1、一、課程設計任務書題目：二級直齒圓柱齒輪減速器工作條件：連續單向運轉，載荷較平穩，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產，允許輸送帶速度誤差為±5%。原始數據：運輸帶工作拉力F=5000N；帶速V=1.6m/s；滾筒直徑D=500mm。二、傳動方案的擬定與分析傳動方案（已給定）1）外傳動選用聯軸器使電機與高速軸相連2）減速器為二級展開式直齒圓柱齒輪減速器。3）方案簡圖如下：該方案的優缺點： 該工作機工作平穩，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用聯軸器這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分為二級展開式直齒圓柱齒輪減速，這是二級減速器中應用最廣泛

2、的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三、電動機的選擇1、電動機類型的選擇選擇Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總效率： =0.992×0.994×0.972×0.96=0.850（2）電機所需的功率：3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速：按機械設計綜合課程設計指導書P18表2-4推薦的傳動比合理范

3、圍，取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍，故電動機轉速的可選范圍為：。符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y160L-6。其主要性能：額定功率11KW；滿載轉速970r/min；額定轉矩2.0。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比2、分配各級傳動比（1）（2）展開式二級圓柱齒輪減速器傳動比一般按高速級是低速

4、1.31.4倍。即 求得： 五、動力學參數計算1、計算各軸轉速2、計算各軸的功率PI=P電機=9.41×0.99=9.32 KWPII=PI×軸承×齒輪=9.32×0.99×0.97=8.95 KWPIII=PII×軸承×齒輪=2.304×0.99×0.97=8.59KW3、計算各軸扭矩TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×9.32/970=91700 N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×8.

5、95/205.9=415000 N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×8.59/61.1=1342600 N·mm六、傳動零件的設計計算Ø 聯軸器的選擇1、類型選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯軸器。2、載荷計算減速器進口端 減速器出口端3、型號選擇由于聯軸器與軸配合，根據軸的設計從GB/T 43232002中查得與高速軸相配的聯軸器選用LT5型彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為125；低速軸相配的聯軸器選用LT10型彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為2000。

6、Ø 齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級和齒數（1）考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度220HBS；根據教材P210表10-8選8級精度。齒面粗糙度Ra1.63.2m。（2）2、按齒面接觸疲勞強度設計根據教材P203式10-9a：(1)確定公式內各各計算數值。試選載荷系數； 計算1齒輪即軸轉矩，3齒輪即軸轉矩TII=415000 N·mm；選取齒寬系數=1；分析得小齒輪接觸疲勞強度極限， 大齒輪接觸疲勞強度極限；查得材料的彈性影響系數由教材P206式10-13計算應力循環次數

7、NN1=60njL=60×970×1×(2×8×300×10)=2.79×109N2=N1/=1.28×109/4.71=5.93×108N3=60njL= N2=5.93×108N4= N3/=5.93×108/3.37=1.76×108由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：KHN1=0.90 KHN3=0.94 KHN3=0.94 KHN4=0.98通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數S=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=600

8、5;0.90/1.0Mpa=540MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=550×0.94/1.0Mpa=517MpaH3=Hlim3 KHN2/SH=600×0.94/1.0Mpa=564MpaH4=Hlim4 KHN2/SH=550×0.98/1.0Mpa=539Mpa(2)計算試算小齒輪分度圓直徑=62.422mm=102.701mm計算載荷系數根據速度，精度，齒寬和齒高的比等數據確定一系列參數故載荷系數 按實際載荷系數校正所算分度圓直徑 計算模數：=d1/Z1=66.951/20=3.348mm =d3/Z3=110.449/20=5.522mm3、校核齒

9、根彎曲疲勞強度根據教材P201公式10-5： 確定有關參數和系數綜合分析得小齒輪，大齒輪 計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4 計算載荷系數 查取齒形系數 查取應力校正系數 計算齒輪的，并加以比較 高速級大齒輪數值大，低速級也是大齒輪數值大。設計計算對比結果，高速級齒輪模數2.4163就近圓整為標準值， 低速級齒輪模數3.9733就近圓整為標準值。按接觸強度算得分度圓直徑=66.951 =110.449算出各齒輪齒數 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑 計算中心距 計算齒輪寬度 故 4、誤差合理性分

10、析七、軸的設計計算Ø 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度217255HBS。根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=112d112 (9.32/970)1/3mm=23.8mm。考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=23.8×(1+5%)mm=24.99，并根據聯軸器的選擇，選d=25mm。2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級展開式直齒圓柱齒輪減速器齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向

11、用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套筒定位。（2）確定軸各段直徑和長度段：d1=25mm 長度取L1=42mm。右端是聯軸器定位軸肩，故段：d2=30mm由減速器及端蓋結構設計確定端蓋總寬度為16mm，取端蓋外斷面與半聯軸器端面間距L=18mm，故L2 =34mm。段：初選用6007型深溝球軸承，其內徑為35mm，寬度為14mm。因此d3 =d7 =35mm，而L3=14mm。段取此段軸直徑為d6 =40mm，根據齒輪的結構設計算為了使齒輪右端套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段略短語輪轂寬，取L6=70mm。段：由于此段為右側齒輪的定位軸肩h=6mm，故取d5 =46mm，軸環寬度b>1.4h，取L

12、5 =b=10mm。段：因為段上軸承采用軸肩定位，由手冊查得此處軸肩高h=6mm，因此d4 =40mm。考慮齒輪端面和箱體內壁距離a=12mm，軸承端面和箱體內壁應有一定距離s=6mm，兩圓柱齒輪間距為c=18mm。有已知軸承寬度B=14mm，低速級小齒輪輪轂長L=117mm，得L4 =L+c+a+s- L5 ，即L4 =143mm。段：已算得d7 =35mm，且L7 =B+s+a+（40-36）=36mm。（3）求軸上載荷求小齒輪分度圓直徑：已知d1=67.5mm求轉矩：已知T=91700N·mm求圓周力：Ft根據教材P198（10-3）式得：Ft=2T/d=2717N求徑向力Fr

13、根據教材P198（10-3）式得：Fr=Ft·tan=2717N×tan200=989N由各段軸長求得LA=7+143+10+36.5=196.5mmLB=70+36-36.5-7=62.5mmn 繪制軸的受力簡圖（如圖a）n 繪制垂直面彎矩圖（如圖b）n 繪制水平面彎矩圖（如圖c）n 繪制合彎矩圖（如圖d）n 繪制扭矩圖（如圖e）據圖分析得 求得 求得 （4）校核軸的強度轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取=0.6,校核危險截面的強度由于已選45#鋼，且調質處理，查表得該軸強度足夠。Ø 中間軸和輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（2172

14、55HBS），確定軸的直徑方法同輸入軸，已算得直徑標在圖中。2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級展開式直齒圓柱齒輪減速器齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。做出階梯軸，軸向有軸肩套筒等定位，軸向由連接鍵定位。（2）確定軸的各段直徑和長度方法同輸入軸各段長度與直徑的確定，中間軸和輸出軸計算結果標于圖中。（3）校核軸的強度校核中間軸和輸出軸的危險截面，并根據反復修改，最終確定軸的各小段長度與直徑。八、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：16×365×10=48000小時1、計算輸入軸軸承（1）已知n=970r/min兩軸承徑向反力：FR1

15、=244.4N FR2=744.6N初選兩軸承為深溝球軸承6007型由于兩齒輪為直齒圓柱齒輪，所以Fa1= Fa2 =0。（2）計算當量載荷P1、P2由于軸承只受徑向力，故P1=FR1=244.4NP2= FR2=744.6N（3）軸承壽命計算P1<P2 故取P=744.6N角接觸球軸承=3根據手冊得6007型的C=16200N由教材P320式13-5a得預期壽命足夠2、計算中間軸和輸出軸軸承（1）各軸轉速已知，各軸承徑向反力已知。（2）計算當量載荷（3）軸承壽命計算算得，中間軸選用6009型深溝球軸承、輸出軸選用6012型深溝球軸承均符合使用壽命要求。九、鍵連接的選擇及校核計算1、聯軸

16、器與輸入軸連接采用平鍵連接軸徑d1=25mm，L1=42mm查手冊 選用A型平鍵，得：b=8 h=7 L=32即：鍵8×32 GB/T1096-2003 l=L-b=32-8=24mm TI=91700 N·mm根據教材P106式6-1得p=2 TI/kld=2×91700/3.5×24×25=87.3Mpap<p(130Mpa) 符合強度要求2、輸入軸與齒輪1連接采用平鍵連接軸徑d6=35mm L6=70mm 查手冊 選用A型平鍵，得：b=12 h=8 L=56即：鍵12×56 GB/T1096-2003l=L-b=56-12

17、=44mm TI=91700 N·mmp=2 TI/kld =2×91700/4×44×35=29.77Mpap<p(130Mpa) 符合強度要求3、齒輪2與中間軸連接用平鍵連接軸徑d=49mm L軸=63mm 查手冊 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=56即：鍵14×56 GB/T1096-2003l=L-b=56-14=42mm TII=415000 N·mmp=2 TII/kld =2×415000/4.5×42×49=89.6Mpap<p(130Mpa) 符合強度要求4、中間軸與

18、齒輪3連接采用平鍵連接軸徑d=49mm L軸=93mm 查手冊 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80即：鍵14×80 GB/T1096-2003l=L-b=80-14=66mm TII=415000 N·mmp=2 TII/kld =2×415000/4.5×66×49=57Mpa<p(130Mpa)p<p(130Mpa) 符合強度要求5、齒輪4與輸出軸連接用平鍵連接軸徑d=64mm L軸=83mm 查手冊 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=70即：鍵18×70 GB/T1096-2003l=L-b=70-

19、18=52mm TIII=1342600 N·mmp=2 TIII/kld =2×1342600/5.5×52×64=118.9Mpap<p(130Mpa) 符合強度要求6、輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接軸徑d=50mm L軸=112mm 查手冊 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=100即：鍵14×100 GB/T1096-2003l=L-b=100-14=86mm TIII=1342600 N·mmp=2 TIII/kld =2×1342600/4.5×86×50=116.8Mpap<

20、p(130Mpa) 符合強度要求十、聯軸器的選擇及校核計算1、類型選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯軸器。2、型號選擇輸入端聯軸器選用LT5型（GB/T 4323-2002）彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為125 N·m；輸出端聯軸器選用LT10型（GB/T 4323-2002）彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為2000 N·m。3、載荷計算查得 取KA =1.3Tca 入=KA TI=119 N·m<125 N·mTca 出=KA TIII =1745 N·m<2000 N·m符

21、合強度要求十一、減速器的潤滑與密封1、齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，取10mm。低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪半徑，取30mm。2、滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用飛濺潤滑。3、密封軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。十二、箱體及附件的結構設計1、減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。2、注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）齒輪嚙合側

22、隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于0.211mm，低速級側隙也不應小于0.211mm；（3）齒輪的齒側間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%；（4）深溝球軸承用潤滑油潤滑；（5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（6）減速器裝置內裝CKC150工業用油至規定的油面高度范圍；（7）減速器外表面涂灰色油漆；（8）按減速器的實驗規程進行試驗。 電動機型號：Y160L-6PI=9.32KWPII=8.95KWPIII=8.59KWi12=4.71I23=3.37Z1= Z320Z2=95Z4=68TII=415000 N

23、83;mmHlim1=600MpaHlim2=550MpaN1=2.79×109N2=5.93×108N3=5.93×108N4=1.76×108KHN1=0.90KHN3=0.94KHN3=0.94KHN4=0.98H1=540MpaH2=517MpaH3=539MpaH4=539Mpad1=66.951mmd3 =110.449S=1.4=194=246d1=25mmL1=42mmd2=30mmL2=34mmd3=35mmL3=14mmd6 =40mmL6=70mmd5=46mmL5=10mmd4=40mmL4=143mmd7=35mmL7=36mm

24、Ft =2717NFr=989NP1=FR1=244.4NP2= FR2=744.6N取P=744.6NC=16200N鍵8×32GB/T1096-2003 p=87.3Mpa鍵12×56 GB/T1096-2003p=29.77Mpa鍵14×56 GB/T1096-2003p=89.6Mpa鍵14×80 GB/T1096-2003p=57Mpa鍵18×70 GB/T1096-2003p=118.9Mpa 鍵14×100 GB/T1096-2003p=116.8Mpa設計小結機械基礎綜合課程設計是機械課程當中一個重要環節，通過了3周的課程設計使我從多個方面都受到了機械設計的訓練，對減速器的各個零部件有機的結合在一起，并得到了深刻的認識。在這次作業過程中,我們遇到了許多困難,大量的計算,大量地查找資料。這次作業的時間是漫長的,過程是曲折的,細細想來，我們的收獲還是很大的.不僅僅給予以前的實踐很好的理論透析，而且也對制圖有了更進一步的掌握AutoCAD、Word、圖畫這些工具軟件的應用也