机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：二级圆柱齿轮减速器
设计者：
学号：
指导教师：
东南大学机械工程学院
20##年1月 18 日
摘要：按照任务书的设计要求，完成了的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，重要零件零件图的绘制以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识，进一步巩固了所学的机械制图的知识。初步掌握了机械设计的一般过程，并在设计减速器的过程中对机械设计这个行业产生了浓厚的兴趣。
关键词：机械设计，减速器，传动系统
Abstract：Completed the design of the machine of the system according to the concrete mission. designed contents including deciding the total plan of the system, designing of the transmission system, designing main parts of the system, drawing graphs of important parts of the machine, designing specific structures of the machine. In the process, I know more about mechanical design and deepen the knowledge about drawing graphs which I learned before. In the process, I learned the general process of mechanical design. Even more I have brought up rich interest in mechanical design through the project.
Keywords: mechanical design, reducer, transmission system
摘要…………………………………………………………2
第一章 绪论
1.1 引言……………………………………………………3
1.2 目的……………………………………………………3
第二章 设计项目
2.1 设计任务………………………………………………3
2.2 传动方案的选择………………………………………4
2.3 电动机的选择…………………………………………4
2.4 传动比的计算与分配…………………………………5
2.5 传动参数的计算………………………………………5
2.6 传动零件的设计计算…………………………………6
2.7 轴及轴承的设计………………………………………11
2.8 联轴器与带轮的选择…………………………………14
2.9 键的选择………………………………………………15
2.10 箱体及减速器附件说明………………………………16
第三章 小结……………………………………………………………16
第四章 参考文献………………………………………………………17
第一章 绪论
1.1 引言
机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。
本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。
1.2 目的
综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。
第二章. 设计项目
2.1 设计任务
带式运输机双级展开式齿轮传动装置设计
设计图例：
1.电动机 2.V带传动 3二级圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.卷筒 6.运输带
设计要求：
1．设计用于带式运输机的传动装置
2．连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%
3．使用期限为5年，小批量生产，两班制工作
设计基本参数：
设计任务：
1．完成装配图1张（A0），零件图（低速轴齿轮和低速轴）2张（A3）。
2．编写机械设计综合实践报告
2.2 传动方案设计
传动方案：电动机通过带传动输入到双级圆柱齿轮减速器，高速级齿轮与低速级齿轮都采用圆柱斜齿轮。低速级通过联轴器与滚筒连接。
2.3 电动机的选择
由于生产单位普遍使用三相交流电源，所以选用三相交流异步电动机；
由电动机至工作机之间的总效率为：η=η1η24η32η4η5,式中，η1、η2、η3、η4、η5分别为带轮、深沟球轴承、圆柱斜齿轮、联轴器、卷筒传动效率。取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96。则η=0.79
卷筒输出功率PW=Fv/1000=2000Tv/d=6KW,工作机所需功率为Pd=PW/η= kFv/1000η=7.09KW(载荷平稳时k=1),根据Pd选择Y132M-4型三相异步电动机，电动机参数如下：
2.4 传动比的计算与分配
1.计算总传动比
输送机滚筒的转速n3=60000v/πd=60000×1.4/(π×360)=66.85r/min,总传动比i= n / n3=1440/63.66=21.54
2.分配传动比
取带传动传动比io=2.0,则减速器传动比ia=i/io=22.62/2.0=10.77，查手册，减速器高速级齿轮传动的传动比i1=3.76，因此低速级齿轮传动的传动比i2=10.77/3.76=2.86.
2.5 传动参数的计算
1. 各轴转速：
轴Ⅰ n1=nm/io=720r/min， 轴Ⅱ n2= n1/i1=191.49r/min
轴Ⅲ n3= n2/i2=66.95r/min
2. 各轴输入功率：
轴Ⅰ P1=Pdη1=6.81kw， 轴Ⅱ P2= P1η2η3=6.47kw
轴Ⅲ P3 =P2η2η3=6.15kw， 卷筒输入功率P4= P3η2η4=5.97kw
各轴输出功率:
轴Ⅰ P1’=6.67kw， 轴Ⅱ P2’=6.34kw
轴Ⅲ P3’=6.03kw， 卷筒输出功率P4’=5.85kw
3. 各轴输入转矩:
电机输出转矩Td=9550Pd/nm=47.02 N·m
轴Ⅰ T1=90.28N·m， 轴Ⅱ T2=322.68N·m
轴Ⅲ T3=877.28N·m， 滚筒轴 T4=851.14N·m
各轴输出转矩：
轴Ⅰ T1’=88.47N·m， 轴Ⅱ T2’=316.23N·m
轴Ⅲ T3’=859.28N·m， 滚筒轴 T4’=834.12N·m
2.6 传动零件的设计计算
高速级与低速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮，高速级与低速级大齿轮均选用20CrMnTi，小齿轮均选用20Cr，20CrMnTi，σHlim1=σHlim2=1440Mpa, σFlim1=σFlim2=370Mpa，齿面最终成形工艺为磨齿。20Cr调质处理后表面淬火，表面HRC=48～55，σHlim1=σHlim2=1200Mpa, σFlim1=σFlim2=310Mpa，齿面最终成形工艺为磨齿。
1.高速级齿轮的设计计算
因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
初取小齿轮齿数Z1=31，Z2=i1×Z1=116.56（取Z2=117）,实际传动比i1’= Z2/ Z1=3.77
△=︱(3.77-3.76)/3.76 ︱×100%=0.27%＜5% 允许
初选齿宽系数Φd=0.6, 螺旋角
=12°,查得KA=1.0；假设齿轮圆周速度v=3.0m/s，查得 KV=1.03；预估齿宽b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=7，查得KF=1.14；查得KH
=KF=1.1，载荷系数K=KAKVKFKF=1.29.
当量齿数Zv1=Z1/cos³β=33.12，Zv2=Z2/cos³β=125.02，查得YFa1=2.48，YFa2=2.16,Ysa2=1.64，Ysa2=1.82。
端面重合度
则重合度系数为
轴向重合度
查得许用弯曲应力SF=1.25（按1%实效概率考虑）
小齿轮应力循环次数N1=1.04
109，大齿轮应力循环次
查得寿命系数
，
实验齿轮应力修正系数YST=2.0,预取尺寸系数
许用弯曲应力
=
=
比较
与
，取
=
=
计算模数
,取mn=2.5mm
计算主要尺寸
中心距 
,取
=189mm
修正螺旋角 
分度圆直径
齿宽
，取b1=54mm，b2=48mm,修正齿宽系数 
验证载荷系数K
圆周速度
，查得kv=1.03，基本不变；
，查得
b/h=
，查得
；又
和
不变，则K=1.29，基本没变，故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
查得弹性系数ZE =188
，节点区域系数ZH=2.47，重合度系数Zε=0.761，螺旋角系数
，查得寿命系数
，
工作硬化系数
，尺寸系数
，安全系数
则许用接触应力
取
校核齿面接触强度
，满足齿面接触强度。
计算几何尺寸
分度圆直径d1=mZ1/cosβ=79.176mm，d2=m Z2/cosβ=298.824mm，标准中心距a=(d1+d2)/2=189mm ，啮合角
齿顶高
齿根高 
齿顶圆直径
，
齿根圆直径
齿宽b1=54mm， b2=48mm。
2.低速级齿轮的设计计算
齿轮仍然为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，仍然先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
初取小齿轮齿数Z3=33，Z4=i2×Z3=94.38（取Z4=95）,实际传动比i2’= Z4/ Z3=2.88
△=︱(2.7813-2.78)/2.78 ︱×100%=0.70%＜5% 允许
初选齿宽系数Φd=0.6, 螺旋角=12°,查得KA=1.0；假设齿轮圆周速度v=1.0m/s，查得 KV=1.02；预估齿宽b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=8，查得KF=1.16；查得KH=KF=1.1，载荷系数K=KAKVKFKF=1.30.
当量齿数Zv3=Z3/cos³β=35.26，Zv4=Z4/cos³β=101.51，查得YFa3=2.46，YFa4=2.18,Ysa3=1.65，Ysa4=1.79。
端面重合度
则重合度系数为
轴向重合度
查得许用弯曲应力SF=1.25（按1%实效概率考虑）
小齿轮应力循环次数N3=2.76108，大齿轮应力循环次
，查得寿命系数
，
，实验齿轮应力修正系数YST=2.0,预取尺寸系数
许用弯曲应力
=
=
比较
与
，取
=
=
计算模数
,取mn=3mm
计算主要尺寸
中心距 
,取=196mm
修正螺旋角 
分度圆直径
齿宽
，取b3=67mm，b4=61mm,修正齿宽系数 
验证载荷系数K
圆周速度
，查得kv=1.02，基本不变；
，查得
b/h=
，查得 
；又和不变，则K=1.30，没变，故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
查得弹性系数ZE =188，节点区域系数ZH=2.47，重合度系数Zε=0.761，螺旋角系数
，查得寿命系数
，
工作硬化系数，尺寸系数，安全系数
则许用接触应力
取
校核齿面接触强度
，满足齿面接触强度。
计算几何尺寸
分度圆直径d3=mZ3/cosβ=101.96mm，d4=m Z4/cosβ=290.94mm，标准中心距a=(d3+d4)/2=196mm ，啮合角
齿顶高
齿根高 
齿顶圆直径
，
齿根圆直径
齿宽b1=67mm， b2=61mm。
2.7 轴及轴承的设计
1. 选材
三根轴的材料均为45,调质处理，硬度为217～255HBS。查得对称循环弯曲许用应力
。
2.初步计算轴径
三根轴为实心轴，
，选参数A=106，得
。因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加4%~5%，并考虑与标准件的配合，取轴的直径为24mm；同理可得d2,min=34.27,取40mm；d3,min=47.83,取50mm。
3.轴承选择及轴的结构设计:
轴1选取6207深沟球轴承，
，其尺寸
为
，与其配合轴段的轴径为19mm，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置方案见零件图。
轴2选取6408深沟球轴承，
，其尺寸为
，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置见零件图。
轴3选取6212深沟球轴承，
，其尺寸为
，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置见零件图。
4.轴及轴承的校核:
取轴端倒角
，按规定确定各轴肩圆角半径，键槽位于同一轴线上。
高速级齿轮啮合处齿轮圆周力：
，齿轮径向力：
，齿轮轴向力：
低速级齿轮啮合处齿轮圆周力：
，齿轮径向力：
，齿轮轴向力：
校核轴1上轴承:
校核轴承寿命
三对轴承均为深沟球轴承，不会产生附加轴向力，轴向力由圆柱斜齿轮啮合产生，经过计算发现轴向力Fa/Fr均小于e，所以对三对深沟球轴承都有X=0,Y=1,即轴承当量动载荷就是其所承受的径向力。
右边轴承寿命：当量动载P=Fr=1123.29N 
，接近14.55年，满足要求。
校核轴2上轴承：
校核轴承寿命
三对轴承均为深沟球轴承，不会产生附加轴向力，轴向力由圆柱斜齿轮啮合产生，经过计算发现轴向力Fa/Fr均小于e，所以对三对深沟球轴承都有X=0,Y=1,即轴承当量动载荷就是其所承受的径向力。
左边轴承寿命：当量动载P=Fr=3801.93N，
，接近17.41年，满足要求。
校核轴3及轴上轴承：
计算轴承处作用于轴上的支反力，得：水平面内的支反力
，垂直面内的支反力
.
轴的受力图、弯矩图、扭矩图如下：
校核轴的强度
取
校核最细处:
，安全。
校核轴承寿命：
三对轴承均为深沟球轴承，不会产生附加轴向力，轴向力由圆柱斜齿轮啮合产生，经过计算发现轴向力Fa/Fr均小于e，所以对三对深沟球轴承都有X=0,Y=1,即轴承当量动载荷就是其所承受的径向力。
左边轴承寿命：当量动载P=Fr=4645.79N，
，接近6.46年，满足要求。
2.8 联轴器与带轮的选择
联轴器：选择YL10型联轴器，公称扭矩Tn=630N·m，J型轴孔，孔径d1=50mm,与轴配合为H7/r6，联轴器轴孔长107mm，用8个M12普通螺栓固定。
带轮：查得工作情况系数KA=1.3，PC=KAP=9.75KW,根据PC选择A型带，取主动轮基准直径D1=125mm，D2=i·D1=247.5mm，标准化后D2=250mm。验证带速度v=
=6.4088＜35m/s,可以使用。0.7（D1+ D2）o＜2(D1+ D2),即260.75mmo＜745，初选ao=500mm。Ld’=2ao+
=1596.56mm，选择基准长度Ld=1600mm,设a=505.6mm,算得主动轮上包角α=165.84°＞120°,包角满足要求。查得PO=0.94KW,△PO=0.17KW,Kα=0.96,KL=0.91,算得v带根数z=4.95，取z=5，查得q=0.1，算得预紧力FO=173.51N,进而算得作用与轴上的径向力F带=1721.87N.
带轮为标准件，选用A型普通v带，单根v带长1600mm,使用5根普通v带传动;主动轮基准直径D1=125mm，从动轮基准直径D2=250mm，主动轮与从动轮中心距a=500mm,带轮宽度B=80mm,带轮轮毂长度L=50mm,带轮孔径d=24mm。
2.9 键的选择
所有的键均采用45钢，[
]=130MPa
轴Ⅰ：
按轴径Φ=24选用A型平键，截面尺寸为b×h=8×7mm，键长70mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜
，故合格。
对右边的齿轮处：按轴径Φ=48选用A型平键，截面尺寸为b×h=14×9mm，键长40mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜，故合格。
轴Ⅱ：
对左边齿轮处：按轴径Φ=50选用A型平键，截面尺寸为b×h=14×9mm，键长32mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜，故合格。
对右边齿轮处：按轴径Φ=50选用A型平键，截面尺寸为b×h=14×9mm，键长56mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜，故合格。
轴Ⅲ：
对左边齿轮处：按轴径Φ=70选用B型平键，截面尺寸为b×h=20×12mm，键长50mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜，故合格。
对右边联轴器处：按轴径Φ=50选用B型平键，截面尺寸为b×h=14×9mm，键长63mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：
＜，故合格。
2.10 箱体及减速器附件说明
减速器在工作时会有剧烈震动和冲击，铸铁材料具有良好的冲击减震性能，因此箱壳用HT200灰铸铁铸造而成，外表较美观且易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，在轴承凸台上下做出了刚性加固筋。箱底有约8mm的斜度，以便放油时能将油放干净。
减速器采用凸缘式端盖，在轴1和轴3的外伸端均用密封件密封，轴所有承靠内侧都装有档油盘，采用润滑脂润滑轴承，档油盘可以阻止润滑脂流失，同时阻止机箱内润滑油飞溅到轴承孔内与润滑脂掺和，箱体内的用于齿轮的润滑油采用中等粘度的N150号工业油。
箱体底部铸出了凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。
箱盖上开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔用视孔盖、垫片和螺钉封死。机器运转过程中会发热，因此视孔盖上面装有通气器。
为了观察箱内油面高度，保证箱内油亮适当，在箱体上便于观察和油面较稳定的地方装上了油标。
在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈石棉橡胶纸制成。
为了便于搬运减速器，在箱体上铸出了吊钩，在箱盖上铸出了吊环。起调整个减速器时，一般使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，才允许用吊环来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。
为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。
第三章 小结
机械课程设计是机械设计实践环节当中的非常重要的一环，本次机械课程设计时间一共四周时间。但是通过本次每天都过得很充实的机械课程设计，从中得到的收获还是非常多的。
这次机械课程设计我得到的题目是设计一个二级圆柱齿轮减速器，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。但是在老师的知道帮助和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实机械课程设计当中的每一天都是很累的。有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正向老师说得一样，设计所需要的东西都在书上了，当时自己老是想找到什么捷径来完成这次任务。但是机械设计的机械课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处，不让的话就麻烦了。我因为这个就吃了不少的亏，比如在我设计减速器的装配草图时我没有太注意相关尺寸，致使我设计的箱体出现了较大的结构错误，间接导致了我以后的装配图的步履维艰。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。
在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计机械课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次机械课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验，检验结果是不合格。在本次机械课程设计当中，由于天冷，也由于机械课程设计的环境艰苦，许多的同学都感冒了，更有几个同学是刚打完点滴，就开始设计，精神可嘉。我在这次机械课程设计当中，也不幸得感了冒，现在设计完了就可以好好地睡上一觉了。
本次机械课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上机械课程设计选在临近期末考试期间进行，就更显得不是很人性话了。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计机械课程设计看来我是无法忘记的了。
第四章 参考文献
1 吴克坚,于晓红,钱瑞明. 机械设计. 北京:高等教育出版社, 2005
2 强建国,马晓,郑海霞,傅顶云. 机械设计课程设计. 成都:西南交通大学出版社，2007
3 陆润民,许继晏. 机械制图. 北京:清华大学出版社, 2005
4 龚桂义,罗圣国,李平林等. 机械设计课程设计指导书. 北京:高等教育出版社，1990
5 龚桂义主编. 机械设计课程设计图册. 北京:高等教育出版社,1989