课程设计-二级圆柱齿轮减速器设计说明书(CAD图)（精选五篇）

第一篇：课程设计-二级圆柱齿轮减速器设计说明书(CAD图)

课程设计报告

二级展开式圆柱齿轮减速器

一.设计题目

设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。卷筒直径D=500mm,运输带的有效拉力F=10000N, 卷筒效率=0.96,运输带速度v0.3m/s,电源380V,三相交流.二.传动装置总体设计：

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

三．选择电动机

1.选择电动机类型：

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。

2.选择电动机的容量

Pd

电动机所需的功率为：

PWFV KW 1000PWa

KW

第二篇：圆柱齿轮减速器课程设计感想[推荐]

齿轮减速器课程设计的感想

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱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，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。

通过两三个星期的设计实践，使我们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。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

一分耕耘一分收获，虽然两周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。

在本次设计过程中得到了各位指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师们的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

第三篇：兰州工业学院一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。1、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）、电动机功率选择： ①传动装置的总效率： =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率： =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW。⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速： =（60×v）/（2π×D/2）=（60×2）/（2π×0.2）=96r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速 1440r/min。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。2 ,计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15（2）、分配各级传动比： 根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）=15/5=3 3、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min）=960r/min =1440/3=480(r/min)=480/5=96(r/min)⑵计算各轴的功率（KW）电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m =9550×4.138/96 =411.645N•m =9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数： =5×20=100，所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用 齿数比： u=i 取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 则 h *m=3，h）m=3.75

h=（2 h）m=6.75，c= c 分度圆直径：d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 指导书取 φ 齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm，b 齿顶圆直径：d）=66，d 齿根圆直径：d）=52.5，d）=295.5 基圆直径： d cos =56.38，d cos =284.73(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算 1、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据指导书并查表，取c=110 所以 d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 ①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d =25mm，L =（1.5～3）d，所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L =（2+20+55）=77mm III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.=d=35mm，L =T=18.25mm，取L Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm 1 长度与右面的套筒相同，即L Ⅴ段直径：d =50mm.，长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径：d =41mm，L Ⅶ段直径：d =35mm，L ＜L3，取L 2、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110 =110×(2.168/76.4)=38.57mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则 d =42mm

L = 50mm

L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L

四、滚动轴承的选择 1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。根据轴径d =42mm，L =65mm 查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45 3、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50 4、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖 主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计 1、挡圈 ：GB886-86 查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58 2、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D 3、角螺塞 M18 × 1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11 目录

一、设计说明书目录………………………………………1

二、机械零件课程设计任务书……………………………2

三、机械传动装置设计……………………………………3

1、确定传动方案………………………………………3

2、选择电动机…………………………………………4

3、计算传动装置总传动比并分配各级的传动比……5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数……………6

四、传动零件的设计计算…………………………………7

1、皮带轮传动的设计计算……………………………7

2、减速器齿轮传动设计计算…………………………9

3、轴的设计计算………………………………………11

五、传动装置零件图及装配图……………………………13

1、总体设计简图………………………………………13

2、一级齿轮减速器装配图……………………………14

3、齿轮减速器零件图…………………………………16

二、机械零件课程设计任务书

1、时间：2009年6月8日至2009年6月19日

2、设计题目：带式输送机传动装置设计及电动机选择

3、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空 载起动；使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%；输送带效率η=0.94-0.96;工作环境为室内，环境温度30°左右；小批量制 造。

4、输送机应达到的要求： 输送带的拉力F=3000N 输送带速度V=2.8m/s 输送带滚筒直径D=380mm

5、完成设计任务工作量： ①设计说明书一份 ②带式输送机传动方案简图 1张 ③齿轮减速器总装图1张 ④齿轮减速器零件图2-3张

三、机械传动装置设计

1、确定传动方案

（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限

10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差±5％。

（2）原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=2.8m/s；滚筒直径D=380mm。

2、选择电动机

（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率选择： ① 传动装置的总效率：η总

=η带×η轴承2×η齿轮×η联器

= 0.95×0.992×0.97×0.99= 0.89 ② 电机所需的工作功率：P0 = FV/1000η总= 3000×2.8/（1000×0.89）=8.8KW 选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1~1.3）P0=8.8（1~1.3）=8.8~11.44查表2-1取Pm=11。③ 确定电动机滚筒转速：n筒 = 60×1000V/πD

= 60×1000×2.8/（3.14×380）= 140r/min

按指导书P10表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减

速器传动比范围 I a’ =3~5。取V带传动比I1’ =2~4，则总传动比理时范围为I a’ =6~20。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~20）×140=840~2800r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有

三种传动比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min ④

确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：P=11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。

3、计算机械传动装置总传动比并分配各级的传动比

（1）总传动比： i总=n电动/n筒=1460/140=10.4（2）分配各级传动比 ①据指导书，取齿轮传动比：

i带=3 ② ∵i总=i齿轮×I带

∴i齿轮=i总/i带=10.4/3=3.5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数（1）计算各轴转速（r/min）：

n1（输入轴）= n电机=1460r/min n2（输出轴）= n1/i带=1460/3=487(r/min)n3（滚筒轴）= n2/i齿轮=487/3.5=139(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）：

P1（输入轴）

= P0η带＝8.8×0.95=8.36 KW

P2（输出轴）= P1×η带=8.36×0.95=7.9KW

P3（滚筒轴）= P2×η轴承×η齿轮=7.9×0.99×0.97=7.6KW（3）计算轴扭矩（N·mm）：

T0（电机轴）= 9.55×106P0/n电动 = 9.55×106×8.8/1460 = 57562N·mm T1（输入轴）

= T0i带η带 = 57562×2.08×0.95

= 113743N·mm T2（输出轴）= T1i齿轮η轴承×η齿轮

=113743×5×0.99×0.97=546137N·mm

T3（滚筒轴）= T2×η轴承η联轴器 = 546137×0.99×0.99

=535269N·mm

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算 ①选择普通V带截型

由课本表得：kA = 1.2 理论传递功率 P=11KW

Pc= KAP =1.2×11=13.2KW

由课本得：选用B型V带

②确定带轮基准直径，并验算带速

由机械基础课本得，推荐的小带轮基准直径为125~280mm，则取

dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=（1460/487）×160=480mm

查机械基础课本P228表9-8，取dd2=500mm

实际从动轮转速：n2’= n1dd1/dd2=1460×160/500

=467r/min

转速误差为：（n2-n2’）/n2 =（487－467）/487

= 0.04<0.05(允许)

带速V：

V = πdd1n1/60×1000 = π×160×1460/60×100 = 12.2m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。③确定带长和中心矩

1）根据机械基础课本P228(9-11)公式得，0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(160+500)≤a0≤2×(160+500)

∴得460mm≤a0≤1320mm

2）由机械基础课本P228课本得：

L0 =2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×1000+1.57×(160+500)+(500-160)2/（4×1000）=3065mm

根据机械基础课本P226表9-6取，Ld = 3150mm ∴ a ≈ a0+（Ld-L0/2）=1000+（3150-3065）/2

= 1043mm ④验算小带轮包角： α1 = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（500-160）/1043 = 161.30>1200（适用）

⑤确定带的根数：

根据机械基础课本P224图 9-3，得 P1=3.64KW

根据机械基础课本P224图 9-4，得 △P1=0.46KW

根据机械基础课本P225图 9-5，得

Kα=0.95

根据机械基础课本P226图 9-6，得

K1=1.07

根据机械基础课本P230图中公式：

Z = Pc/[P1]= Pc /[(P1+△P1)KαK1] = 11/[(3.64+0.46)×0.95×1.07] ≈2.64

∴取Z=3 ⑥计算轴上压力

由机械基础课本P219图 9-1，查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0 = 500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV= [500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

= 160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ = 2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2= 1250N

2、减速器齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料和热处理方法

采用软齿面闭式齿轮减速器

小齿轮 45号钢 调质 HBS=220

大齿轮 45号钢 正火 HBS=190 硬度由《机械基础》课本P181表 6-3查得。

（2）齿轮的许用接触应力 ① 由《机械基础》课本P181表 6-3查得

σH lim1=550Mpa，σH lim2=530Mpa ② 软齿面齿的接触安全系数SH=1.0：1.1，取SH=1.05 ③ [σH]1=σH lim1/S[σH=550/1.05=523.8Mpa H]2=σH lim2/SH=530/1.05=504.7 Mpa 用其中的小值作为[σH]2=504.7 Mpa（3）齿轮系数

ψ=中心距/齿宽=a/b，由《机械基础》课本P183表 6-6取ψa=0.4（4）载荷系数K 由《机械基础》课本P183表 6-5，取K=1.2（5）小齿轮轴上传递的扭矩T1 P小=P电×η带=11×0.95=10.45KW n1=1460r/i带=1460/3=487r/min ∴ T1 = 9.550×106 P1/n1=9.550×106×（7.9/487）N.mm=154918N.mm a≥(u+1)[（334/[σH]2）2×（KT1/ψau）]1/3 a≥193mm

齿轮尺寸的强度计算以中心距校核

（6）确定齿轮的主要参数

①确定小齿轮齿数

因为是闭式软齿轮而齿轮其失效形式为点蚀，所以取齿数不能太小，故在（20-40）范围内，取Z1=30,.式中Z2=Z1×i齿=30×3.5=105 ②确定模数

amin=（d1+d2）/2=m（Z1+Z2）/2 m=2amin/（Z1+Z2）=2×193/（30+105）=2.8mm ∴

取模数 m=3 ③齿轮的几何尺寸

齿距：

P=πm=3.14×3=9.42mm

齿厚：

S =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿宽：

e =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿顶高： ha =ha*m=1×3=3 mm 齿根高： hf =(ha*+c*)m=（1+0.25）×3=3.75mm 全齿高： h =ha+hf=3+3.75=6.75 mm 分度圆直径： d1 =mz1=3×30=90 mm d2 =mz2=3×105=315 mm 齿顶圆直径： da1 =d1+2ha=90+2×3=96 mm da2 =d2+2ha=315+2×3=321 mm 齿根直径：

df1 =d1-2hf=90-2×3.75=82.5 mm

df2 =d2-2hf=315-2×3.75=307.5 mm 中心距：

a =（m/2）×（Z1+Z2）

=（3/2）×（30+105）=202.5mm ④齿轮宽度

查《机械基础》课本P183表 6-6，得ψd=1.2由b=ψd1.2×60=72mm 取b2=72mm得 b1=b2+5=72+5=77mm

3、轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径

① 材质：选用45#调质，硬度217~255HBS ② 根据课本并查表，取材料系数c=115 ③ 大带轮轴的最小直径d≥3√9.55*106P/(0.2tn)=28mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=28×(1+5%)mm=29.4mm ∴

取d=30mm（2）轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

1）工段：d1=30mm 长度取L1=20mm

∵h=2c，c=1mm，II段:d2=d1+2h=30+2×2×1=34mm ∴d2=34mm

初选用7307c型角接触球轴承，其内径为35mm, 宽度为21mm.2）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长

L2 =（2+20+21+55）=98mm 3）同理 H = 2c，c=1mm，d3 = d2+2h=34+2*2*1=38mm 得

L3 = L1-L=20-2=18mm 4）又 h=2c=2×1=2mm，c = 1mm，d4 = d3+2h=38+2×2=42mm

∵长度与右面的套筒相同

即

L4=20mm 5）但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应

按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得总长：L总= L2＋L3＋L4＋L5=98＋18＋20＋19= 155mm 5

第四篇：双级圆柱齿轮减速器设计说明书

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

一、设计任务书 1.设计任务

设计带式输送机传送机构传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。具体工作任务：

（1）绘制减速器装配图一张；（2）绘制零件工作图2张；

（3）编写设计计算说明书1份。2.传动系统方案

图中各部件为：

1.电动机；2.连轴器；3.减速器； 4.连轴器；5.滚筒； 6.输送带

3.原始数据

输送带有效拉力F=3000N；

输送带工作速度v=1.3m/s（允许误差±5%）； 输送机滚筒直径d=355mm； 减速器设计寿命5年。4.工作条件

两班制，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微振动；电压为380/220V三相交流电。

二、传动系统总体设计 1.电机的选择

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，电压330V。1)电动机容量的选择

根据已知条件计算工作机所需有效功率

PwFv30001.310003.9kW

设：4w——输送机滚筒轴（4轴）至输送带之间的传送效率；

c——联轴器效率，c0.99(参考文献1附表B-10)；

g——闭式圆柱齿轮传动效率，g0.97(参考文献1附表B-10)；

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

由传动系统方案知：

i01i341

则两级圆柱齿轮传动比

ii12i3413.73

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比

i12(1.3~1.5)i4.38

那么

i23ii3.13

12那么各传动比分配结果如下：

i011,i124.38,i233.13,i341

3.传动系统的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0轴（电机轴）

n0nm960r/min

P0Pr4.59kW

T04.5909550Pn955096045.66Nm

01轴（高速轴）

n1n0i960r/min 01P1Pr014.54kW

T4.5419550P1n9550196045.16Nm

2轴（中间轴）

n2n1i219.18r/min

12P2P1124.36kW

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN10.92，ZN20.96 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H1]ZN1H',lim1S0.92560515MPa

H'min1[ZN2H',lim20.96500H2]SH'min1480MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'a(u1)500KTZ'''231ZEHZZmm au[H]初设螺旋角'10（由最后几何条件确定）理论传动比i12'u'4.38 高速轴转矩T145.16Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）初取载荷系数K'1.85

弹性系数Z189.8MPa（据参考书目2表8-7）初取节点区域系数Z'H2.475 初取重合度系数Z'E0.80 初取螺旋角系数Z'0.992 将以上数据带入中心距计算公式

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置，(u1)ad20.96，K1.14

○4齿间载荷分配系数K 端面重合度[1.883.2(1z11.68

1z)]cos2纵向重合度bsinm1.60

n由参考文献2式（8-38），重合度1.681.603.28K1.43

KKAKVKK11.131.141.431.84K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim1240MPa

F',lim2200MPa

2）接触应力变化总次数

N160n1Lh609601240001.382109

N8260n2Lh60219.181240003.1610

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN10.88，YN20.93（2）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25（3）齿形系数，根据参考文献2图8-28 YFa12.6，YFa22.2

（4）应力修正系数，根据参考文献2图8-29 YSa11.62，YSa21.83

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

大齿轮材料为45钢（正火），硬度HBS2=170~217（2）确定许用接触应力[HP3]和[HP4] 由文献2知接触应力计算公式为：

[H]H',limSH'minZNZWZLMPa

根据参考文献2图8-33（c）查得

H',lim3560MPa 500MPa H',lim4根据接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.1610N460n3Lh6070.021240001.011088

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN30.96，ZN41 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H3]ZN3H',lim3SH'minZN4H',lim4SH'min0.96560115001537.6MPa

[H4]500MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'''500KT1ZEZHZZa(u1)3au[H]'mm 2理论传动比i23'u'3.13 转矩T2189.97Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

○1使用系数KA，按参考文献2表8-5，KA1 ○2动载系数KV 齿轮圆周速度vd3n23.1498219.1860000600001.12ms

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置

dbd0.71，K1.11

3○4齿间载荷分配系数K 端面重合度1[1.883.2(z11.79

1z)]2纵向重合度r1.79

由参考文献2式（8-38），重合度r1.791.793.58K1.44

KKAKVKK11.131.111.441.80K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim3240MPa

F',lim4200MPa

2）接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.16108

N460n3Lh6070.021240001.01108

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN30.92，YN40.96（6）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

四、减速器轴的设计 1.轴的布置

a1140mm，a2200mm

bh154mm，bh249mm，bl175mm，bl270mm

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s11mm

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c4mm 初取轴承宽度为n120mm，n222mm，n322mm 3根轴的支撑跨距分别为

l12(ck)bh1sbl1n12(410)54117520188mm l22(ck)bh1sbl1n22(410)54117522190mm l32(ck)bh1sbl1n32(410)54117522190mm

2.高速轴的设计

A.选择轴的材料及热处理

小齿轮采用齿轮轴结构。选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

Md1A0.RBylABFa12Fr1lAC0.得到

RBy=120.23N MB0.Fr1lBCFd1a12RAylAB0.得到

RAy=509.30N 合成支撑反力为：RA1334.48N,RB474.66N（3）计算弯矩 水平面内：

MAXMBX0.MCxRBxlBC62908Nmm

竖直面内：

MAyMBy0.MCyRAylAC25974Nmm MCyRBylBC16472Nmm

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

减速器高速轴的结构如下图：

3.中间轴的设计

A.选择轴的材料及热处理 选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

lABl3190mm

lbl1BCck2n3252mm

lAClABlBC138mm

（1）计算齿轮的啮合力

FT2189.87t22000d20002239.06N1589.31NFr2Ftannt2cos1589.31tan20cos1152'59''N591.13NFa2Ft2tan1589.31tan1152'59''334.44N

F2000T22000189.97t3d3983876.94NFr3Ft3tann3876.94tan201411.10N（2）求支撑反力 在水平面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

MRAylAC12752Nmm MFr3lBD(RByFr3)lBC40460Nmm

CyCyMDyRBylBD109813Nm

合成弯矩：

MAMB0

MM22CCxMCy17951NmmM22CMCxMCy42386.6Nmm MDM2DXM2DY219268Nmm

（4）合成扭矩T=Ft2·d2/2=189970N·mm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

lABl3190mm

ll1BCckb2n3262.5mm

lAClABlBC127.5mm

（1）计算齿轮的啮合力

F32000571.47t42000Td4302N3784.57N

Fr1Ft1tann3784.57tan20N1377.47N（2）求支撑反力 在水平面内，有

MB0.Ft4lBCRAxlAB0得到RAx=3784.57N MA0.RBxlABFt4lAC0得到RBy=2539.65N 在竖直面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

（4）合成扭矩TFt4d4/2571470Nmm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa 根据参考文献2表16-3，插值得[1]58.7MPa 取折算系数0.6 代入得，d310M2(T)2[]38.87mm

（6）轴的结构设计

按经验公式，减速器输入端的轴端直径

dd(0.3~0.35)dm(0.3~0.35)20060~70mm

参考联轴器标准轴孔直径，取dd72mm

安装齿轮、联轴器处轴肩结构尺寸按参考文献1表5-1确定。减速器低速轴的结构如下图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

Prfp(XFrYFa)1.5(0.563507.752.30334.44)N4100.33N

11ChnjsPrLP60Lr(106)22157.96Cr故所选轴承满足寿命要求。

6209轴承：D85mm,damin52mm,B19mm 3.低速轴滚动轴承的选择

Fr2702.64N,n70.02rmin，Lh2.51630012000h。

初选滚动轴承6013GB/T276，基本额定动载荷Cr32000N，基本额定静载荷C0r24800N。

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

PrfpFr1.52702.644053.96N11

CjsPrLPr(60Lhn106)14976Cr故所选轴承满足寿命要求。

6013轴承：D100mm,damin72mm,B18mm

六、键和联轴器的选择 1.高速轴键和联轴器的选择

（1）高速轴的工作转矩T145.16Nm，工作转速为n1960r/min。

根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT79.03Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX3联轴器YA3882YA3282GB/T50142003。

许用转矩[T]1250Nm，许用转速[T]4750r/min

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

选A型普通平键。

d3171mm,L3170mm,L31705~10mm60~65mm '根据参考文献2表16-8选取201263GB1096：

b20mm,h12mm,L63mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdhl62.39MPa[p]

满足要求。

（2）根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT1069.28Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX4联轴器YA55112YA48112GB/T4323。

许用转矩[T]2500Nm，许用转速[n]3870r/min 均符合要求。

（10）选A型普通平键。

d3255mm,L11112mm,L111125~10mm102~107mm '根据参考文献2表16-8选取1610100GB1096：

b16mm,h10mm,L100mm,l84mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdbl4000571.4755108449.48MPa[p]

满足要求。

七、减速器润滑方式润滑剂及密封装置的选择

（一）润滑：

由参考文献1建议，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。轴承润滑采用脂润滑，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。参阅参考文献1，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。

第五篇：二级减速器课程设计

目 录

一．设计任务书……………………………………………………1 二．传动方案的拟定及说明………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………3 四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 五．传动件的设计计算……………………………………………5 六．轴的设计计算…………………………………………………14 七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26 八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27 九．连轴器的选择…………………………………………………27 十．箱体的结构设计………………………………………………29

十一、减速器附件的选择……………………………………………30

十二、润滑与密封……………………………………………………31

十三、设计小结………………………………………………………32

十四、参考资料………………………………………………………33