【精编完整版】毕业论文之减速器的设计

目录

一、设计任务书 (3)

二、电动机的选择 (6)

三、传动系统的运动和动力参数计算 (7)

四、滚子链传动的设计算 (8)

五、齿轮设计计算 (9)

六、轴的设计计算 (10)

七、轴承的校核 (28)

八、键的选择和计算 (30)

九、箱体设计 (33)

十、箱体附件的选择 (34)

十一、润滑和密封 (37)

十二、设计总结 (38)

十三、参考资料 (39)

一.设计任务书

邵阳学院课程设计（论文）任务书

年级专业08级机电二班学生姓名邓孝峰学号

设计时

17周~19周题目名称带式输送机传动装置的设计

间

设计地

课程名称机械设计课程设计课程编号

教学楼八楼

点

一、课程设计（论文）目的

1.1 综合运用所学知识，进行设计实践→巩固、加深和扩展。

1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力→为以后的学习打基础。

1.3 进行工程师的基本技能训练→计算、绘图、运用资料。

二、已知技术参数和条件

2.1技术参数

运输带工作拉力F=2.5KN

运输带工作速度v=1.3ms

传送带滚筒直径D=370mm

1-1带式运输机的工作原理

2.2工作条件

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为

0.96。

三、任务和要求

3.1 绘制二级圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；

3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；

3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式

且用A4纸打印；

3.4．图纸装订、说明书装订并装袋；

注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；

2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。

四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）

4.1 《机械设计》教材

4.2 《机械设计课程设计指导书》

4.3 《减速器图册》

4.4 减速器实物；

4.5 《机械设计手册》

4.6 其他相关书籍

五、进度安排

序号设计内容天数

1 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 1

2 传动装置的总体设计2

3 各级传动的主体设计计算2

4 减速器装配图的设计和绘制7

5 零件工作图的绘制1

6 编写设计说明书2

7 总计15

六、教研室审批意见

教研室主任（签字）：年月日

七、主管教学主任意见

主管主任（签字）：年月日八、备注

指导教师（签字）：学生（签字）

邵阳学院课程设计评阅表

系机械与能源工程系专业班级08机电二班

题目名称带式输送机的传动装置课程名称机械设计课程设计

一、学生自我总结

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。

学生签名：邓孝峰

2010年12月8 日

二、指导教师评定

评分项目综合成绩权重

单项成绩

指导教师评语：

指导教师（签名）：年月日

二.电动机的选择

因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动，

使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送

机工作轴转速允许误差为±5%。所以选用Y系列三相异步电动机，同

步转速1500rmin。

1.工作机所需功率P w

P

w =FV(1000

w

)= 3.3854KW

2.电动机至工作机的总效率P

w

=3.3854 =0.87

P

d

=3.8219KW

本设计中的

——联轴器的传动效率（1个），——轴承的传动效率（4对），——齿轮的传动效率（2对），本次设计中用8级传动效率(油润滑) 其中=0.99 =0.99 =0.98（两对齿轮的效率取相等）=0.96

= =0.87

3.所需电动机的功率P d（KW）

P

d =P

w

=3.8219KW

4.电动机型号的确定

由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440rmin。基本符合题目所需的要求。

电动机型号额定功率KW 满载转速

rmin

堵转转矩

额定转矩

最大转矩

额定转矩

质量Kg

Y112M-

4

4 1440 2.2 2.3 43 三计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1.计算总传动比

由v=1.3ms 求滚筒转速n

w

v==1.3ms 得 =67.1032rmin

＝＝=21.4595

2.合理分配各传动比

a

＝×

式中分别为链传动和减速器的传动比。为使链传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝21.45952.3＝9.3302根据各原则，查图得高速级传动比为＝=3.5，则＝＝2.7。

3.各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算＝21.4595 链传动比

＝2.3

高速级传动比为=3.5 低速级传动比=2.7

（1）各轴转速n（rmin）

电动机转速n

=1440rmin

m

高速轴Ⅰ的转速 n1=n m=1440rmin

中间轴Ⅱ的转速 n2= n1i1=411.4286 rmin

低速轴Ⅲ的转速 n3=n2i2=152.381 rmin

滚筒轴Ⅳ的转速 n4=n3=152.381 rmin

（2）各轴的输入功率（kW）

=4 kW

电动机额定功率Pm= P

d

高速轴Ⅰ的输入功率P1=P m =3.96 kW

中间轴Ⅱ的输入功率P2= P1= 3.8028 kW

低速轴Ⅲ的输入功率P3= P2= 3.6518 kW

滚筒轴Ⅳ的输入功率P4= P3= 3.5791 kW

（3）各轴的输入转矩（N·m）

高速轴Ⅰ的输入转矩 T1=9550 P1 n1=26.2625 N·m

中间轴Ⅱ的输入转矩 T2=9550 P2 n2=88.2698 N·m

低速轴Ⅲ的输入转矩 T3=9550 P3 n3= 228.8651N·m

滚筒轴Ⅳ的输入转矩 T4 =9550 P4 n4=224.3088N·m

传动参数数据表

项目电动机轴高速轴I 中间轴II 低速轴III 滚筒轴转速（rmin）1440 1440 411.4286 152.381 152.381 功率（kW） 4 3.96 3.8028 3.6518 3.5791 转矩（N·m） 2.2 26.2625 88.2698 228.8651 224.3088 传动比 1 1 3.5 2.7 2.3 效率 1 0.99 0.99 0.99 0.96

四.滚子链传动设计计算

1.选择链轮齿数

=19，大齿轮的齿数为=i=2.3×19。

2.确定计算功率

由表9-6查得=1.0，由图查得=1.52，单排链，则计算功率

kW kW P K K P z A ca 08.6452.10.1=??==

3.选择链条型号和节距

根据及= 152.381 rmin

查图9-11，可选20A-1。 查表9-1，链条节距为p=31.75mm 。 4.计算节数和中心距

初选中心距=（30~50）p=（30~50）×31.75mm=952.5~1587.5mm 。取=1000mm 。相应的链长节数为

=??? ??-+++=o

o po a p z z z z p a L 2

1221222

π 32.110100075

.31219442441975.31100022

≈???? ??-+++?π

取链长节数=110节。查表9-7得中心距计算系数=0.24874，则链传动的最大中心距为

()[]()[]mm z z L p f a p 4419110275.3124874.02211+-???=+-=

5.计算链速v ，确定润滑方式

s m s m p z n v /53.1/1000

6075

.3119381.152********≈???=?=

由 v=1.53ms 和链号20A-1，查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。

6.计算轴压力

有效圆周力为N v P F e 261453

.14

10001000

≈?== =19 =44

链条型号20A-1 链条节距 p=31.75mm

=110

=0.24874 a=1240mm V=1.53ms 用油池润滑

链轮水平布置时的压轴力系数，则N F K F e Fp p 3006261415.1≈?=≈

五、齿轮设计计算

5-1高速齿轮的计算

1.选定齿轮类型、材料、精度等级及齿数

（1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； （2）材料、热处理及精度等级

选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。精度等级选用7级精度；

（3）选小齿轮的齿数，大齿轮齿数，取。 2.按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即

（1）确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数K=1.3。

2） 计算小齿轮传递的转矩T1=2.6263×104 N ·mm 3） 由表10-7选齿宽系数φd=1。

4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E ＝。

5） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； 6） 由式10－13计算应力循环次数

9

1110147.4)3001082(114406060?=??????==h jL n N

99

10185.15

.310147.42?=?=N

7) 由图10－19查得接触疲劳寿命系数

8) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得[]a MP S

K HN H 5401

lim 11==

σσ

=41.375mm v= 3.35ms b

m=2.27mm

[]MPa S

K HN H 5282

lim 22==σσ （2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 ≥

=3

2

45288.1895.315.3·1106263.23.1*32.2??

?

??+??=41.375mm

2）计算圆周速度v

v=== 3.35ms

3）计算齿宽b

mm d b t d 386.44386.4411=?=?Φ= 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 mm mm z d m t

t 8.123/375.411

1===

齿高 mm mm m h t 05.48.125.225.2=?== 5）计算载荷系数

根据v=3.35ms ，7级精度，由图10-8查得动载系数； 直齿轮，;

由表10-2查得使用系数；

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，

由，查图10-13的故载荷系 数

。103.2426.1118.125.1=???=???=βαH H V A K K K K K

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a ）得

mm mm Kt K d d t 105.5233

.1103

.2386.443

11===mm 7）计算模数m 。 m==mm=2.27mm 3.根据齿根弯曲强度设计

由式（10-5）的弯曲强度设计公式为

m ≥

（1）确定公式内的各计算值

1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；

2）由[1]10-18查得弯曲寿命系数=0.85 =0.89 3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

[][]MPa

S

K MPa

S

K FN FN F FE FN F 57.2414.138089.057.3034

.150085.02

22111=?===?==σσσσ

4）计算载荷系数K 。

154.246.1118.125.1=???==βαF F V A K K K K K 5）查取齿形系数。 由表10-5查得 6）查取应力校正系数 由表10-5查得

7）计算大、小齿轮的并加以比较。

[]0.01396

57

.303575

.169.21

1

1=?=

F a Fa Ys Y σ

[]0.01627

57

.24177

.122.22

2

2=?=

F Fa Fa Y Y σ 大齿轮的数值大。 （2）设计计算

mm mm m 52.101627.023

1

102.6263154.2232

4

=?????≥mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径

(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.52，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径48.376,算出小齿轮齿数

大齿轮齿数

这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

m m

m m m z d m m

m m m z d 176288502252211=?===?==

（2）计算中心距 mm mm d d a 1082

168

48221=+=+=

（3）计算齿轮宽度 取

（4）由此设计有

5-2低速齿的计算

1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数 （1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；

（2）选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为

45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS ；

模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 50 53 25 大齿轮

2

176

48

88

（3）精度等级选用7级精度；

（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取； （5）选取螺旋角。初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即

(1)确定公式内的各计算数值 1）试选。

2）由图10-30选取区域系数。 3）由图10-26查得，，则。 4）许用接触应力

取失效概率为1％，安全系数S ＝1

[]a MP S

K HN H

5401

lim 11==σσ

[]MPa S

K HN H 5282lim 22

==σ

σ

[][][]MPa 3452

5285402

21=+==+H H H σσσ

(2)计算

1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

56.325348.189433.27.27.362.111082698.86.123

2

4

1=??

?

????????≥t d mm 2）计算圆周速度。 v===1.21ms

3）计算齿宽b 及模数。

mm mm d b t d 32.5632.5611=?==φ

mm mm z d m t nt 28.224

14cos 32.561cos 1=?==

β v=1.21ms

=2.95mm

小齿轮齿数 z=35

大齿轮齿数 z=95 a=134mm =

d=72.15

mm mm m h nt 13.528.225.225.2=?==

4）计算纵向重合度。

903.114tan 241318.0tan 318.01=???== βφεβz d 5）计算载荷系数K 。

已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8 查得动载

系数；由表10-4查得=1.42； 由图10-13查得=1.227; 由表10-3查得。故载荷系数

83.242.14.114.125.1=???==βαH H V A K K K K K

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a ）得

99.7233

.183

.232.563

11===mm Kt K d d t mm 7)计算模数m 。

==mm=2.95mm 3.按齿根弯曲强度设计

≥

（1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数K

45.2227.14.114.125.1=???==βαF F V A K K K K K

2）根据纵向重合度=1.903，从图查得螺旋角影响系数=0.88。 3）计算当量齿数。

15.7114

cos 65

cos 27.2614

cos 24

cos 33223311======

ββz z z z v v

4）查取齿形系数和应力校正系数。

由表10-5查得

5）计算大、小齿轮的并加以比较。

01379.057

.30358

.165.2][111=?=F Sa Fa F Y σ

01628.057.24174

.126.2][222=?=F Sa Fa F Y σ

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算。 （2）设计计算

mm

mm m n 84.101628.062

.124114

cos 88.0102698.8845.222233

=????????≥

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.99来计算应有的齿数.于是有

小齿轮齿数 z=2

14cos 99.72cos 1?

?=?=n m d β=35.41 取z=35大齿轮齿数 z=2.7×35=94.5 取z=95。 4.几何尺寸计算

（1）计算中心距 a===133.98

将中心距圆整为134。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos

=??+=Z +Z 134

22)9535(arccos 2)(21αn m

值改变不多,故参数, ,等不必修正。 （3）计算大小分度圆直径 d==72.15 d==195.84 （4）计算齿轮宽度

mm d b d 15.7215.7211=?==φ

圆整后取

。

（5）由此设计有

六.轴的设计

6-1高速轴的设计

1.高速轴的输入功率，转速=1440rmin ，转矩

=26.2625

2.求作用在齿轮上的力

已知高速轴上小齿轮的分度圆直径为=50mm

而 圆周力N d T F t 50

10

2625.26223

21??===1051N 径向力1050.5×tan20N=382N

3.初步确定轴的最小直径

先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，

调质处理。根据表15-3，选取，于是

3

311min 1440

96

.3112?==n P A d o =15.69mm 高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I-II 。为了使所

选的轴直径I-II 与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩很小，故取

,则

=1.3×26262.5Nmm=34141Nmm

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准

Ft=1051N

Fr=382N

LT4型弹性

柱销联轴器

I-II =20mm d II-III =22mm

挡圈直径

l I-II =36mm

d III-IV =d VI-VII =

25mm 深沟球轴承

6005

d III-IV =d VI-VII =2

5mm

l III-IV =l VI-VII =

18mm

d V-VI =27mm

齿轮 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 72.15 75 35 大齿轮

2

195.84

70

95

63000N.mm.半 联轴器的孔径=20mm ，故取I-II =20mm ，半联轴器长度L=52mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm 。

4.高速轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-1所示的装配方 图6-1。

图6-1 高速轴装配方案图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取II-III 段的直径d II-III =22mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与与轴配合的毂孔长度=38mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故I-II 段的长度应比略短一些，现取l I-II =36mm 。

2） 初步选择滚动轴承。因轴承受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。轴承的润滑方式为脂润滑。参照工作要求并根据d II-III =22mm ，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组、标准精度级的单系列深沟球轴承6005，其尺寸为d ×D ×B=25mm ×47mm ×12mm ，故d III-IV =d VI-VII =25mm ，查表16-9，选取毡圈油封厚度为6mm ，l III-IV =l VI-VII = 18mm 。

3）轴段V-VI 右侧为非轴肩定位，取轴肩高h=1mm ，则d V-VI =27mm 。 4）轴承端盖的总宽度为46mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。根据轴承端盖的装拆,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。轴段III-IV 右侧轴肩为定位轴肩，由，取h=2.5mm ，则

d IV-V =30mm l IV-V =97mm L V-VI =65mm 轴的直径公

差为m6 a=6mm 186mm =2447N N=918N =610N

=1003N =365N =23.5mm 择轴承类型为角接触轴承7205C =25mm =25mm =70mm =34mm =36mm

d Iv-V =30mm 。

5）取齿轮距箱体内壁之距离a=10,两圆柱齿轮间的距离c=10.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度B=12,低速齿轮轮毂长L=75,则 l IV-V =[10+75++10+（8-6）]mm=97mm 。 l V-VI =（53+10+8-6）mm=65mm 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 （3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按I-II =20mm 1.由表6-1查得平键截面b ×，转矩

2.求作用在齿轮上的力

已知中间速轴上大齿轮的分度圆直径为=176mm ，小齿轮的分度圆直径=72.15mm

而作用在中间轴的斜齿轮的力

圆周力N d T F t 15

.72102698.88223

121??===2447N 径向力

14cos 20tan 2447cos tan 11==βαn t r F F N=918N 轴向力2447×tan14N=610N 作用在中间轴的直齿轮的力

圆周力N d T F t 176

102698.88223

222??===1003N 径向力1003×tan20N=365N 3.初步确定轴的最小直径

先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚， 调质处理。根据表15-3，选取，于是 mm n P A d o 3322min 411.4286

8028

.3112?===23.5mm 4.中间轴的结构设计

=2337N

N=877N =583N =32.29mm =36mm ，

=70mm

d=42mm 角接触球轴承7209C

=67mm =65mm

（1）拟定轴上零件的装配方案

本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-4所示的装配方案。

图6-4 中间轴装配方案图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）、轴承的选择

选择轴承类型为角接触球轴承7205C,其尺寸为d×D×B=25mm×52mm×15mm，轴段1-2与轴段5-6分别安装角接触轴承7205C,故=25mm，=25mm。

2）轴段2-3和4-5的设计

轴段2-3安装分度圆直径=72.15mm的斜齿轮，左端为非定位轴肩，取肩高h=2mm，故。<75mm（斜齿轮的轮毂宽度），取=70mm。轴段2-3右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=2.94mm~4.2mm，取h=3mm，故轴环的直径=34mm。轴环宽度b=10mm（因为两圆柱齿轮间的距离c=10）故。

轴段4-5安装分度圆直径=176mm的直齿轮，此轴段应略小于直齿轮的轮毂长（直齿轮的轮毂长度为48mm）可取。右端为非定位轴肩，取轴肩高度为2mm，则d=29mm。

3）轴段1-2和5-6的设计

已知角接触轴承宽度B=18,斜齿轮轮毂长75,直齿轮轮毂长为48mm，查表16-9，毡圈油封宽度为6mm，则

=（15+8+10+5）mm=38mm

=（18+10+8+3）mm=36mm =458.4N

=0.47 =0.435

=0.402 d=8mm

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 4）轴上零件的周向定位

斜齿轮与轴的周向定位都采用平键联接。由表6-1查得平键截面b ×，转矩 =228.8651 2.求作用在齿轮上的力

已知低速轴上齿轮的分度圆直径为= 195.84mm

而圆周力N d T F t 84

.195108651.228223

23??===2337N 径向力N=877N

轴向力2337×tan14N=583N 3.初步确定轴的最小直径

先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚， 调质处理。根据表15-3，选取，于是 3

333min 381

.1526518

.3112?==n P A d o =32.29mm

4.低速轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图6-7所示的装配方案。

图6-7 装配方案图 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）轴6-7段是轴的外伸轴段与链轮连接，查《机械设计课程设计》表12-10知=36mm ， =(1.52.0) =(5472)mm ，取=70mm ，查表得轴段6-7