1、課程設計課程設計題目：單級直齒圓柱齒輪減速器姓名：何成海所學專業名稱：機械設計與制造指導老師：張孝瓊學號：日期：機械設計課程設計設計題目：單級圓柱式齒輪減速器設計內裝：1.設計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張3. 軸零件圖一張4. 齒輪零件圖一張學院：滁州學院班級：設計者：指導老師：完成日期：成績：滁州學院32目錄課程設計任務書11、傳動裝置的總體設計31.1、傳動方案的確定31.2、電動機選擇31.3、傳動比的計算及分配41.4、傳動裝置運動及動力參數計算42、傳動件的設計計算52.1、皮帶輪傳動的設計計算52.2、直齒圓柱齒輪傳動的設計計算73、齒輪上作用力的計算104、軸的設計計算1

2、04.1、高速軸的設計與計算104.2、低速軸的設計計算155、減速器箱體的結構尺寸206、圖形227、總結25課程設計（論文）任務書年級專業學生姓名學號題目名稱單級直齒圓柱齒輪減速器設計設計時間課程名稱機械設計課程設計課程編號設計地點一、課程設計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設計實踐鞏固、加深和擴展。1.2 培養分析和解決設計簡單機械的能力為以后的學習打基礎。1.3 進行工程師的基本技能訓練計算、繪圖、運用資料。二、已知技術參數和條件2.1 技術參數：滾筒圓周力F=2.2KN輸送帶速度V=1.7m/s卷筒直徑D=420mm工作年限：10年2.2 工作條件：每日二班制工作，傳動不逆

3、轉，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為土5%三、任務和要求3.1繪制單級直齒圓柱齒輪減速器裝配圖1張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2編寫設計計算說明書1份，計算數據應正確且與圖紙統一。說明書應符學院規范格式且用A4紙打?。?.3圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；四、參考資料和現有基礎條件（包括實驗室、主要儀器設備等）4.1機械設計教材4.2機械設計課程設計手冊4.3 減速器實物；4.4 其他相關書籍五、進度安排設計內容天數1設計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）2傳動裝置的總體設計3各級傳動的主體設計計算4減速器裝配圖的設計和繪制5零件工作圖的繪制6編寫設計說明書7總計任務下達日期：任務完

4、成日期：指導教師（簽名）：學生（簽名）：1、傳動裝置的總體設計1.1傳動方案的確定S2-1車級閩柱減逹器低動聶置簡圈1.電動機2.帶傳動3*減速器4”聯軸器?.輸送蒂6.帶輪1.2電動機選擇(1) 選擇電動機的類型和結構因為裝置的載荷平穩，且在有粉塵的室內環境下工作，溫度不超過35C，因此可選用Y系列三相異步電動機，它具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工作環境也能滿足要求。而且結構簡單、價格低廉。(2) 確定電動機功率傳動系得總的效率:32%3%4%1=0.851 帶式輸送機的傳動效率，取0.962 滾動軸承效率,取0.993 8級精度齒輪傳動的效率，取

5、0.974 聯軸器的效率，取0.98電動機所需的功率為：P=FV/(1000xa)=2200%1.7/(1000x0.85)(kw)=4.4kw0.85P=4.4kw(3)確定電動機轉速及型號滾筒軸的工作轉速：Nw=601000V/D=601000/420=77.34r/min根據機械設計課程設計手冊P188表13-2知單級圓柱齒輪傳動比范圍lc=3-5，V帶傳動比1=2-4，貝Ui=6-20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i(6-20)77.34=464.04-1546.80r/min。符合這一范圍的同步轉速有1500r/min和1000r/min。由機械設計課程設計手冊P167表12-1查

6、得有2種適用的電動機型號(如下表)，并列出2種方案。方案電動機型號額定功率滿載轉速(r/min)1 Y132M2-65.5kw9602 Y132S2-45.5kw1440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，比較兩種方案知：方案2因傳動裝置尺寸有較大的縮小，重量及價格都較小，故選擇電動機型號Y132S2-4，其主要性能：額定功率5.5kw、滿載轉速1440r/min、額疋轉矩2.2.1.3傳動比的計算及分配1、總傳動比的計算i總=門電動/n筒=1440/77.34=18.622、分配各級傳動比(1)由機械設計課程設計手冊P5表1-8取i帶=4,則i1=4.(2)i總i

7、齒i帶i2i齒18-644.651.4傳動裝置運動及動力參數計算1、計算各軸轉速高速軸no=nm=1440r/min中速軸n1=ndi1=1440/4=360r/min低速軸n2=ni2=360/4.65=77.42r/min滾動軸nw=n2=77.42r/min2、計算各軸的功率(kw)n筒77.34r/mini總18.62總、11 412 4.65Pi=P1=4.40.96=4.22kwP2=Pi23=4.220.990.98=4.10kwPW=P224=4.100.990.98=3.98kwTd9550P95504.4103nm1440T19550P195504.22103N1360T2

8、9550&95504.10103N277.42Tw9550Pd95503.98103Nw77.423、計算各軸轉矩29.18103Nmm111.95103Nmm505.75103Nmm3490.9510Nmm2、傳動件的設計計算2、1皮帶輪傳動的設計計算(1)確定功率由機械設計P138表7-7得K=1.2，則FdKaP1.24.45.28kw(2)選擇帶型根據n=1440r/minPd=5.28kw，由機械設計P139圖7-12知選擇A型V帶。(3) 確定帶輪基準直徑由機械設計P130表7-4與表7-5知：可選小帶輪直徑dd1=100mm則大帶輪直徑小i帶dd4100400mm。(4) 驗算帶

9、的速度帶ddn。/6010001001440/6010007.536m/smax25m/s帶速符合要求。(5) 確定中心距和V帶長度根據0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2),初步確定中心距，即0.7(100400350mma02(1004001000mmP)5.5kwP4.22kwP24.10kwRv3.98kwTd29.18103NmmT1111.95103Nmm3T2505.7510NmmTw490.95103NmmKa1.2Pi5.28kwdd1100mmd.400mm2帶速符合要求為使結構緊湊，取偏低值，a0=500mm.V帶計算基準長度為Ld2ao(dd1dd2)/2(dd2

10、ddj2/4a。22500(100400)/2(400100)/(4500)1830mm由機械設計P128表7-1選V帶長度Ld=2000mm貝U實際中心距為aa。(LdLd)/2500(20001830)/2585mm(6) 計算小輪包角180-(dd1-dd2)a180(400100)/58557.3150.62式中57.3為將弧度轉換為角度的常數。(7) 確定V帶根數V帶根數可用下式計算zR/(P)P)/KKl由機械設計P137表7-6查得取單根V帶所能傳遞的功率P0=1.30kw。由機械設計P141表7-8查取功率增量F00.17kw，由機械設計P141表7-9查得K0.92,由機械設

11、計P128表7-2查得K=1.03,則帶的根數為zPd5.28411取5根(P0P)KK|(1.300.17)0.921.0315JX(8) 計算初拉力由機械設計P128表7-1查得V帶質量m-0.1kg/m那么初拉力為F。500Pd/(z帶)(2.5K)/Km帶25005.28/(57.536)(2.50.92)/0.920.17.5362125.5N(9) 計算作用在軸上的壓力Q2zF0sin(/2)25125.5sin(150.62/2)1213.59N(10) 帶輪結構設計小帶輪結構：采用實心式2000mma585mm150.62z5F0125.5NQ1213.59N由機械設計課程設計

12、手冊P168表12-3查得Y132S電動機軸徑Do=38mm150.3mm,fmin9mm取f10mm。輪轂寬L,（1.52）D0（1.52）385776mm；輪緣寬B（z-1）2f（5-1）1521080mm。 大帶輪結構：采用孔板式結構；輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進行。2.2直齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼。為制造方便采用軟齒面，小齒輪調質處理、大齒輪正火處理，選用8級精度。由機械設計P152表8-1得小齒輪齒面硬度為217255HBW取硬度值240HBV；大齒輪齒面硬度為162217H

13、BW取硬度值為200HBW進行計算。（2）初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，則有32心干u1ZeZhZ2d1丫EH）。 小齒輪傳遞轉矩為T1111950Nmm 試選載荷系數Kt=1.4。 由機械設計P166表8-8查得d1。 由機械設計P162表8-6查得彈性系數ZE189MPa。 對于標準直齒輪節點區域系數Zh=2.5。 齒數比i4.65。 確定齒輪齒數初選小齒輪齒數Z1=29，貝UZ2乙4.6529134.85取Z2135 重合度D038mmL160mmB80mmKt1.4端面重合度1.883.2(=丄)cos1.883.2(：4r)cos01.79

14、Z片0.86許用接觸應力hZnsHlim-由機械設計P168圖8-20與圖8-21查得接觸疲勞極限應力為Hiim1580MPa,Hiim2400MPa。小齒輪與大齒輪的應力循環次數分別為9N160n1Lh603601.010300161.0410N2卜2.27108由機械設計P169圖8-24查得壽命系數ZN1.0,Zw1.1由機械設計P170表8-11查得安全系數Sh=1.0.貝嘰H1毘嚴嚀0580MPaH2ZN2s：lim2440MPa取H440MPa初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有d3/2KtT1u1(ZHZEZ)23：21.41119504.651(1892.50.86)2d1t丫du

15、(H丿14.65(440丿82.26mm(3)確定傳動尺寸 計算載荷系數由機械設計P157表8-4查得使用系數&=1.0,因艄益墻儲01.55m/s由機械設計P158圖8-11查得動載荷系數Kv=1.1由機械設計P159圖8-14查得齒向載荷分配系數K1.06由機械設計P159表8-5查得齒間載荷分配系數K1.1，則載荷系數KKaKvKK1.01.11.061.11.28。 對d1t進行修正。因K與K：有較大差異，故需對K計算出的d1t進乙29乙1351.79Z0.869N11.0410N22.27108h440MPa行修正，即d1；82.26睜79.88mm。確定模數mm2警2.75mm按機

16、械設計P165表8-7，取m=3.計算傳動尺寸中心距為aim(pL(29単246mm分度圓直徑為d1mz132987mmd2mz23135405mmbdd118787mm取b290mmbb2(510)mm90(510)mm取b195mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度F2mT1YfYSYf K,T1,md1同前。 齒寬b=b2=90mm 齒寬系數Yf和應力修正系數Ys：由機械設計P164圖8-18查得Yf1=2.53，Yf2=2.12.由機械設計P165圖8-19查得Ys1=1.62，Ys2=1.84.重合度系數Y0.25a750.25需0.67許用彎矩應力FYNFlimSf由機械設計P171圖8-

17、25與圖8-26查得彎矩疲勞極限應力為Flim1220MPa,Flim2170MPa，由機械設計P172圖8-29查得壽命系數YN1yN21,由機械設計P170表8-11查得安全系d1Kma1d1d2b2b179.88mm1.55m/s1.283246mm87mm405mm90mm95mm0.67數Sf1.25,故fi雷176MPaF2Y罌136MPafibYFiYsiY2J；9502.531.620.6733.504MPaF1丫F2丫S233.5042-121-8431QQMPaF2F1Yf1Ys12.531.62OI.OIVI廠d滿足齒根彎曲疲勞強度。（5）計算齒輪傳動其他尺寸齒頂咼hah

18、a*m133mm齒根高hf（ha*hc*）m（10.25）33.75mm全齒高hhahf33.756.75mm頂隙cc*mn0.2530.75mm齒頂圓直徑為dad12ha872393mmd22ha40523411mm齒根圓直徑為dfd1-2hf87-23.7579.5mmdf2d2-2hf405-23.75397.5mm3、齒輪上作用力的計算（1）已知條件：高速軸傳遞的轉矩為T1111950Nmm，轉速為n1=360r/min,小齒輪分度圓直徑d1=87mm（2）小齒輪1的作用力： 圓周力為Ft12T121879502573.56N其方向與力作用的圓周速度方向相反。 徑向力為Fr1Ft1ta

19、nn2573.56tan20936.70N其方向由力的作用點指向輪1的轉動中心。（3）大齒輪2的作用力：從動齒輪2各個力與主動輪齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反。4、軸的設計計算4、1高速軸的設計與計算（1）已知條件：高速軸傳遞的功率P1=4.22kw，轉速n1=360r/min，小齒輪分度圓直徑d1=87mm齒輪寬度b1=95mm轉矩SF1.25滿足齒根彎曲疲勞強度ha3mmhf3.75mmh6.75mmc0.75mmda193mmda2411mmdf179.5mmdf2397.5mmFt12573.56NFr1936.70NT|111950Nmm。(2)選擇材料因傳遞的功率不大，并對

20、重量及結構尺寸無特殊要求，故由機械設計P240表11-1選用常用的材料45鋼，調質處理。(3)計算軸徑因為高速軸外伸段上安裝帶輪，所以軸徑可按下式求得，通常取C110160，由機械設計P250表11-3取0=120,則dC書120隅27.26mm，考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增大3%5%，則d27.2627.26(0.030.05)28.0828.62mm，則取dmin=28.5mm(4)結構設計 軸承部件的結構設計軸的初步結構設計及構想如圖1所示。為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。

21、 軸段1的設計：軸段1上安裝帶輪，此段設計應與帶輪設計同步進行。由最小直徑可初定軸段1的直徑d1=30mm帶輪輪轂的寬度為(1.52.0)d1(1.52.0)304560mm，取為60mm則軸段1的長度略小于轂孔寬度，取L158mm。 軸段2的設計考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為h(0.070.1)d1(0.070.1)302.13mm。軸段2的軸徑d2d12(2.13)34.236mm，該處軸的圓周速度帶6010000.68m/s3m/s。由機械設計課程設計手冊P90表7-12可選用氈圈油封30JB/ZQ4606-1997，則d2=30mm由于軸段2軸段的長度L2

22、涉及的因素較多，稍后再確定。45鋼dmin=28.5mm 軸段3和7的設計軸段3和7安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列?，F暫取軸承為6212，由機械設計課程設計手冊P64表6-1查得軸承內徑d=60mm外徑D=110mm寬度B=22mm內圈定位軸肩直徑da=69mm外圈定位凸肩內徑Da=101mm故ds=60mm該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環，取擋油環端面到內壁距離B=2mm為補償箱體的制造誤差和安裝擋油環，靠近箱體內壁的軸承端面至箱體內壁的距離取14mm，則L3BBi2214238mm。通常一

23、根軸上的兩個軸承取相同型號，則d?=40mmL7=L3=33mm 軸段2的長度設計軸段2的長度L2除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端面零件有關。由機械設計課程設計手冊P158表11-1知下箱座壁厚由公式0.025a110.02524617.15mm取8mm。上箱座壁厚由公式10.850.8586.8mm取18mm；由于中心距a1=246mmP,故只需校核軸承A,P=FAo軸承在100C以F工作，fT=1。對于減速器，載荷系數fp=1.2,Lh106(fTC)3106(60360147800)3h1.22812.34丿h，減速器壽命有131547.54h軸承壽命足夠Lh1630010h

24、LhLh48000h,故軸承壽命足夠。圖1、高速軸4、2低速軸的設計計算(1)已知條件：低速軸傳遞的功率P2=4.10kw，轉速n2=77.42r/min，齒輪2分度圓直徑d2=405mm齒輪寬度b2=90mm轉矩T2505750Nmm(2)選擇材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由機械設計P240表11-1選用常用的材料45鋼，調質處理。(3)計算軸徑由機械設計P250表11-3取C=120,則低速軸外伸段的直徑可按下式求得dC吟120774245.06mm，考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增大3%5%，則d45.0645.0(0.030.05)46.4147.31mm，則取dmi

25、n=50mm(4)結構設計軸承部件的結構設計軸的初步結構設計及構想如圖2所示。該減速器發熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。 軸段1的設計：軸段1上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇同步進行。為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯軸器。由機械設計P324表14-2取Ka=1.5則計算轉矩TCKaT21.5505750758625Nmm。由機械設計課程設計手冊P99表8-7查得GB/T5014-2003中L3型聯軸器符合要求，公稱轉矩為1250Nmm許用轉速4700r/min,軸孔長度60mm相應的軸段1的直徑d1=30m

26、m其長度略小于轂孔寬度取L1=58mm 軸段2的設計在確定軸段2的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及密封圈的尺寸兩方面問題。聯軸器用軸肩定位，軸肩高度為h(0.070.1)d1(0.070.1)302.13mm。軸段2的軸徑d2d12(2.13)34.236mm，最終密封圈確定，用氈圈油封，查機械設計課程設計手冊P90表7-12選用40JB/ZQ4606-1997，則d2=40mm 軸段3和6的設計軸段3和6上安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用深溝球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。現暫取軸承為6009，由機械設計課程設計手冊P64表6-1查得軸承內徑d=45mm

27、外徑D=75mm寬度B=16mm內圈定位軸肩直徑da=51mm外圈定位凸肩內徑Da=69mm故d3=45mm通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，貝Ud6=45mm 軸段4的設計軸段4上安裝帶輪，為便于齒輪的安裝，d4必須略大于d3可初定d4=50mm齒輪2輪轂的寬度為dmin=50mmTc=758625Nmmd1=30mmL1=58mmd2=40mmd3=45mmd6=45mm(1.21.5)d4(1.52.0)506075mm，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段4的長度應比輪轂略短，由于b2=90mm故取L488mm。 軸段2的長

28、度設計軸段靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離、端蓋與軸承座間的調整墊片厚度t均同高速軸，為避免聯軸器輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝發生干涉，聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取K=13mm則有L2LteK-B(50210131614)mm45mm 軸段5的設計該軸段為齒輪提供定位作用，定位肩的高度為h(0.070.1)d53.55mm。取h=5mmi則d5=60mm齒輪端面距(b1b2)10(9590)125箱體內壁距離為312102l2.5mm。取擋油環端面到內壁距離為42.5mm，則軸段5的長度為L53-412.5-2.510mm。 軸段3和6的長度設計軸段6的長度L6B416142.532.5mm

29、取L632mm。13b?-L43B軸段3的長度為3295-8812.5141679.5mm取379mm 軸上力作用點間的距離軸承反力作用點距距離軸承外圈大端面的距離a號8mm，則軸的支點及受力點間的距離為11 60mm2a3045883mm，12 l365a2321060-874mm，d4=50mm4=88mm2=45mm3 12.5mm4 2.5mm5=10mm6=32mm3=79mm11=83mm(5)鍵連接聯軸器與軸段1及齒輪與軸段4間采用普通平鍵連接，由機械設計課程設計手冊P53表4-1得鍵的型號為鍵1050GB/T1096-1990和鍵1450GB/T1096-1990。(6)軸的受

30、力分析支承反力在水平面上為RahRbhF2I2I39374707：4-468.35N；在垂直面上為RavRbvFt2DI2I3-2573.56747474-1286.78N,13=l2=74mm軸承A、B的總支承反力為RbRa.RahRav2468.3521286.7821369.36N,彎矩計算在水平面上M2HRah13468.357434657.9NmmFA=1369.36NFB=1369.36N在垂直面上M2VRav131268.787493889.72Nmm222HM2V.34657.9293889.722100082.23Nmm(7)校核軸的強度M=100082.23Nmm危險處的抗

31、彎截面系數為d43bt(d4-t)2W32-2d43丁145.5(14-5.5)2250310740.83mm抗扭截面系數為d43bt(d4-t)2WT16-2d4503145.5(14-5.5)216-250323006.46mm彎矩應力為b寫ZS9.32MPa(7)校核軸強度扭剪應力話恣21.98MPa。對于單向轉動的轉軸轉矩按脈動循環處理,故折合系數0.6，則當3W=10740.83mm3W=23006.46mmb10.07MPa21.98MPa量應力為4)227.97MPa強度符合9.3224(0.621.98)227.97MPa。查機械設計P152表8-1得45鋼調質處理抗拉強度極限

32、b650MPa，由機械設計P241表11-1查得軸的許用彎曲應力-“60MPa，e1b，強度符合要求。（8）校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為p2蟲5o495050504）124.88MPa取強度足夠鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由機械設計P101表5-2查得p125150MPa,p2p強度足夠。聯軸器處的鍵的擠壓應軸承壽命足夠力為p1缶5o48505051Oo）210.73MPa，故其強度也足夠。（9）校核軸承壽命當量動載荷：由機械設計課程設計手冊P64表6-1查6009軸承得C=21000NCo=14800No因為軸承不受軸向力，軸承AB當量動載荷為PAPBRa1369.36N,軸承壽

33、命：軸承在100C以下工作，fT=1。對于減速器，載荷系fp=1.2,Lh106(fTC)360n7訐106(1210006077.421.21396.36)3h423757.63h,減速器壽命有Lh2830010h48000h,LhLh故軸承壽命足夠。圖2低速軸5、減速器箱體的結構尺寸名稱符號尺寸（mm機座壁厚8機蓋壁厚Si8機座凸緣厚度bi2機蓋凸緣厚度bii2地腳螺釘直徑dfMi6地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑diMi2軸承旁連接螺栓通孔直徑dii3.5軸承旁連接螺釘沉頭座直徑Do24剖分面凸緣螺栓凸臺尺寸（扳手空Ci20間）C2i6外機壁至軸承座端面距離1160大齒輪頂圓與內機壁距離iio齒輪端面與內機壁距離2io上下箱連接螺栓直徑d2Mi0軸承端蓋外徑D2ii5,i30上下箱連接螺栓通孔直徑d2ii上下箱連接螺栓沉頭座直徑DO24下箱座剖分面處凸緣厚度bi2上箱座剖分面處凸緣厚度bii2地腳螺栓底腳厚度P20箱座肋厚M8箱蓋上肋厚mi8地腳螺栓