机械设计课程
设计说明书
机械设计课程设计题目
题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器
说 明： 减速器热处理车间零件清洗传送带减速设备两班制工作工作期限十年户
传送简图：
技术参数
已 知 条 件
数 组 号
1
2
3
4
5
6
7
8
鼓轮直径（mm）
300
330
350
350
380
300
360
320
传送带运行速度（ms）
063
075
085
08
08
07
084
075
传送带动轴需扭矩（N﹒m）
700
670
650
950
1050
900
660
900
带式输送机电动机驱动电动机通连轴器动力传入减速器连轴器动力传输送机滚筒带动输送带工作传动系统中采两级展开式圆柱齿轮减速器结构简单齿轮相轴承位置称求轴较刚度高速级低速级采斜齿圆柱齿轮传动
目 录
第章 电动机选择…………………………………1
1．1 电动机选择………………………………………………………………1
1．2 装置运动动力参数计算………………………………………………2
第二章 传动零件设计计算………………………………………………3
2 1高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算……………………………3
2．2 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算……………………………7
第三章 轴结构设计计算……………………………………………12
3．1 轴结构设计………………………………………………………………12
3 2 中间轴校核……16
第四章 键联接选择计算22
第五章 滚动轴承选择计算23
第六章 箱体附件结构设计选择…………………………………26
6．1 减速器箱体结构设计……………………………26
6．2 减速器附件………………………………………………………………27
设计结…………………………………………………………………………34
参考资料…………………………………………………………………………35
电动机选择
1 电动机选择
11电动机类型选择
电动机类型根动力源工作条件选Y系列三相异步电动机
12电动机功率选择
书p270式(142)根已知条件计算出工作机滚筒转速：D330mm
434 rmin
般常选步转速1000rmin1500rmin电动机作原动机传动装置总传动约1116根总传动数值初步拟定出二级传动传动方案采两级圆柱齿轮减速箱展开式该方案般采斜齿轮总传动较结构简单制造成较低应广齿轮相轴承称布置齿宽载荷分布均匀求轴较刚度
工作机需效功率
PwT×nw9550670×43495503045 kW
计算电动机需功率先确定电动机工作机间总效率设弹性联轴器效率099齿轮传动（7级）效率097滚动轴承传动效率099V带传动096w1
传动装置总效率 1×096×099×0995×097²085
电动机需功率：3045085 358 kW
确定电动机额定功率：
13电动机转速：
便选择电动机转速先推算电动机转速选范围书查V带传动常传动范围iv2~4单级圆柱齿轮传动范围i`23~6传送带传动i`31电动机转速选范围： nd1nwivi21i21i316944~6944 rmin
见步转速1000rmin 1500rmin 3000rmin电动机均符合里初步选分1000rmin1500rmin两种电动机进行较表：
方 案
型 号
额定功率
(kW)
转速 (rmin)
步
满载
1
Y112M14
4
1500
1440
2
Y132M16
4
1000
960
2 装置运动动力参数计算
21传动装置总传动分配级传动
﹙﹚传动装置总传动：
根电动机满载转速滚筒转速算出传动装置总传动
i1nmnw9604342212 i2 nmnw14404343318
﹙二﹚分配级传动：取V带传动传动iv25 两级减速箱传动：
iz1i2iv3318258848 iz2i1iv22122513272
中 解
if1415 is132 if2339 is2261
iFiS值符合般圆柱齿轮传动常范围选方案1方案2出iFiS值符合般圆柱齿轮传动常范围选
﹙三﹚轴转速
设电动机轴0轴减速箱高速轴1轴中速轴2轴低速轴3轴轴转速：
n1n0iv144025576 rmin
n2n1if5764151388 rmin n3n2is138832432 rmin
﹙四﹚轴输入功率
电动机额定功率Ped计算轴输入功率
㈤轴转矩
T09550p0n09550
T19550p1n19550×3845766367 Nm
T29550p2n29550×3691388 25389 Nm
T39550p3n39550×35443277896 Nm
计算结果整理列表供计算：
项目
电动机轴0
高速轴1
中速轴2
低速轴3
转速（rmin）
1440
576
1388
434
功率（kw）
4
384
369
354
转矩（N·m）
2653
6367
25389
77896
22V带传动设计计算
﹙﹚确定计算功率Pca ： PcaKA×P KA12
电动机选型知 P4 kw ∴
﹙二﹚选择V带带型：根传动形式选普通V带根Pcan1机械设计手册查：确定选A型V带
﹙三﹚确定带轮基准直径dd验算带速v
初选带轮基准直径dd1：机械设计手册P60查取带轮基准直径dd1100mm
②验算带速v ：机械设计手册验算带速度
vπdd1n160000π×100×1440600007536ms
dd2idd1100×1440576250mm
初选带轮中心距a0式选取
07(dd2+ dd1)mm ＜a0＜2(dd2+ dd1)mm 取a0500mm
机械设计表88
Ld1≈2a0+π(dd2+ dd1)2+( dd2 dd1)(4a0)156075mm
根Ld1表53选取相基准长度Ld
a≈a0+(Ld－ Ld1)2519625mm
验算动轮包角α1
α1≈180°－（dd2 dd1）×60°a16268°＞120° 合适
计算V带根数z
n01440rmin dd1100mm i25查表57（a）表57（b）P0132kwΔP0017kw查表58Kα096查表59KL099式530：
zPca[(P0+ΔP0)KαKL]48[(132+017)] ×096×099339 取z4
③计算预紧力F0：查表51q010kgm式532：
F0500Pca(25Kα－1)(vz)+qv ²
500×48×﹙25096－1﹚﹙7536×4﹚+01×7536²1335N
④计算作轴压轴力FQ：
式533：FQ2zF0sin（α₁2）2×4×1335×sin（α₁2）105582N
二 传动零件设计计算
斜齿圆柱齿轮减速器设计选标准斜齿圆柱齿轮传动标准结构参数压力角齿顶高系数顶隙系数
1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
﹙﹚选择齿轮材料热处理方式：
软齿面齿轮齿轮尺寸紧凑性精度求高载荷中低速场合根设计求现选软齿面组合：
齿轮选择45钢调质HBS217～255
齿轮选择45钢常化HBS162～217
时两齿轮硬度差21716255希值略初步试算
﹙二﹚齿数选择：
现软齿面齿轮齿数根切齿数较宜初选24
4149924996
取齿轮齿数100齿数（实际传动）1002441667原求仅差(4166741499)4166704032满足求
﹙三﹚选择螺旋角β：验 8°<<20°现初选15°
﹙四﹚计算量齿数查齿形系数：
z zcosβ24 cos15°266305
z zcosβ100 cos15°1109606
线性差值求：
YFα1260+﹙257260﹚×﹙26630526﹚﹙2726﹚2581
YSα11595+﹙161595﹚×﹙26630526﹚﹙2726﹚15982
YFα2218+﹙214218﹚×﹙1109606100﹚﹙150100﹚21712
YSα2179+﹙183179﹚×﹙1109606100﹚﹙150100﹚17988
﹙五﹚选择齿宽系数：
减速器展开式双级齿轮传动齿轮相支承非称简支结构齿宽系数宜选参考[1]表77选择φ07～115现选φ10
﹙六﹚选择载荷系数：取Kt15
﹙七﹚计算I号齿轮轴扭矩TI 6367KN·m
﹙八﹚计算参数：
tantan costan20° cos15°03768
t206464°20°38′47″
sin sincos sin15°cos20°02432
b140755°14°04′31″
16507
0318φz1tan0318×1×24×tan15°2045
﹙九﹚齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数： ZH [2COSβb﹙sinαtcosαt﹚]1224249
②弹性影响系数 Z1898
③应力循环次数：
N160n1jLh60×﹙144036﹚×1×﹙2×8×300×10﹚1152×109
N2 N1i21152×109414992776×108
④接触疲劳寿命系数KHN：图73查 KHN1089 KHN2094
⑤弯曲疲劳寿命系数KHN：图74查 KFN1086 KFN1092
⑥齿齿轮齿面接触疲劳极限：
表73齿面硬度差σHlim1σHlim25013333
失效概率1％安全系数SH1
[σH1]KHN1σHlim1SH4461866MPa
[σH2] KHN2σHlim2SH4712533MPa
﹙[σH1]+ [σH2]﹚245871995MPa≤[σ] ≤123[σH1]548809518MPa
取[σ]460MPa
⑦齿轮分度圆直径：
dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE[σ]﹚²﹙φdεαi﹚﹜ ⅓523847mm
⑧计算法面模数m ：mcosdzcos15°523847242108 mm
﹙十﹚齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：＝16238>1＝1计算：
Y＝1β120°＝1－115°120°＝0744375
②初算中心距：
am(z1+ z)2cos20(24+100)2cos15°1283742mm
取a128 mm
③计算齿形系数许应力值：
取安全系数SF14 KFN1086 KFN1092
[σF1] KFN1σFlim1SF1189667MPa
[σF2] KFN2σFlim2SF1171905 MPa
YSα1Y[]2581×15982118966700347
YSα2Y[]21712×17988117190500333
YSα1Y[]较齿轮参数YSα1Y[]代入公式
④计算齿轮需法面模数：18666
﹙十﹚ 决定模数
设计软齿面闭式齿轮传动失效齿面疲劳点蚀模数发生轮齿疲劳折断两次求出结果接触疲劳强度需模数较齿轮易发生点蚀破坏应mn≥18666mm准根标准模数表暂定模数：
m20mm
﹙十二﹚初算中心距：
20×(24+100)2cos15°1283742mm
取 a128mm
﹙十三﹚修正螺旋角β：标准中心距修正β：
βarccos [ mn﹙z1+z2﹚﹙2 a﹚] arccos [﹙24+100﹚128 ]143615°
﹙十四﹚计算端面模数：mtmncosβ20645mm
﹙十五﹚计算传动尺寸：
d1 mn z120645×2449548mm d2 mn z220645×10020645mm
b2 d1φd1×4954850mm b1 b2+749548+656mm
﹙十六﹚计算齿面载荷：
Ft2T1d12×636749548257KN
Fr Fttanαt257×tan206464°09684 KN
FαFttanβ257×tan143615°0658 KN
﹙十七﹚选择精度等级
齿轮圆周转速：νπd1n16000014469ms
运输机般通机械选齿轮精度等级7级合宜
﹙十八﹚齿轮图：
2 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
﹙﹚选择齿轮材料热处理方式：
软齿面齿轮齿轮尺寸紧凑性精度求高载荷中低速场合根设计求现选软齿面组合：
根[1]P102表81：
齿轮选择45钢调质HBS217～255
齿轮选择45钢常化HBS162～217
时两齿轮硬度差21716255希值略初步试算
﹙二﹚齿数选择：
现软齿面齿轮齿数根切齿数较宜初选22
3198222703604
取齿轮齿数z70齿数（实际传动）zz1702231818原求仅差(4064540617)4064505149满足求
﹙三﹚选择螺旋角β： 验 8°<<20°现初选15°
﹙四﹚计算量齿数查齿形系数：
z 1 cos22 cos15°2441
z cos70 cos15°7767
[1]P111表88线性差值求：
YFα1265+﹙252265﹚×﹙244124﹚﹙2524﹚2638
YSα1158+﹙159158﹚×﹙244124﹚﹙2524﹚1584
YFα2224+﹙222224﹚×﹙776770﹚﹙8070﹚22247
YSα2175+﹙177175﹚×﹙776770﹚﹙8070﹚17653
﹙五﹚选择齿宽系数：
减速器展开式双级齿轮传动齿轮相支承非称简支结构齿宽系数宜选参考P123表77选择φ07～115现选φ1
﹙六﹚选择载荷系数：载荷系数K12～16 取Kt15
﹙七﹚计算II号齿轮轴扭矩TII T29550×P2n225389 N·m
﹙八﹚计算参数：
tantan costan20° cos15°03768
206469°
sin sincos sin15°cos20° 02432
140761°
1614075
0318φz1tan0318×122tan15°18875
﹙九﹚齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数： Z[2cosβb﹙sinαtcosαt﹚] ½2425
②弹性影响系数 Z1898
KHN1＝096 KHN2094 σHlim1σHlim2＝515 MPa S10
③许接触应力：[σH1]σHlim1KHN1SH4944 MPa [σH2] σHlim2KHN2SH4841 MPa
﹙[σH1] ＋[σH2]﹚／248925 MPa≤[σH] ≤123[σH1]608112 MPa
取[σH]490 MPa
④齿轮分度圆直径：dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE[σH]﹚²﹙φdεαi﹚﹜ ⅓23378mm
b dt1φd23378mm bhφd z1﹙225cosβ﹚101227
Kv114 Kα12 KA1 KHβ14134 KKvKαKβKA1929
d1 dt1﹙KKt﹚⅓25423mm
⑤圆周速度：νπdt1n26000001698ms
⑥计算法面模数m mcos d1zcos15°254232211162mm
﹙十﹚齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：
＝1875计算：Y＝1＝1－187515°120°＝07656
②计算齿形系数许应力值： SF14
查图74 KFN1094 KFN1092
查表73 σFlim1σFlim23675MPa
[σF1] KFN1σFlim1 SF 24675Mpa
[σF2] KFN2σFlim2 SF 16215MPa
YSα1Y[ F1]2638×158424675 00169
YSα2Y[ F2]22247×1765316215002422
③计算齿轮需法面模数：Kv114 Kα12 KA1 KFβ134 KKvKαKβKA1833
﹙2×1833×25389×07656×cos²β×00169161407522²﹚⅓243mm
﹙十﹚接触强度决定模数值取m 25mm
﹙十二﹚初算中心距：
amn(z1+ z)2cos25(22+70) ﹙2cos15°﹚119057 mm
取 a119 mm
﹙十三﹚修正螺旋角β：
标准中心距修正β：cosβ mn﹙Z1＋Z2﹚2a096638655
β14898°
﹙十四﹚计算端面模数：mt mn cosβ 2587mm
﹙十五﹚计算传动尺寸：
d1 mn z12587×2256914mm d2 mn z22587×7018109mm
b2 d1φd1×5691457mm b1 b2+756913+764mm
﹙十六﹚计算齿面载荷：
Ft2T1d12×253895691489219 KN
Fr Fttanαt89219×tan206469°33619 KN
FαFttanβ89219×tan14898°23738 KN
齿轮参数
高速级
低速级
齿数
24
100
22
70
中心距
128
119
法面模数
20
25
端面模数
206467
206957
螺旋角
14°22′41″
14°53′53″
法面压力角
端面压力角
20°38′47″
20°39′49″
齿宽b
56
50
64
57
齿根高系数标准值
1
1
齿顶高系数
09687
09664
齿顶系数标准值
025
025
量齿数
266305
1109606
2441
7767
分度圆直径
49548
20645
56914
18109
齿顶高
20
20
齿根高
25
25
齿全高
45
45
齿顶圆直径
53548
21045
60914
18509
齿根圆直径
44548
20145
51914
17609
基圆直径
46
193
53
169
三 轴结构设计计算
轴组成机械零件支撑回转件传递转矩时通轴承机架连接轴零件围绕轴心做回转运动形成轴基准组合体——轴系部件
1轴结构设计
中间轴：
11初步确定轴直径
选取轴材料45号钢调质处理
扭转强度法估算轴直径[1]P207表12—2取A110
dmin≥ A﹙P2n2﹚⅓3283mm
12轴定位求确定轴段直径长度
初步选择圆锥滚子轴承取安装轴承段直径d 35mm选取30207型圆锥滚子轴承尺寸D72mm T1825mmB17mmC15mma153mm
轴承安装尺寸42mm现取高速齿轮轴段d140mm齿轮距箱体壁距离Δ110mm齿轮2齿轮3轮毂端面间距Δ38mm
低速级齿轮d356914mm取齿轮轴段d240mm低速级齿轮齿宽64mm
高速级齿轮齿宽50 mm高速级齿轮轴承间采套筒定位套筒端面压紧齿轮取d345mm
高速级齿轮距箱体壁距离Δ110 mm
两轴承支点间距离：L2﹙Ta﹚+2Δ1+B3+Δ3+ι1479mm ι50mm
齿轮3称线左端轴承支点距离：L1﹙Ta﹚+Δ1+ B324595mm
齿轮2齿轮3称线间距：L2B22+Δ3+ι258mm
齿轮2右端轴承支点距离：L3ι2+Δ1+﹙Ta﹚3595mm
2中间轴校核：
﹙﹚ 中间轴参数：
25389N·m 1388rmin 369 KW
﹙二﹚中间轴力：
低速级齿轮：Ft18908KN Fr13355KN
Fa123699KN d156914mm
高速级齿：Ft22465 KN Fr10926 KN
Fa10631 KN d220645mm
﹙三﹚绘制轴计算简图：
水面（H面）：
铅垂面（V面）：
﹙四﹚弯矩图：
﹙五﹚校核轴强度
①计算支反力：
水面：∑MB0 RAH×LFt3×﹙L2+L3﹚Ft3×L30 RAH6832KN
∑F0 RBHFt2+Ft3RAH4541KN
垂直面：∑MB0 RAV×LFr3×﹙L2+L3﹚+Fα3×d32+Fr2×L3+Fα2×d220 RAV1532KN ∑F0 RBVFr3Fr2RAV0897KN
②计算弯矩：
水面：MCH RAH×L128325N·M MDH RBH×L318778N·M
垂直面：MCV1 RAV×L145229N·M MCV2 RAV×L1+ Fα3×d32112893 N·M
MDV1 RBV×L352414 N·M MDV2 RBV×L3 Fα2×d2210486 N·M
③合成弯矩： MC1﹙MCH 2+ MCV12﹚½28761NM MC2﹙MCH 2+ MCV22﹚½305168NM
MD1﹙MDH 2+ MDV12﹚½194072NM MD2﹙MDH 2+ MDV22﹚½188032NM
④计算扭矩： 149795NM
减速器单运转扭转剪应力脉动循环变应力取系数α059
⑤计算弯矩： McaC1MC128761NM McaC2﹙MC22+T2﹚½36289NM
McaD1 MD1194072NM McaD2﹙MD22+T2﹚½2709NM
⑥判断危险截面：
计算弯矩图见C剖面处计算弯矩该处计算应力
σcaC McaC2W10 McaC2d135654MPa＜[σ1]60MPa
查表轴材料45号钢调质知：[σ1]60MPa安全
四 键联接选择计算
键标准件通常联接轴轴零件起周固定作传递转矩类型键实现轴零件轴固定轴移动根设计求次设计采键联接
1键选择
取中间轴段普通键进行说明具体结构：
中间轴尺寸d40mm[3]P388附录E中查键尺寸：键宽b12mm键高h8mm轴毂宽B248mmB364mm参考键长度系列取键长L240mmL356mm选圆头普通键（A型）
2键校核
键轮毂键槽接触高度t133mm许挤压应力[σp]120～150MPa取中间值[σp]130知：σp2 T﹙hld﹚25389×2﹙8×28×40﹚5667＜[σp]
该键联接强度足够样方法选择键具体参数：
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸b×h
键长 L
键标记
宽度b
深度
公称尺寸b
极限偏差
轴 t
榖 t1
般键联接
轴N9
榖JS9
>22～30
8×7
45
键 C8×45 GB10962003
8
0
0036
0018
0018
4
33
>38～44
12×8
40
键 12×40 GB10962003
12
0
0043
00215
00215
5
33
>44～50
14×9
45
键 14×45 GB10962003
14
0
0043
00215
00215
6
43
>38～44
12×8
5
键 C12×70 GB10962003
12
0
0043
00215
00215
5
33
五 滚动轴承选择计算
轴承支承轴零件功两：支承轴轴零件保持轴旋转精度减轻转轴支承间摩擦磨损
滑动轴承相滚动轴承具启动灵活摩擦阻力效率高润滑简便易互换等优点应广泛缺点抗击力差高速时噪声工作寿命液体摩擦滑动轴承
1轴承选择结构设计
转速适中受轴力承受径载荷选圆锥滚子轴承面中间轴例初选轴承型号30207型：
根初算轴径考虑轴零件定位固定估计出装轴承处轴径假设选轻系列轴承样初步定出滚动轴承型号轴承具体结构
2轴承校核
21轴承固定方式全固式轴外载荷F全部轴承1承受具体图：
1
2
R1
R2
FA
22轴承校核
中间轴例P411附录H查Cr 51500N 37200NP201表109查125球轴承3
计算量动载荷P：
装轴承处轴径 D40mm （中间轴两齿轮）
低速级齿轮： Ft189084KN Fa1237KN Fr133568KN
高速级齿轮： Ft226529KN Fa206792KN Fr209996KN
Fa ｜Fa1 Fa2｜16908KN Fr ｜Fr1+ Fr2｜23572KN
Fa00455 e037 Y16 Fa Fr 07173＞e
计算量动载荷P125﹙04 Fr +16Fa﹚45602KN
Lh106﹙ft Cr P﹚³ 60n3264388747h＞2×8×300×1048000h
选轴承满足工作求
具体参数表
轴承型号系列
基尺寸
安装尺寸
d
D
B
da
30205
25
52
15
31
30207
35
72
17
42
30210
50
90
20
57
3减速器箱体结构设计
箱体加速器中零件基座支承固定轴系部件保证传动零件正确相位置承受作减速器载荷重零件箱体般兼作润滑油油箱机体结构尺寸根脚螺栓尺寸通板固定脚螺尺寸根两齿轮中心距a确定[3]P361表151设计减速器具体结构尺寸表：
减速器铸造箱体结构尺寸
名称
符号
结构尺寸
机座壁厚
δ
10
机盖壁厚
δ1
10
机座凸缘机盖凸缘机座底凸缘厚度
bb1b2
121220
机盖箱座肋厚
mm1
8
轴承旁凸台高度半径
hR
5016
轴承盖外径
D2
D+（555）d3
脚螺钉
直径数目
df
双级减速器
a1+a2
350
df
16
n
6
通孔直径
df′
175
沉头座直径
D0
33
螺栓距机壁距离
C1min
25
螺栓距凸缘外缘距离
C2min
23
联接螺栓
轴承旁联接螺栓
箱座箱盖联接螺栓
直径
d
d112
d210
通孔直径
d¹
135
11
沉头座直径
D
26
22
凸缘尺寸
c1min
20
18
c2min
16
14
轴承盖螺钉直径
d3
8
视孔盖螺钉直径
d4
6
齿轮顶圆箱体壁距离
Δ1
10
齿轮端面箱体壁距离
Δ2
10
4减速度器附件
保证减速器正常工作具备完善性检查传动件啮合情况注油排油通气便安装吊运等减速器箱体常设置某必装置零件装置零件箱体相应局部结构统称附件
41窥视孔视孔盖
窥视孔检查传动件啮合情况润滑情况等该孔箱注入润滑油时视孔盖螺钉封住防止污物进入箱润滑油渗漏盖板底部垫纸质封油垫片
42通气器
减速器工作时箱体温度气压高通气器热膨胀气体时排出保证箱体外气压衡免润滑油箱体接合面轴伸处缝隙渗漏出结构图
设计结
通3周时间动手设计机械装置（减速器）学花时间真正动手演练实践通样程解实践机械设计基程时认识机械设计门实践性验性求高学科然设计遵循标准机械设计程实际断标准完善程设计时首先作假设通面设计进行重复修改断完善想设计出件产品需手头完善标准验次训练积累验时更加熟悉CAD软件运尤三维软件通次训练接触UG软件更模块更加熟练
针设计谈优缺点：优点——两级减速器整体尺寸较总传动较校核强度求较符合UG进行设计零件装配反映出设计结果便虚拟实验时导成二维图缺点——设计程中保证箱体强度厚度取较样加整体重量进步计算实验减轻重量轴结构设计太合理进步考虑进行完善齿轮造型通软件直接生成导入UG图着完美进步学UG软件做出UG里显示较齿轮外装配中齿轮啮合没表示出保证中心距部分箱体结构型号选择感觉出没太
课程设计中老师耐心指导结构设计创新衷感谢老师帮助
然三周时间设计出产品性值怀疑进步探讨验证说第次作种专业性强设计问题难免
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机械设计课程
设计说明书
机械设计课程设计题目
题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器
说 明： 减速器热处理车间零件清洗传送带减速设备两班制工作工作期限十年户
传送简图：
技术参数
已 知 条 件
数 组 号
1
2
3
4
5
6
7
8
鼓轮直径（mm）
300
330
350
350
380
300
360
320
传送带运行速度（ms）
063
075
085
08
08
07
084
075
传送带动轴需扭矩（N﹒m）
700
670
650
950
1050
900
660
900
带式输送机电动机驱动电动机通连轴器动力传入减速器连轴器动力传输送机滚筒带动输送带工作传动系统中采两级展开式圆柱齿轮减速器结构简单齿轮相轴承位置称求轴较刚度高速级低速级采斜齿圆柱齿轮传动
目 录
第章 电动机选择…………………………………1
1．1 电动机选择………………………………………………………………1
1．2 装置运动动力参数计算………………………………………………2
第二章 传动零件设计计算………………………………………………3
2 1高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算……………………………3
2．2 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算……………………………7
第三章 轴结构设计计算……………………………………………12
3．1 轴结构设计………………………………………………………………12
3 2 中间轴校核……16
第四章 键联接选择计算22
第五章 滚动轴承选择计算23
第六章 箱体附件结构设计选择…………………………………26
6．1 减速器箱体结构设计……………………………26
6．2 减速器附件………………………………………………………………27
设计结…………………………………………………………………………34
参考资料…………………………………………………………………………35
电动机选择
1 电动机选择
11电动机类型选择
电动机类型根动力源工作条件选Y系列三相异步电动机
12电动机功率选择
书p270式(142)根已知条件计算出工作机滚筒转速：D330mm
434 rmin
般常选步转速1000rmin1500rmin电动机作原动机传动装置总传动约1116根总传动数值初步拟定出二级传动传动方案采两级圆柱齿轮减速箱展开式该方案般采斜齿轮总传动较结构简单制造成较低应广齿轮相轴承称布置齿宽载荷分布均匀求轴较刚度
工作机需效功率
PwT×nw9550670×43495503045 kW
计算电动机需功率先确定电动机工作机间总效率设弹性联轴器效率099齿轮传动（7级）效率097滚动轴承传动效率099V带传动096w1
传动装置总效率 1×096×099×0995×097²085
电动机需功率：3045085 358 kW
确定电动机额定功率：
13电动机转速：
便选择电动机转速先推算电动机转速选范围书查V带传动常传动范围iv2~4单级圆柱齿轮传动范围i`23~6传送带传动i`31电动机转速选范围： nd1nwivi21i21i316944~6944 rmin
见步转速1000rmin 1500rmin 3000rmin电动机均符合里初步选分1000rmin1500rmin两种电动机进行较表：
方 案
型 号
额定功率
(kW)
转速 (rmin)
步
满载
1
Y112M14
4
1500
1440
2
Y132M16
4
1000
960
2 装置运动动力参数计算
21传动装置总传动分配级传动
﹙﹚传动装置总传动：
根电动机满载转速滚筒转速算出传动装置总传动
i1nmnw9604342212 i2 nmnw14404343318
﹙二﹚分配级传动：取V带传动传动iv25 两级减速箱传动：
iz1i2iv3318258848 iz2i1iv22122513272
中 解
if1415 is132 if2339 is2261
iFiS值符合般圆柱齿轮传动常范围选方案1方案2出iFiS值符合般圆柱齿轮传动常范围选
﹙三﹚轴转速
设电动机轴0轴减速箱高速轴1轴中速轴2轴低速轴3轴轴转速：
n1n0iv144025576 rmin
n2n1if5764151388 rmin n3n2is138832432 rmin
﹙四﹚轴输入功率
电动机额定功率Ped计算轴输入功率
㈤轴转矩
T09550p0n09550
T19550p1n19550×3845766367 Nm
T29550p2n29550×3691388 25389 Nm
T39550p3n39550×35443277896 Nm
计算结果整理列表供计算：
项目
电动机轴0
高速轴1
中速轴2
低速轴3
转速（rmin）
1440
576
1388
434
功率（kw）
4
384
369
354
转矩（N·m）
2653
6367
25389
77896
22V带传动设计计算
﹙﹚确定计算功率Pca ： PcaKA×P KA12
电动机选型知 P4 kw ∴
﹙二﹚选择V带带型：根传动形式选普通V带根Pcan1机械设计手册查：确定选A型V带
﹙三﹚确定带轮基准直径dd验算带速v
初选带轮基准直径dd1：机械设计手册P60查取带轮基准直径dd1100mm
②验算带速v ：机械设计手册验算带速度
vπdd1n160000π×100×1440600007536ms
dd2idd1100×1440576250mm
初选带轮中心距a0式选取
07(dd2+ dd1)mm ＜a0＜2(dd2+ dd1)mm 取a0500mm
机械设计表88
Ld1≈2a0+π(dd2+ dd1)2+( dd2 dd1)(4a0)156075mm
根Ld1表53选取相基准长度Ld
a≈a0+(Ld－ Ld1)2519625mm
验算动轮包角α1
α1≈180°－（dd2 dd1）×60°a16268°＞120° 合适
计算V带根数z
n01440rmin dd1100mm i25查表57（a）表57（b）P0132kwΔP0017kw查表58Kα096查表59KL099式530：
zPca[(P0+ΔP0)KαKL]48[(132+017)] ×096×099339 取z4
③计算预紧力F0：查表51q010kgm式532：
F0500Pca(25Kα－1)(vz)+qv ²
500×48×﹙25096－1﹚﹙7536×4﹚+01×7536²1335N
④计算作轴压轴力FQ：
式533：FQ2zF0sin（α₁2）2×4×1335×sin（α₁2）105582N
二 传动零件设计计算
斜齿圆柱齿轮减速器设计选标准斜齿圆柱齿轮传动标准结构参数压力角齿顶高系数顶隙系数
1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
﹙﹚选择齿轮材料热处理方式：
软齿面齿轮齿轮尺寸紧凑性精度求高载荷中低速场合根设计求现选软齿面组合：
齿轮选择45钢调质HBS217～255
齿轮选择45钢常化HBS162～217
时两齿轮硬度差21716255希值略初步试算
﹙二﹚齿数选择：
现软齿面齿轮齿数根切齿数较宜初选24
4149924996
取齿轮齿数100齿数（实际传动）1002441667原求仅差(4166741499)4166704032满足求
﹙三﹚选择螺旋角β：验 8°<<20°现初选15°
﹙四﹚计算量齿数查齿形系数：
z zcosβ24 cos15°266305
z zcosβ100 cos15°1109606
线性差值求：
YFα1260+﹙257260﹚×﹙26630526﹚﹙2726﹚2581
YSα11595+﹙161595﹚×﹙26630526﹚﹙2726﹚15982
YFα2218+﹙214218﹚×﹙1109606100﹚﹙150100﹚21712
YSα2179+﹙183179﹚×﹙1109606100﹚﹙150100﹚17988
﹙五﹚选择齿宽系数：
减速器展开式双级齿轮传动齿轮相支承非称简支结构齿宽系数宜选参考[1]表77选择φ07～115现选φ10
﹙六﹚选择载荷系数：取Kt15
﹙七﹚计算I号齿轮轴扭矩TI 6367KN·m
﹙八﹚计算参数：
tantan costan20° cos15°03768
t206464°20°38′47″
sin sincos sin15°cos20°02432
b140755°14°04′31″
16507
0318φz1tan0318×1×24×tan15°2045
﹙九﹚齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数： ZH [2COSβb﹙sinαtcosαt﹚]1224249
②弹性影响系数 Z1898
③应力循环次数：
N160n1jLh60×﹙144036﹚×1×﹙2×8×300×10﹚1152×109
N2 N1i21152×109414992776×108
④接触疲劳寿命系数KHN：图73查 KHN1089 KHN2094
⑤弯曲疲劳寿命系数KHN：图74查 KFN1086 KFN1092
⑥齿齿轮齿面接触疲劳极限：
表73齿面硬度差σHlim1σHlim25013333
失效概率1％安全系数SH1
[σH1]KHN1σHlim1SH4461866MPa
[σH2] KHN2σHlim2SH4712533MPa
﹙[σH1]+ [σH2]﹚245871995MPa≤[σ] ≤123[σH1]548809518MPa
取[σ]460MPa
⑦齿轮分度圆直径：
dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE[σ]﹚²﹙φdεαi﹚﹜ ⅓523847mm
⑧计算法面模数m ：mcosdzcos15°523847242108 mm
﹙十﹚齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：＝16238>1＝1计算：
Y＝1β120°＝1－115°120°＝0744375
②初算中心距：
am(z1+ z)2cos20(24+100)2cos15°1283742mm
取a128 mm
③计算齿形系数许应力值：
取安全系数SF14 KFN1086 KFN1092
[σF1] KFN1σFlim1SF1189667MPa
[σF2] KFN2σFlim2SF1171905 MPa
YSα1Y[]2581×15982118966700347
YSα2Y[]21712×17988117190500333
YSα1Y[]较齿轮参数YSα1Y[]代入公式
④计算齿轮需法面模数：18666
﹙十﹚ 决定模数
设计软齿面闭式齿轮传动失效齿面疲劳点蚀模数发生轮齿疲劳折断两次求出结果接触疲劳强度需模数较齿轮易发生点蚀破坏应mn≥18666mm准根标准模数表暂定模数：
m20mm
﹙十二﹚初算中心距：
20×(24+100)2cos15°1283742mm
取 a128mm
﹙十三﹚修正螺旋角β：标准中心距修正β：
βarccos [ mn﹙z1+z2﹚﹙2 a﹚] arccos [﹙24+100﹚128 ]143615°
﹙十四﹚计算端面模数：mtmncosβ20645mm
﹙十五﹚计算传动尺寸：
d1 mn z120645×2449548mm d2 mn z220645×10020645mm
b2 d1φd1×4954850mm b1 b2+749548+656mm
﹙十六﹚计算齿面载荷：
Ft2T1d12×636749548257KN
Fr Fttanαt257×tan206464°09684 KN
FαFttanβ257×tan143615°0658 KN
﹙十七﹚选择精度等级
齿轮圆周转速：νπd1n16000014469ms
运输机般通机械选齿轮精度等级7级合宜
﹙十八﹚齿轮图：
2 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
﹙﹚选择齿轮材料热处理方式：
软齿面齿轮齿轮尺寸紧凑性精度求高载荷中低速场合根设计求现选软齿面组合：
根[1]P102表81：
齿轮选择45钢调质HBS217～255
齿轮选择45钢常化HBS162～217
时两齿轮硬度差21716255希值略初步试算
﹙二﹚齿数选择：
现软齿面齿轮齿数根切齿数较宜初选22
3198222703604
取齿轮齿数z70齿数（实际传动）zz1702231818原求仅差(4064540617)4064505149满足求
﹙三﹚选择螺旋角β： 验 8°<<20°现初选15°
﹙四﹚计算量齿数查齿形系数：
z 1 cos22 cos15°2441
z cos70 cos15°7767
[1]P111表88线性差值求：
YFα1265+﹙252265﹚×﹙244124﹚﹙2524﹚2638
YSα1158+﹙159158﹚×﹙244124﹚﹙2524﹚1584
YFα2224+﹙222224﹚×﹙776770﹚﹙8070﹚22247
YSα2175+﹙177175﹚×﹙776770﹚﹙8070﹚17653
﹙五﹚选择齿宽系数：
减速器展开式双级齿轮传动齿轮相支承非称简支结构齿宽系数宜选参考P123表77选择φ07～115现选φ1
﹙六﹚选择载荷系数：载荷系数K12～16 取Kt15
﹙七﹚计算II号齿轮轴扭矩TII T29550×P2n225389 N·m
﹙八﹚计算参数：
tantan costan20° cos15°03768
206469°
sin sincos sin15°cos20° 02432
140761°
1614075
0318φz1tan0318×122tan15°18875
﹙九﹚齿面接触疲劳强度设计：
①区域系数： Z[2cosβb﹙sinαtcosαt﹚] ½2425
②弹性影响系数 Z1898
KHN1＝096 KHN2094 σHlim1σHlim2＝515 MPa S10
③许接触应力：[σH1]σHlim1KHN1SH4944 MPa [σH2] σHlim2KHN2SH4841 MPa
﹙[σH1] ＋[σH2]﹚／248925 MPa≤[σH] ≤123[σH1]608112 MPa
取[σH]490 MPa
④齿轮分度圆直径：dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE[σH]﹚²﹙φdεαi﹚﹜ ⅓23378mm
b dt1φd23378mm bhφd z1﹙225cosβ﹚101227
Kv114 Kα12 KA1 KHβ14134 KKvKαKβKA1929
d1 dt1﹙KKt﹚⅓25423mm
⑤圆周速度：νπdt1n26000001698ms
⑥计算法面模数m mcos d1zcos15°254232211162mm
﹙十﹚齿根弯曲疲劳强度设计：
①计算螺旋角系数Y：
＝1875计算：Y＝1＝1－187515°120°＝07656
②计算齿形系数许应力值： SF14
查图74 KFN1094 KFN1092
查表73 σFlim1σFlim23675MPa
[σF1] KFN1σFlim1 SF 24675Mpa
[σF2] KFN2σFlim2 SF 16215MPa
YSα1Y[ F1]2638×158424675 00169
YSα2Y[ F2]22247×1765316215002422
③计算齿轮需法面模数：Kv114 Kα12 KA1 KFβ134 KKvKαKβKA1833
﹙2×1833×25389×07656×cos²β×00169161407522²﹚⅓243mm
﹙十﹚接触强度决定模数值取m 25mm
﹙十二﹚初算中心距：
amn(z1+ z)2cos25(22+70) ﹙2cos15°﹚119057 mm
取 a119 mm
﹙十三﹚修正螺旋角β：
标准中心距修正β：cosβ mn﹙Z1＋Z2﹚2a096638655
β14898°
﹙十四﹚计算端面模数：mt mn cosβ 2587mm
﹙十五﹚计算传动尺寸：
d1 mn z12587×2256914mm d2 mn z22587×7018109mm
b2 d1φd1×5691457mm b1 b2+756913+764mm
﹙十六﹚计算齿面载荷：
Ft2T1d12×253895691489219 KN
Fr Fttanαt89219×tan206469°33619 KN
FαFttanβ89219×tan14898°23738 KN
齿轮参数
高速级
低速级
齿数
24
100
22
70
中心距
128
119
法面模数
20
25
端面模数
206467
206957
螺旋角
14°22′41″
14°53′53″
法面压力角
端面压力角
20°38′47″
20°39′49″
齿宽b
56
50
64
57
齿根高系数标准值
1
1
齿顶高系数
09687
09664
齿顶系数标准值
025
025
量齿数
266305
1109606
2441
7767
分度圆直径
49548
20645
56914
18109
齿顶高
20
20
齿根高
25
25
齿全高
45
45
齿顶圆直径
53548
21045
60914
18509
齿根圆直径
44548
20145
51914
17609
基圆直径
46
193
53
169
三 轴结构设计计算
轴组成机械零件支撑回转件传递转矩时通轴承机架连接轴零件围绕轴心做回转运动形成轴基准组合体——轴系部件
1轴结构设计
中间轴：
11初步确定轴直径
选取轴材料45号钢调质处理
扭转强度法估算轴直径[1]P207表12—2取A110
dmin≥ A﹙P2n2﹚⅓3283mm
12轴定位求确定轴段直径长度
初步选择圆锥滚子轴承取安装轴承段直径d 35mm选取30207型圆锥滚子轴承尺寸D72mm T1825mmB17mmC15mma153mm
轴承安装尺寸42mm现取高速齿轮轴段d140mm齿轮距箱体壁距离Δ110mm齿轮2齿轮3轮毂端面间距Δ38mm
低速级齿轮d356914mm取齿轮轴段d240mm低速级齿轮齿宽64mm
高速级齿轮齿宽50 mm高速级齿轮轴承间采套筒定位套筒端面压紧齿轮取d345mm
高速级齿轮距箱体壁距离Δ110 mm
两轴承支点间距离：L2﹙Ta﹚+2Δ1+B3+Δ3+ι1479mm ι50mm
齿轮3称线左端轴承支点距离：L1﹙Ta﹚+Δ1+ B324595mm
齿轮2齿轮3称线间距：L2B22+Δ3+ι258mm
齿轮2右端轴承支点距离：L3ι2+Δ1+﹙Ta﹚3595mm
2中间轴校核：
﹙﹚ 中间轴参数：
25389N·m 1388rmin 369 KW
﹙二﹚中间轴力：
低速级齿轮：Ft18908KN Fr13355KN
Fa123699KN d156914mm
高速级齿：Ft22465 KN Fr10926 KN
Fa10631 KN d220645mm
﹙三﹚绘制轴计算简图：
水面（H面）：
铅垂面（V面）：
﹙四﹚弯矩图：
﹙五﹚校核轴强度
①计算支反力：
水面：∑MB0 RAH×LFt3×﹙L2+L3﹚Ft3×L30 RAH6832KN
∑F0 RBHFt2+Ft3RAH4541KN
垂直面：∑MB0 RAV×LFr3×﹙L2+L3﹚+Fα3×d32+Fr2×L3+Fα2×d220 RAV1532KN ∑F0 RBVFr3Fr2RAV0897KN
②计算弯矩：
水面：MCH RAH×L128325N·M MDH RBH×L318778N·M
垂直面：MCV1 RAV×L145229N·M MCV2 RAV×L1+ Fα3×d32112893 N·M
MDV1 RBV×L352414 N·M MDV2 RBV×L3 Fα2×d2210486 N·M
③合成弯矩： MC1﹙MCH 2+ MCV12﹚½28761NM MC2﹙MCH 2+ MCV22﹚½305168NM
MD1﹙MDH 2+ MDV12﹚½194072NM MD2﹙MDH 2+ MDV22﹚½188032NM
④计算扭矩： 149795NM
减速器单运转扭转剪应力脉动循环变应力取系数α059
⑤计算弯矩： McaC1MC128761NM McaC2﹙MC22+T2﹚½36289NM
McaD1 MD1194072NM McaD2﹙MD22+T2﹚½2709NM
⑥判断危险截面：
计算弯矩图见C剖面处计算弯矩该处计算应力
σcaC McaC2W10 McaC2d135654MPa＜[σ1]60MPa
查表轴材料45号钢调质知：[σ1]60MPa安全
四 键联接选择计算
键标准件通常联接轴轴零件起周固定作传递转矩类型键实现轴零件轴固定轴移动根设计求次设计采键联接
1键选择
取中间轴段普通键进行说明具体结构：
中间轴尺寸d40mm[3]P388附录E中查键尺寸：键宽b12mm键高h8mm轴毂宽B248mmB364mm参考键长度系列取键长L240mmL356mm选圆头普通键（A型）
2键校核
键轮毂键槽接触高度t133mm许挤压应力[σp]120～150MPa取中间值[σp]130知：σp2 T﹙hld﹚25389×2﹙8×28×40﹚5667＜[σp]
该键联接强度足够样方法选择键具体参数：
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸b×h
键长 L
键标记
宽度b
深度
公称尺寸b
极限偏差
轴 t
榖 t1
般键联接
轴N9
榖JS9
>22～30
8×7
45
键 C8×45 GB10962003
8
0
0036
0018
0018
4
33
>38～44
12×8
40
键 12×40 GB10962003
12
0
0043
00215
00215
5
33
>44～50
14×9
45
键 14×45 GB10962003
14
0
0043
00215
00215
6
43
>38～44
12×8
5
键 C12×70 GB10962003
12
0
0043
00215
00215
5
33
五 滚动轴承选择计算
轴承支承轴零件功两：支承轴轴零件保持轴旋转精度减轻转轴支承间摩擦磨损
滑动轴承相滚动轴承具启动灵活摩擦阻力效率高润滑简便易互换等优点应广泛缺点抗击力差高速时噪声工作寿命液体摩擦滑动轴承
1轴承选择结构设计
转速适中受轴力承受径载荷选圆锥滚子轴承面中间轴例初选轴承型号30207型：
根初算轴径考虑轴零件定位固定估计出装轴承处轴径假设选轻系列轴承样初步定出滚动轴承型号轴承具体结构
2轴承校核
21轴承固定方式全固式轴外载荷F全部轴承1承受具体图：
1
2
R1
R2
FA
22轴承校核
中间轴例P411附录H查Cr 51500N 37200NP201表109查125球轴承3
计算量动载荷P：
装轴承处轴径 D40mm （中间轴两齿轮）
低速级齿轮： Ft189084KN Fa1237KN Fr133568KN
高速级齿轮： Ft226529KN Fa206792KN Fr209996KN
Fa ｜Fa1 Fa2｜16908KN Fr ｜Fr1+ Fr2｜23572KN
Fa00455 e037 Y16 Fa Fr 07173＞e
计算量动载荷P125﹙04 Fr +16Fa﹚45602KN
Lh106﹙ft Cr P﹚³ 60n3264388747h＞2×8×300×1048000h
选轴承满足工作求
具体参数表
轴承型号系列
基尺寸
安装尺寸
d
D
B
da
30205
25
52
15
31
30207
35
72
17
42
30210
50
90
20
57
3减速器箱体结构设计
箱体加速器中零件基座支承固定轴系部件保证传动零件正确相位置承受作减速器载荷重零件箱体般兼作润滑油油箱机体结构尺寸根脚螺栓尺寸通板固定脚螺尺寸根两齿轮中心距a确定[3]P361表151设计减速器具体结构尺寸表：
减速器铸造箱体结构尺寸
名称
符号
结构尺寸
机座壁厚
δ
10
机盖壁厚
δ1
10
机座凸缘机盖凸缘机座底凸缘厚度
bb1b2
121220
机盖箱座肋厚
mm1
8
轴承旁凸台高度半径
hR
5016
轴承盖外径
D2
D+（555）d3
脚螺钉
直径数目
df
双级减速器
a1+a2
350
df
16
n
6
通孔直径
df′
175
沉头座直径
D0
33
螺栓距机壁距离
C1min
25
螺栓距凸缘外缘距离
C2min
23
联接螺栓
轴承旁联接螺栓
箱座箱盖联接螺栓
直径
d
d112
d210
通孔直径
d¹
135
11
沉头座直径
D
26
22
凸缘尺寸
c1min
20
18
c2min
16
14
轴承盖螺钉直径
d3
8
视孔盖螺钉直径
d4
6
齿轮顶圆箱体壁距离
Δ1
10
齿轮端面箱体壁距离
Δ2
10
4减速度器附件
保证减速器正常工作具备完善性检查传动件啮合情况注油排油通气便安装吊运等减速器箱体常设置某必装置零件装置零件箱体相应局部结构统称附件
41窥视孔视孔盖
窥视孔检查传动件啮合情况润滑情况等该孔箱注入润滑油时视孔盖螺钉封住防止污物进入箱润滑油渗漏盖板底部垫纸质封油垫片
42通气器
减速器工作时箱体温度气压高通气器热膨胀气体时排出保证箱体外气压衡免润滑油箱体接合面轴伸处缝隙渗漏出结构图
设计结
通3周时间动手设计机械装置（减速器）学花时间真正动手演练实践通样程解实践机械设计基程时认识机械设计门实践性验性求高学科然设计遵循标准机械设计程实际断标准完善程设计时首先作假设通面设计进行重复修改断完善想设计出件产品需手头完善标准验次训练积累验时更加熟悉CAD软件运尤三维软件通次训练接触UG软件更模块更加熟练
针设计谈优缺点：优点——两级减速器整体尺寸较总传动较校核强度求较符合UG进行设计零件装配反映出设计结果便虚拟实验时导成二维图缺点——设计程中保证箱体强度厚度取较样加整体重量进步计算实验减轻重量轴结构设计太合理进步考虑进行完善齿轮造型通软件直接生成导入UG图着完美进步学UG软件做出UG里显示较齿轮外装配中齿轮啮合没表示出保证中心距部分箱体结构型号选择感觉出没太
课程设计中老师耐心指导结构设计创新衷感谢老师帮助
然三周时间设计出产品性值怀疑进步探讨验证说第次作种专业性强设计问题难免
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