 自定 总效率 散热面积估算 箱体工作温度 此处取 =15w/（m²c） 合格润滑油粘度和润滑方式润滑油粘度 根据 m/s由表13.7选取润滑方法 由表13.7采用浸油润滑六、蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计6.1蜗杆基本尺寸设计 根据电动机的功率P=5.5kw，满载转速为960r/min，电动机轴径 ，轴伸长E=80mm轴上键槽为10x5。1、 初步估计蜗杆轴外伸段的直径d=（0.8——10） =30.4——38mm2、 计算转矩Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M由Tc、d根据《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第334页表14-13可查得选用HL3号弹性柱销联轴器（38×83）。3、 确定蜗杆轴外伸端直径为38mm。4、 根据HL3号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴外伸端直径为38mm的长度为80mm。5、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键10×70，蜗杆轴上的键槽宽 mm，槽深为 mm，联轴器上槽深 ，键槽长L=70mm。6、 初步估计d=64mm。7、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第189页图7-19，以及蜗杆上轴承、挡油盘，轴承盖，密封圈等组合设计，蜗杆的尺寸如零件图1（蜗杆零件图）6.2蜗轮基本尺寸表（由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第96页表4-32及第190页图7-20及表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表可计算得） 表6—1蜗轮结构及基本尺寸蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（ 100mm）,轮芯选用灰铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1+* 单位：mma=b C x B160 128 12 36 20 15 2 82e n 10 3 35 380 90º 214 390 306七、蜗轮轴的尺寸设计与校核蜗轮轴的材料为45钢并调质，且蜗轮轴上装有滚动轴承，蜗轮，轴套，密封圈、键，轴的大致结构如图7.1：图7.1 蜗轮轴的基本尺寸结构图7.1 轴的直径与长度的确定1.初步估算轴的最小直径（外伸段的直径） 经计算D6》51.7》100mm又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm计算转矩 Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M《2000 N.M所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，因此 =65m m2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度 ，蜗轮轴键槽深度 ，宽度为 由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表：图中表注 计算内容 计算结果L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25L2 自定 L2=20L3 根据蜗轮 L3=128L4 自定 L4=25L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25L6 自定 L6=40L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80D2 便于轴承的拆卸 D2=84D3 根据蜗轮 D3=100D4 便于轴承的拆卸 D4=84D5 自定 D5=72D6 D6》51.7》100mm又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=677.2轴的校核7.2.1轴的受力分析图 图7.1X-Y平面受力分析图7.2X-Z平面受力图：图7.3 水平面弯矩 1102123.7 521607 97 97 119图7.4垂直面弯矩 714000图7.5 436150.8合成弯矩 1184736.3 714000 681175.5 图7.6当量弯矩T与aT T=1111840Nmm aT=655985.6Nmm图7.77.2.2轴的校核计算如表5.1轴材料为45钢， ， ， 表7.1计算项目 计算内容 计算结果转矩 Nmm圆周力 =20707.6N =24707.6N径向力 =2745.3N轴向力 =24707.6×tan 20ºFr =8992.8N计算支承反力 =1136.2N=19345.5N垂直面反力 =4496.4N水平面X-Y受力图 图7.2 垂直面X-Z受力 图7.3 画轴的弯矩图 水平面X-Y弯矩图 图7.4垂直面X-Z弯矩图 图7.5合成弯矩 图7.6轴受转矩T T= =1111840NmmT=1111840Nmm许用应力值 表16.3，查得 应力校正系数a a= a=0.59当量弯矩图当量弯矩 蜗轮段轴中间截面 =947628.6Nmm轴承段轴中间截面处 =969381.2Nmm 947628.6Nmm =969381.2Nmm当量弯矩图 图7.7 轴径校核 验算结果在设计范围之内，设计合格轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图2（蜗轮中间轴）。7.3装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短5—10mm，由参考文献1表2.4—30圆整，可知该处选择键2.5×110，高h=14mm，轴上键槽深度为 ，轮毂上键槽深度为 ，轴上键槽宽度为 轮毂上键槽深度为 八、减速器箱体的结构设计参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1： 表8.1箱体的结构尺寸减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。设计内容 计 算 公 式 计算结果箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mma为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm取δ1=10mm机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm L2=30mm L2=30mm轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm C2=20mm C2=20mm上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm减速器中心高H H=340mm H=340mm轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm取 =15mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm取 =12mm机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm箱底的厚度 20mm轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度（不包括凸台） 440mm蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度（不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm箱体宽度（不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm九、减速器其他零件的选择经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件： 表9-1键 单位：mm安装位置 类型 b（h9） h（h11） L9（h14）蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90键10×70 10 8 70蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90键25×110 25 14 110蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处 GB1096-90键20×110 20 12 110表9-2圆锥滚动轴承 单位：mm安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸 d D T B C蜗 杆 GB297-847312（30312） 60 130 33.5 31 26蜗轮轴 GB/T297-9430216 80 140 28.25 26 22 表9-3密封圈（GB9877.1-88） 单位：mm安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度蜗杆 B55×80×8 55 80 8蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10表9-4弹簧垫圈（GB93-87） 安装位置 类型 内径d 宽度（厚度） 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4 上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3 表9-5挡油盘参考文献《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第132页表2.8-7安装位置 外径 厚度 边缘厚度 材料蜗杆 129mm 12mm 9mm Q235 定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢十、减速器附件的选择以下数据均以参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的P106-P118表10-1视孔盖（Q235） 单位mmA A1 A。 B1 B B0 d4 h150 190 170 150 100 125 M 8 1.5表10-2吊耳 单位mm箱盖吊耳 d R e b 42 42 42 20箱座吊耳 B H h b 36 19.2 9..6 9 24表10-3起重螺栓 单位mmd D L S d1 C d2 hM16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6表10-4通气器 单位mmD d1 d2 d3 d 4 D a b sM18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22C h h1 D1 R k e f 16 40 8 25.4 40 6 2 2 表10-5轴承盖（HT150） 单位mm安 装位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1蜗杆 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80蜗轮轴 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100表10-6油标尺 单位mm d1 d2 d3 h a b c D D1M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22表10-7油塞（工业用革） 单位mmd D e L l a s d1 HM1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2十一、减速器的润滑减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗轮轴承采用刮板润滑。蜗杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。1、《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年2、《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年3、《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年4、《机械设计课程设计图册》（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1987年5、《机械设计课程设计指导书》（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社1989《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

求一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书及CAD图

所有图（包括弯矩扭矩图）在我邮箱，有需要再通知我327468336@qq.com.cn目 录1. 任务书2. 电动机的选择3. 传动装置总传动比计算并分配传动比4. 传动装置的运动参数和动力参数计算5. 齿轮传动设计及计算6. 输入轴的设计结构计算7. 输出轴的设计结构计算8. 滚动轴承的选择计算9. 键的选择10. 联轴器的选择11. 箱体的结构设计计算12. 润滑方式的选择13. 润滑油的选择14. 密封选择15. 参考资料16. 学习小结17. 零件图1. 任务书一、 程设计的性质和目的机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。二、 课程设计的内容1．设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器2．运动简图3．工作条件传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。4．原始数据已知条件 题号 1 输送带拉力F(N) 3.2滚筒直径D(mm) 450输送带速度v(m/s) 1.7 三、 完成工作量（1） 设计说明书1份（2） 减速器装配图1张（3） 减速器零件图3张四、 机械设计的一般过程设计过程:设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试五、 课程设计的步骤 在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：1． 设计准备 认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。2． 传动装置的总体设计 首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置。3． 传动零件的设计计算设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸4． 结构设计（装配图设计）首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。5． 完成两张典型零件工作图设计6． 编写和整理设计说明书7． 设计总结和答辩六、 课程设计中应注意的问题 课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：（一）全新设计与继承的问题 在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、先进的设计。（二）正确使用有关标准和规范 为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，尽量减少的自制件。（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系 在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要求来综合确定的。（四）计算与图画的要求 进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进行必要的计算。2. 电动机的选择 电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.一 类型选择 电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.二 电动机功率确定 电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw1 工作机所需功率Pw根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为: 式中:Fw-工作机阻力,N Vw-工作机线速度,m/s将数据 Fw=3.2kN带入公式 =5.44kW2输出功率Pd已知Pw=5.44kW由任务要求知: 查表得: 代入得: 由公式 选择额定功率7.5kW的电动机在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率2)轴承的效率通常指-对轴承而言3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.3确定工作机转速 额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.公式: 代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩) 为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：nd＝i链*i齿*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min4型号选择 综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.(注:表格在课程设计书264页)以下附电动机选择计算表:电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机选择电动机功率 Pw=5.44(kW) 输出功率: 确定电动机转速 nd=433.2-1805r/min型号选择 Y132M-4（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）3. 传动装置总传动比计算并分配传动比电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比 i＝nm／nw当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝19.95分配各级传动比 i齿＝4 I链=19.95/4=4.99（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）4. 传动装置的运动参数和动力参数计算 机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率P1.P2.P3…,相邻两轴的传动比效率为n01.n12.n23…，各轴的输入功率为P1.P2.P3…,各轴的输入转距为T1.T2.T3…,各轴的输入转速为n1.n2.n3….电动机轴的输出功率、转速、和转距为1.转动比分配工作机的转速 n＝ i总＝ n／n＝1440／81.21＝17.73 i齿＝4，i链＝19.95／4＝4.99将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……（1） 转速nnm=n1=n0=1440r/minn2=n1/i齿=1440/4=360r/minn3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min（2） 功率PP0=Pd=6.63kWP1=P0×η联×η轴承=6.63×0.99×0.99=6.50kWP2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kWP3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW（3）转距T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•mT1=T0 ×η轴承×η联= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•mT2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•mT3=T2×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。0轴 P0=Pd=6.63kWn满=n1=n0=1440r/minT0=9550×Pd/N满=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kWn0=1440r/minT0=43.97N•m1轴 P1=P0×η联×η轴=6.63×0.99×0.99=6.50kWn1=n0=1440r/min T1=T0 ×η轴承×η联轴器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kWn1=1440r/minT1=43.09 N•m2轴 P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kWn2=n1/i齿=1440/4=360r/minT2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kWn2=360r/minT2=160.52 N•m3轴 P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kWn3=n2/i链=360/4.99=72.14r/minT3=T2×η轴承×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kWn3=72.14r/minT3=768.95 N•m具体计算数据如下：轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比i 效率η 输入 输出 输入 输出 电机轴 6.63 43.97 1440 1 0.990Ⅰ轴 6.05 43.09 1440 4 0.990Ⅱ轴 5.99 160.52 360 4.99 0.970Ⅲ轴 5.70 768.95 72.14 0.9605.齿轮传动设计计算设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。 齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1 小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。 为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥1.5mm。按下表步骤计算：计算项目 计算内容 计算结果1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度Ka≤(3.2-6.3)μm 初选8级精度计算齿轮比小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4T1=9.55× ×P1/N1=9.55× × N•mm K=1.2μ=4T1=4.31× 确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27 Z2=103应力循环次数 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109N2=N1/i齿=1.09×109 N1=4.35×109N2=1.09×109许用接触应力选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95由书P120表7-9得SH=1.05由书P122图7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa1=ZNT1×GHLIM1/SH=0.9×560/1.05=480MPa1=480MPa2=479.5MPa齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)d≥ = =50mmd=50mm确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=1.85取标准模数m=2 取m=2计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mmd2=mz2=2×103=206mm中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm齿轮宽b2=ψd×d1=59.4mm经圆整后b2取60mm为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。b1=b2+5mm=65mm d1=54mmd2=206mm a=130mmb2=60mmb1=65mm校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa由最小安全系数SF=1.35由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数YNT1=0.85YNT2=0.91=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.35=132.22MPa2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.35=126.67MPa σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa1=132.22MPa2=126.67MPa两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.13 10.14YF1=2.57YS1=1.60YF2=2.18YS2=1.79比较(YF1×YS1)/1=2.57×1.60/132.22=0.032(YF2×YS2)/2=2.18×1.79/126.67=0.030 计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= =54.61 MPa ＜1=132.22MPa弯曲强度足够验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s 8级精度合适齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mmda2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm齿全高h (C*=0.25)h=（2ha*+C*）m=4.5mm齿厚S=πm/2=3.14mm齿根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm齿顶高ha=ha*m=2mm齿根圆直径df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mmda2=210mmh=4.5mmha=2mmh)f=2,5mmdf1=49 mmdf2=201mms=3.14 mm齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构大齿轮的相关尺寸计算如下：轴孔直径 ds=48 mm轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 mm轴毂长度 L=b2=60mm轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=128.4mm腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=26 mm齿轮倒角n=0.5m=1.25 mm =1mm ds=48 mmD1=76.8 mmL= 60mmδ0=7mmD2= 180 mmC=18mmD=128.4mmd0=26mmn=1 mm6.输入轴的设计结构计算减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理根据表14.1得A=107-118 mm若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%17.68×1.03=18.2119.5×1.05=20.475由设计手册查取直径 取d1=20mm主动轴结构设计根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mmc) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mmd)由轴承初选6305的安装尺寸得知： da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mme) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5f)d6=30mm L6=7.5mmg)d7=25mm L7=13mm由此初步确定轴的各段长度和直径 输入轴的强度校核(1)计算作用力圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N径向力Fr=Ft×tanα。=574.5N由于直齿轮轴向力 Fa=0(2)作主动轴受力简图L=60+40=100水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97NMHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251NMVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm合成弯距： 扭矩T=4.309× （N•mm） α=0.6 脉动循环校核危害截面的强度由书P176表9-5 =102.5 MPaσb=Mec/W=31.8MPa《=102.5 MPa 故轴的强度足够修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改7.输出轴的设计结构计算(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力=102.5MPa(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得 A=107-118 mm 由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由设计手册取标准直径d1=38mma)绘制轴系结构草图根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mmc)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2=54.5mm d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5mm 故轴段3的长度L3=50mme)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mmg)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm所以 d6=45mm L6=18mm由此初步确定轴的各段长度和直径 从动轴强度校核(1)计算作用力圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N径向力Fr=Ft×tanα=2833.2N由于直齿轮轴向力 Fa=0(2)输出轴受力支撑点间距离L=50+43=95mm水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75NMHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51NMVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm合成弯距： 校核危害截面的强度由书P176表9-5 =102,5MPaσb=Mec/W =45.6MPa《=102.5MPa故轴的强度足够.修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改8.滚动轴承的选择计算滚动轴承的选择：1）主动轴的轴承考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承寿命计划：寿命10年双班制 Lh=10×300×8×2=48000h两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球轴承ε=3 基本容量定动载荷 由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994L10h= =120113.96h由L10h》 Lh 故轴承寿命合格2）从动轴的轴承X=1 Y=0 球轴承ε=3 基本额定动载荷 由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993 L10h= =109204.3h由L10h》 Lh 故轴承寿命合格9.键的选择（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装a)选键的型号和确定尺寸车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mmb)校核键联接强度由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表14.6得b3=100-120MPa（轻微冲击）A键工作长度L=L-B=45-8=37mmσjy=4T/dhl=12.18MPa由σjy小于,则强度足够键8×45 GB1096-79(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢由表14.6得b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=28mmσjy=4T/dhl=14.4MPa由σjy小于 则强度足够键10×45 GB1096-79(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)a)选键的型号和确定尺寸键宽b=8mm,键高h=7mm键长由长度系列取键长L=45mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢 b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=45-8=37mmσjb=4T/dhl=10.66MPa由σjy小于则强度足够键8×45 GB1096-79(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢由表14.6得b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=28mmσjy=4T/dhl=6.73MPa由σjy小于 则强度足够键10×45 GB1096-7910.联轴器的选择（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器由书得K=1.35TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•mTC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型轴孔长度L=52mmYL4型凸缘联轴器有关参数（2）输出轴 转矩为T=768.95查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A键GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A键11. 箱体主要结构尺寸的计算机座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm机盖壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm机座凸缘厚度b=1.5δ=16.5取17mm机盖凸缘厚度b1=1.5δ1=15mm机座底缘厚b2=25δ=27.5取28mm地脚螺钉直径df=0.036a+12=15.6取M16地脚螺钉数a≤250 n=4轴承弯联接直径d=0.75df=M12机盖与机座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=M10联接螺栓D2间距L=(150~200)mm轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df取M8窥孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df取M4螺钉扳手空间至外机壁L1LIM=13mm至凸缘边距离C2MIN=11mm外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于1.2δ取13mm齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm机盖`机座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm从动轴承端盖外径D2=D+（5-5.5）d3=95mm主动轴承端盖外径D’2=D’+（5-5.5）d3=105mm轴承端盖厚t=（1-1.2）d3取10mm12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择1)计算线速度V=3.14×d×n/60×1000m/minV1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min由V小于12应用浸油润滑2)由书P209表10.18得运动粘度ν50℃=85mm2/S再由书P13表2.1得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量1.5L左右书P15表2.2 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87用油量为轴承1/3~1/2为宜3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法b)观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封c)轴承孔的密封透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙由手册P260表18~10主动轴毡圈22 FZ/T92010-91从动轴毡圈22 FZ/T92010-9113.参考资料参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版； 2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编； 3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，2008.55：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；

二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计的说明书

机械设计课程设计说明书学院：西安交通大学机械学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机设0602姓名：XXX教师：XXX目 录一、设计数据及要求 21.工作机有效功率 22.查各零件传动效率值 23.电动机输出功率 34.工作机转速 35.选择电动机 36.理论总传动比 37.传动比分配 38.各轴转速 49.各轴输入功率： 410.电机输出转矩： 411.各轴的转矩 412.误差 5三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5四、齿轮传动校核计算 5（一）、高速级 5（二）、低速级 9五、初算轴径 13六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14（一）、中间轴 14（二）、输入轴 20（三）、输出轴 24七、选择联轴器 28八、润滑方式 28九、减速器附件： 29十一 、参考文献 29一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班；二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 故： 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸D×E 建联接部分尺寸F×CD132 216×140 12 38×80 10×86.理论总传动比 7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速9.各轴输入功率：10.电机输出转矩： 11.各轴的转矩12.误差 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/Kw 转矩 T/Nmm 转速 n/r/min 传动比 i 效率 η/%电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、高速级 1．传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献P138公式8.13可得： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =19, 则 式中： ——大齿轮数； ——高速级齿轮传动比。（3）由参考文献 P144表8.6，选取齿宽系数 。（4）初取螺旋角 。由参考文献P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献 P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。（6）齿形系数 和应力修正系数 ：齿轮当量齿数为 ， 由参考文献 P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20 由参考文献 P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78（7）许用弯曲应力可由参考文献 P147公式8.29算得： 由参考文献 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献 P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 ．计算传动尺寸（1）计算载荷系数 由参考文献 P130表8.3查得使用 由参考文献 P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献 P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献 P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献 P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为105mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。3．校核齿面接触疲劳强度由参考文献 P135公式8.7 式中各参数：（1）齿数比 。 （2）由参考文献 P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献 P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献 P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献 P146图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献 P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献 P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。（二）、低速级1．传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献P138公式8.13可得： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =23, 则 式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。（3）由参考文献 P144表8.6，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角 。由参考文献P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献 P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。（6）齿形系数 和应力修正系数 ：齿轮当量齿数为 ， 由参考文献 P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28 由参考文献 P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76（7）许用弯曲应力可由参考文献 P147公式8.29算得： 由参考文献 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献 P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸（1）计算载荷系数 由参考文献 P130表8.3查得使用 由参考文献 P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献 P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献 P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献 P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为145mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献 P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献 P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献 P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献 P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献 P146图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献 P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献 P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献P193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献P193表10.2，取 六、校核轴及键的强度和轴承寿命：（一）、中间轴 1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献P140公式8.16可知式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献P140公式8.16可知式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为： 5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2 ，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。由 ，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）由参考文献P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数，故危险截面是安全的9．校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献查得 ，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命 由参考文献P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力 ，轴承2的轴向力 由 由参考文献P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求（二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献P205附表10.1知：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 由参考文献P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献查得 ，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力 ，轴承2的轴向力 由 由参考文献P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求（三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。 由参考文献P205附表10.1知：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）由参考文献P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献查得 ，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件：1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。十一 、参考文献1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20062 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20053 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20034徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，20045陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，20036王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

求 齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图 做课程设计，满意答复追加50分

单级斜齿圆柱减速器设计说明书院（系） 机械与汽车工程学院 专 业 班 级 学 号 姓 名 专业教研室、研究所负责人 指导教师 年 月 日XXXXXXX 大 学课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书兹发给 车辆工程 班学生 课程设计（论文）任务书，内容如下： 1． 设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器2． 应完成的项目：（1） 减速器的总装配图一张(A1) （2） 齿轮零件图 一张(A3) （3） 轴零件图一张(A3) （4） 设计说明书一份 3． 本设计（论文）任务书于2008 年 月 日发出，应于2008 年 月 日前完成，然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日指导教师 签发 年 月 日程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：课程设计（论文）答辩负责人签字：年 月 日目 录一． 传动方案的确定―――――――――――――――5二． 原始数据――――――――――――――――――5三． 确定电动机的型号――――――――――――――5四． 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6五． 传动零件的设计计算―――――――――――――7六． 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13七． 轴的设计――――――――――――――――――14八． 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19九． 键联接的选择和强度校核―――――――――――22十． 联轴器的选择和计算―――――――――――――22十一． 减速器的润滑―――――――――――――――22十二． 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明一、传动方案拟定二、原始数据： 带拉力：F=5700N, 带速度：v=2.28m/s, 滚筒直径：D=455mm 运输带的效率： 工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。三、电动机选择(1) 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率：:运输机主轴上所需要的功率： 传动装置的总效率： ， ， ， ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，取： 所以： 电动机所需功率: ，查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率 （3）选择电动机的转速取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比 ＝3～6 滚筒的转速： 电动机的合理同步转速： 查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm(r/min) 堵载转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0查表16-2得电动机得安装及有关尺寸中心高 H 外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸 键公称尺寸200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置得总传动比 ： 取V带传动比： ；单级圆柱齿轮减速器传动比： (1) 计算各轴得输入功率电动机轴： 轴Ⅰ（减速器高速轴）: 轴Ⅱ（减速器低速轴）: (2) 计算各轴得转速 电动机轴: 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : （3）计算各轴得转矩电动机轴 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : 上述数据制表如下：参数轴名 输入功率（ ）转速（ ）输入转矩（ ）传动比效率电动机轴 15.136 970 182.14 1.6893 0.95轴Ⅰ（减速器高速轴） 14.379 574.20 239.15 6 0.97轴Ⅱ（减速器低速轴） 13.669 95.70 1364.07 五、传动零件的设计计算1. 普通V带传动得设计计算① 确定计算功率 则： ，式中，工作情况系数取 ＝1.3② 根据计算功率 与小带轮的转速 ，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。③ 确定带轮的基准直径 取小带轮直径: ，大带轮直径 : 根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 ④ 验证带速: 在 之间。故带的速度合适。⑤确定V带的基准直径和传动中心距 初选传动中心距范围为： ，初定 V带的基准长度： 查《机械设计》表2.3，选取带的基准直径长度 实际中心距： ⑥ 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。⑦ 计算V带的根数z ,由 ， ，查《机械设计》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得额定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得 ， 取 根。⑧ 计算V带的合适初拉力 查《机械设计》表2.2，取 得 ⑨ 计算作用在轴上的载荷 :⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm 带轮尺寸 小带轮槽型 C基准宽度 11基准线上槽深 2.75基准线下槽深 11.0槽间距 15.0 0.3槽边距 9轮缘厚 10外径 内径 40带轮宽度 带轮结构 腹板式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.2. 齿轮传动设计计算（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）； ② 选择齿轮材料：由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45； ③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；④ 初选螺旋角 ⑤ 选 小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数 （2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 A. 确定公式内各个计算数值① 试选载荷系数Kt=1.5② 小齿轮传递的转矩： ③ 由《机械设计》表12.5得齿宽系数 （对硬齿面齿轮， 取值偏下极限）④ 由《机械设计》表12.4弹性影响系数 ⑤ 节点区域系数 所以，得到 =2.4758⑥ 端面重合度＝ ＝ 代入上式可得： ⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)⑧ 应力循环次数N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图12.4⑩ 接触疲劳许用应力 取 =0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa因为 =779.165MPa《1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 MpaB. 计算① 试算小齿轮分度圆② 计算圆周速度： = ③ 计算齿宽： = 1 57.24 = 57.24 mm④ 齿宽与齿高之比： /(2.25 ) ⑤ 计算载荷系数K根据v=2.28m/s，7级精度，由附图12.1查得动载系数 =1.07由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25参考课本附表12.3中6级精度公式，估计 《1.34,对称1.313取 =1.313 由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26载荷系数 ⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径 ＝ ⑦ 计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 A. 确定公式中的各参数① 载荷系数K： 则 ② 齿形系数 和应力校正系数 当量齿数 ＝ ＝21.6252，＝ ＝112.2453③ 螺旋角影响系数 轴面重合度 ＝ ＝0.9385 取 ＝1得 =0.9374④ 许用弯曲应力 查课本附图6.5得 ，取 =1.4，则＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa⑤ 确定 =2.73 1.57/307=0.01396=2.17 1.80/314=0.01244以 代入公式计算B. 计算模数mn 比较两种强度计算结果，确定 4、几何尺寸的计算 ① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm取中心距 ② 修正螺旋角： ③ 分度圆直径： ④ 齿宽 ，取B2=65 mm，B1=70 mm⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮中心距 223 mm传动比 6法面模数 设计和校核得出 3端面模数 3.034法面压力角 螺旋角 一般为 齿顶高 3mm齿根高 3.75mm全齿高 6.75mm顶隙 c 0.75mm齿数 Z 21 126分度圆直径 64.188mm 382.262 mm齿顶圆直径 70.188 mm 388.262mm齿根圆直径 57.188 mm 375.262 mm齿轮宽 b 70mm 65mm螺旋角方向 左旋 右旋六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。名称 代号 尺寸计算 结果(mm)底座壁厚 8箱盖壁厚 8底座上部凸圆厚度 12箱盖凸圆厚度 12底座下部凸圆厚度 20底座加强筋厚度 e 8底盖加强筋厚度 7地脚螺栓直径 d 或表3.416地脚螺栓数目 n 表3--4 6轴承座联接螺栓直径 0.75d 12箱座与箱盖联接螺栓直径 (0.5—0.6)d 8轴承盖固定螺钉直径 (0.4—0.5)d 8视孔盖固定螺钉直径 (0.3—0.4)d 5轴承盖螺钉分布圆直径 155/140轴承座凸缘端面直径 185/170螺栓孔凸缘的配置尺寸 表3--2 22，18，30地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 表3--3 25，23，45箱体内壁与齿轮距离 12箱体内壁与齿轮端面距离 10底座深度 H 244外箱壁至轴承端面距离 45七、轴的设计计算 1. 高速轴的设计① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230② 初步估算轴的最小直径 根据教材公式，取 =110，则: =32.182mm因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5% ③ 轴的结构设计: 考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 两轴承支点间的距离： ，式中： ―――――小齿轮齿宽， ―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙， ――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离， ――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到 得到： 带轮对称线到轴承支点的距离 式中： ------------轴承盖高度， t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故， ―――――螺栓头端面至带轮端面的距离， ―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm――――带轮宽度， 得到： 2.按弯扭合成应力校核轴的强度。 ①计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力： 径向力： 轴向力： ②计算支反力 水平面： 垂直面： 所以: ③ 作弯矩图 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： ④ 作转矩图 （见P22页） T1=239.15Nm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 ， 则： ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：（安全）⑥ 轴的结构图见零件图所示2.低速轴的设计(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110, 两个键，所以 mm考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑 ---螺栓头端面至带轮端面的距离, k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ，选用6个L---轴联轴器长度,L=125mm得到: (4).按弯曲合成应力校核轴的强度①计算作用的轴上的力齿轮受力分析:圆周力: N径向力: 轴向力: ③ 计算支反力: 水平面: 垂直面: ，， ③ 作弯矩图 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： ④ 作转矩图 T2=1364.07Nm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为： D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：（安全）（5）轴的结构图见零件图所示：八、滚动轴承的选择和计算1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）②轴承A的径向载荷 轴承B的径向载荷：对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力 所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则计算当量动载荷 对于轴承1 对于轴承2 (根据《机械设计》表9.1)轴向载荷： 因为 ,按照轴承 A验算寿命 （由表13-1可查C=122kN）故满足寿命要求2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承

带-单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书F=4800N,V=1.25m/s,D=500mm

仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。 运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P190表10-9，取dd1=95mm》dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000 =7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670》1200（适用） （5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表10-2得 △P1=0.17KW查表10-4得 KL=0.99Z= PC/=3.3/=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78 由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.01=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力根据课本P116：= σbblim YN/SFmin由课本图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa《 σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa《 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适． 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表13-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa,查bb=215Mpa bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.由P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=1/2=1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa《 b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表13-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa,查bb=215Mpa bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa《b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L’h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1《e x1=1 FA2/FR2《e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1624N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h》48000h ∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命L’h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1《e x1=1 FA2/FR2《e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1693.5N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h》48000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93《125~150MPa=因此挤压强度足够剪切强度： =36.60《120MPa=因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a《250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν《12m/s，当m《20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

求一带式运输机用蜗杆减速器课程设计书

------蜗杆减速器传动（单级） 1.设计参数 传动装置简图如右图所示。 (1) 带式运输机数据 运输带工作拉力F= 2200 N 运输带工作速度v= 1.0 m/s 运输带滚筒直径D= 380 mm (2)工作条件 两班制工作，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%。 (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（具体见基本要求） 1)选择电动机型号； 2)设计减速器； 3)选择联轴器。 3.成果要求（具体见基本要求） 1)减速器装配图一张； 2)零件工作图三张； 3)设计说明书一份。 我设计了一部分，不知道数据正不正确！请高手帮忙！问题补充：减速器里就只有一个蜗轮蜗杆,外面一端连电动机,一端连传送带.图不知道怎么粘上来.