第一篇：机械设计课程设计二级齿轮减速器数据计算软件要点
机 已知条件
一、电动机的选择(1电机类型和转速Y系列三相交流异步电机(2电机功率和型号工作机的有效功率(kwPw 弹性联轴器η1
电动机所需的功率(kwPd工作机滚轮转速n(r/min 电机型号的确定轴外伸长度E
二、传动比的分配高速级传动比i1各轴的运动及动力参数计算
轴号ⅠⅡⅢⅣ 齿轮的设计 F(kn1.9 转速(r/min
1000 2.3750.99闭式齿轮（7级）η20.982.73608170474.60387957总传动比12.86796351Y132S-6额定功率(kw380轴外伸轴径D38 总传动比12.86796351 4.090030875低速级传动比i23.146177596 转速(r/min 960234.717054574.6038795774.60387957功率2.7087208872.6280010042.5496865742.498947811转矩26.94612965106.9262293326.3839216319.8888816 高速级（斜齿圆柱齿轮）
精度等级材料硬度
选小齿轮齿数z1初选螺旋角β 设计计算公式： 7级
45钢调质处理（大）40Cr（调质）（小）2402414 d 1≥ HBS 大齿轮齿数z20.244346095 28098.16074101 ⎫⎪⎪⎭ 2 2KT 1u ±1⎛z E z H d αu H ⎝试选Kt 区域系数ZH端面重合度εα
小齿轮转矩T1齿宽系数φd 应力循环次数N1
接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用接触应力许用弯曲应力小齿轮分度圆d1t圆周速度vh 1.62.433εα11.6226946.12965
1189.8
***00.910.85
0.961.4546537303.571428636.589045821.83916604136.589045821.4792581163.32833076110.993212051.9028713182.321741.423468131.67470892 0.78N.mm 图10-30εα2 表10-7
大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度238.8571429 m/s 载荷系数K 校正的分度圆直径d1 计算模数mn 计算齿根弯曲强度
m n ≥2.207251.9028713180.8826.27234788 2KT 1Y βcos 2β 2φd z 1εα ∙ Y Fa Y Sa σF β
计算当量齿轮Zv1 图10-28 计算当量齿轮Zv2
齿形系数应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 0.0136294041.220059343
2.5918295632.173301252 0.016347711 由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的
230.043478355.95652174（变位圆柱齿轮）3.1461775962.628001004 7级
45钢调质处理（大）大齿轮分度圆直径d2 齿宽低速级齿轮设计低速级传动比i2输入功率精度等级材料
硬度
初选小齿轮齿数Z1圆整55 小齿轮转速n1234.7170545 40Cr（调质）24024HBS 大齿轮齿数z228075.50826232 试选Kt 小齿轮转矩T1齿宽系数φd
应力循环次数N1
接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用弯曲应力1.3106926.2293 1189.8
***0
0.910.8511.4546303.5714286
大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度表10-7
h b/h载荷系数K校正的分度圆直径d1 计算模数m
n 计算齿根弯曲强度
66.613195160.81865993166.613195162.7755497986.24498704610.666666671.867687575.164692563.13186219 m/s
计算载荷系数K齿形系数
应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 2KT Y Y m ≥⋅2 φd Z 1[σF ]
0.0137226352.21192782
由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的 齿数Z1齿数Z2几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1大齿轮分度圆直径d2 齿宽中心距a变位后的压力角变位系数和小齿轮变位系数 25.0548975278.6544399***.50.389734615 0.65 0.48 圆整 2580 80 160 22.33014857大齿轮变位系数 0.17 轴的设计
轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 材料
选用弹性柱销联轴器
初选轴承轴结构设计周向定位键连接
2.70872088755.9565217445调质K A LT67209C 325810
转速(r/min 960963.1095292***计算转矩Tca 3245451950 min 1.3 半联轴器孔径d1 d 40458 载荷水平面垂直面
支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 大齿轮受力材料初选轴承轴结构设计
套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力大齿轮分度圆直径d2 材料初选轴承轴结构设计
套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力 720.2107603242.8987689311.9361432 32985.652826967.61260433713.5123932987.5 26946.12965 1.73100776安全2.628001004 75
转速(r/min 234.7170545 2851.366114 963.1095292 45调质d min 25.055994757210C d 50505581386280D 57d b 16h 水平面垂直面
1716.0314172.2251852223.859632893180.5050212365.76829-17933.90215 94890.62842106926.2293 9.16347184安全<602.54968657424045调质
62126040D 转速(r/min 74.603879572851.36611436.34626742 608212d min d 707260 水平面垂直面
919.09516881932.270946334.5232839 122699.20544658.8 130573.7667326383.9216
6.862099051安全<60 机械设计课程设计
转速(m/s1.25滚筒直径(mm320 1500 滚动轴承η30.99滚筒η40.96总效率η0.868029634 20.10619298 同步转速(r/min1000满载转速(r/min 中心高H132 960总传动比12.86796351 传动比4.0900308753.146177596 1 HBS 相差99 0.84 图10-26 550图10-21d380图10-20c 计算载荷系数K使用系数KA1.251.09 1.421.35
1.21.2 40 点1 ***7070 图10-2
图10-8表10-4表10-13 插值函数 点2 1.45802.627272.181501.791502802002.24801.75 80 2.571.62.141.833202.221.77 1.5951.463 1.5963617391.796698748 2 表10-5表10-5 计算的法面模数mn=2mm，d1=41.421mm 误差
0.005154053 0.89 60 HBS 相差76-40 550380图10-21c,d图10-20c,b图10-19图10-18 计算载荷系数K使用系数KA1.251.051.4231.3511 图10-2
图10-8表10-4 表10-13 1.59 1.773
表10-5表10-5 计算的法面模数mn=3mm，d1=75.16mm 误差 0.017107236 转矩(N.mm 26946.12965363.244041616.61772864 828560100 261.598203 加入键槽35029.96855长度LD 525 L1B 526060194510 a 5 18.219 垂直面
51.30789841-351.4501501987.52505 σ 0.6 转矩(N.mm
106926.2293
1037.812393363.2440416 261.598203 D 90B 20 5750***.54510 L 40 垂直面
450.708718232360.88597 σ0.6 转矩(N.mm 326383.92161037.812393 D 110B ***0 82 67 10 垂直面
703.2891087658.8584
σ0.6
跨距L距离X181.6135.8181.6135.8197133.5197133.5 a 19.4 da 69 351 轴外伸轴径38轴外伸长度80 横坐标 24 26.27234788 26.27234788 108.373435 108.373435 200 72 72值1.44482.591831.5963622.1733011.7966993202.2361.754 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!
#DIV/0!da 32152 力F 363.2440416 963.1095292 2851.366114 1037.812393两端的力311.9361720.21081932.271703.289151.307898242.89877919.09517334.52328 da 57
第二篇：机械设计课程设计(二级展开式减速器)
二级展开式圆柱齿轮减速器-机械设计课程设计
目 录
l 设计任务.....................................................2 电动机的选择计算............................................3 传动装置的运动和动力参数计算..............................4 带传动的设计计算..........................................5 传动零件的设计计算.............................................6 轴的结构设计和强度校核.......................................7 滚动轴承的选择及计算..........................................8 箱体内键连接的选择及校对...........................9 箱体的结构设计......................................10 联轴器的选择.................................................11 减速器附件的选择............................................12 润滑与密封..............................................13 参考文献.....................................................14 设计小结....................................................xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
一、设计任务
1、设计题目:用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器
2、系统简图:
3、工作条件:工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ，，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。
4、原始数据 已知
输送带拉力F(KN)2.4 输送带速度v(m/s)1.4 滚筒直径D(mm)400
5、设计工作量: 1.减速器装配图一张(1号图纸)2.零件工作图二张(传动零件、轴各一张)3.设计计算说明书一份(A4纸，6000-8000字)
二、电动机的选择计算
如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力F=2.4KN，工作速度v=1.4m/s,传动滚动直径D=400mm，电源为三相交流，电压为380/220V试选择电动机。工作条件:单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为?5%。
1.选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380V,Y系列。
.选择电动机功率 2 FV2400，1.4,3.36,P= kw W10001000 传动装置的总效率: ，0.96 V带传动效率 b 圆柱齿轮的传动效率 η=0.97 g 2 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 一对滚动轴承的效率 η=0.98 r 联轴器的效率 η=0.99 c 传动滚筒效率 η=0.96 滚筒 32，，，, 卷筒bcrg 传动总效率
32，0.96，0.99，0.98，0.98，0.96,0.82 所需电动机功率 3.36Pw,4.1==kw Pr0.82, 3.电动机的转速 ,6060，1.4滚筒转速 ==66.88r/min n,W3.14，0.4,D iV带=2~4 b i双级圆柱齿轮 =8~40 g i=16~160 取i=16~40 n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min 通过比较决定选择电动机型号为Y132S-4, 同步转速为1440r/min，所选电动机的
数据和安装尺寸如下表
5.5 电动机外伸轴直径D/mm 38 额定功率P/kw 0 1440 电动机外伸轴长度E/mm 80 满载转速n(r/min)0 额定扭矩 2.2 电动机中心高H/mm 132
三、传动装置的运动及动力参数计算
1、分配传动比
电动机的满载转数n=1440r/min 0 3 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 总传动比 I= n/n= 1440/66.88=21.5总 0w 分配传动装置各级传动比，取带传动传动比 i,2.5i,ii,iiibbgb12 ii,i/i,21.5/2.5,8.6 12b 令，代入上式求得: i,1.3i12 高速级传动比，低速级传动比。i,2.57i,3.3521
2、各轴功率、转速和转矩的计算 a.各轴转速 1轴转速 n,n/i,1440/2.5,576r/min1mb 2轴转速 n,n/i,576/3.35,171.9r/min 211 3轴转速 n,n/i,171.9/2.57,66.9r/min322 n,n,66.9r/min卷筒轴转速 43 b.各轴功率
P,P，5.5，0.96,5.28kW1轴功率 1nb P,P，,5.28，0.98，0.97,5.02kW2轴功率 21rg P,P，,5.02，0.98，0.97,4.77kW3轴功率 32rg P,P，,，，4.77，0.98，0.99,4.63kW卷筒轴功率 43rcc.各轴转矩 3电机轴 T,9550P/n,9550，5.5/1440，10N,mm,36476N,mmnm0 31轴 T,9550P/n,9550，5.28/576，10N,mm,87542N,mm111 3T,9550P/n,9550，5.02/171.9，10N,mm,278889N,mm2轴 222 3T,9550P/n,9550，4.77/66.9，10N,mm,680919N,mm3轴 333 3T,9550P/n,9550，4.63/66.9，10N,mm,660934N,mm卷筒轴 ww4 4 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算结果如下表: 轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 参数 转速 n,171.9n,66.9n,66.9n,1440n,576234m,11 n/(r,min)P,5.5P,4.77P,4.63P,5.28P,5.02功率P/kW n3412 转矩 T,680919T,36476T,87542T,278889T,66091430124T/N?mm 传动比i 2.5 3.35 2.57 1 效率η 0.95 0.95 0.95 0.97
四、带传动的设计计算 P1 确定设计功率 d 由《机械设计》表5-6查K=1.1 A P,K,P,1.1，5.5kW,6.05kWdAn 2 选择V带型号
Pn选择V带的带型，由图8-11选用A型 ca0 dv3 确定带轮的基准直径并验算带速 d d?初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，查取A型带轮，应 D,75mmd1min使D,D，小带轮转速较低，选。D,100mm1min1 验算带速v ,D3.14，100，1440nv，,7.536m/s 60，100060，1000 D带速在5~25m/s之间，选择合适。1 D,iD(1，),2.5，100，(1,0.01),247.5mm 21 D,250mm参考表8-8给出的带轮直径系列，取。2 250,247.5,0.01，5%转速误差 247.5 5 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 4 确定中心距a和带长 Ld 由式(8-20)0.7(D，D),a,2(D，D)12012 245mm,a,700mm0 初选 a,400mm0 2(D,D)，21带长 L,2a，(D，D)，,1364mm012d24a0查表8-2取 L,mm1400d L,L,dd中心距 a,a，,418mm02 a的调整范围
a,a,0.015L,397mm mind a,a，0.03L,460mmmaxd 验算包角
DD,21 ，180:,，57.3:,159.4:1a 6 确定V带根数 Pdz,按式(P，,P)KK00ac P,1.32kW由表8-9a,插值求得得 0 ,P,0.17kW由表8-4b查得 0 K,0.95由表8-12查得 a K,0.96由表8-8查得 L 代入求根数公式，得
P6.05dz，,4.45 PPKK(，,)(1.32，0.17)，0.95，0.9600aL 取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。F7 确定初拉力 0 6 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 查表8-3得 q,0.1kg/m P2.52d F,500(,1)，qv,136.7N0zvKa 8 计算作用在轴上的压力F Q ,1F,2zFsin,1345N Q02 9带轮结构设计
? 小带轮结构采用实心式电动机表8-11查的，D,38mm,e,15,0.4,f,90。轮毂宽，L,(1.5~2)，D,57~76mmB,(z-1)e，zf,105mm0带带轮
五、传动零件的设计计算
?--?轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.35)
1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理
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。
(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级(3)试选小齿轮齿数Z =23，大齿轮齿数Z ?77 11
2、按齿面接触强度设计: 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10-9)试算，即 ZZZKTu，212,HE3d,(),u,dH
3、确认公式中的各计算数值
(1)由图10-20选取区域系数ZH= 2.5(2)由表8-18选取尺宽系数Фd =1(3)由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa 7 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书(4)由式10-13计算应力循环次数 N=60njL=605761(230088)=1.3310，，，，,h11 8 N=N/3.35=3.9710，12(5)由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)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 Z720,HNlim1 =720Mpa ，，,H1S1H Z580,HNlim2 =580Mpa ，，,H2S1H ， ,=580Mpa H
4、计算载荷系数K(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25 根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1(2)(3)由表8-5查得 K,1.1, K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, Z(4)确定重合度系数 , 11 ，1.88,3.2(，),1.7 zz12 4，Z, =0.88 ,3(5)所需小齿轮直径d1 ZZZKTu，212HE,3d,()1,u,dH 8 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 2，1.59，875423.35，1190，2.5，0.8823 ==57.26mm ，()13.35580 d1 模数m==2.49 z
5、根据齿根弯度强度设计 由式(10-17)YY2KTFS1， ，m32，，zFd1 确定计算参数
1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限,=300Mpa;大齿轮,=220Mpa F1F2 2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力
取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齿型系数和应力校正系数 YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 YYFS，6)计算大、小齿轮的并比较 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YY，F2S2 =0.01434 ，,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 9 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 8)设计计算
2，1.59，875423 ?1.96 m，0.0143421，23
6、标准模数的选择 由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯度强度算得的模数1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm。
1)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=28.6,取z1=28 2)大齿轮的齿数
Z2=z1×3.35=93.8,取z2=94
7、几何尺寸计算 1)计算中心距，z，zm12 =122mm;a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径
=×m=28×2=56mm;=×m=94×2=188mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b，，d =56mm d1 小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=60mm，B2=56mm ?--?轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比2.57)
1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理
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。(2)选取精度等级7级(3)试选小齿轮齿数Z =30，大齿轮齿数Z =77 11 10 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
2、按齿面接触强度设计: 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10-9)试算，即 KTu，ZZZ212,HE3 d,(),u,dH
3、确认公式中的各计算数值
(1)由图10-30选取区域系数ZH= 2.5(2)由表10-7选取尺宽系数Фd =1(3)由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa(4)由式10-13计算应力循环次数
8L N=60nj=60171.91(230088)=3.9610，，，，,h11 8 N=N/2.57=1.5410，12(5)由图10-19查得接触疲劳寿命系数为1和1(不许出现点蚀)(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)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 Z720,HNlim1 ，，=720Mpa ,H1S1H Z580,HNlim2 ，，=580Mpa ,H2S1H ，, =580Mpa H
4、计算载荷系数K(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25(2)根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1 K,1.1(3)由表8-5查得 , K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, 11 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 Z(4)确定重合度系数 , 11 ，1.88,3.2(，),1.732zz12 4， Z,=0.87 ,3(6)所需小齿轮直径d1 KTu，ZZZ212HE,3 d,()1,u,dH 2，1.59，6809192.57，1190，2.5，0.8723，()==115mm 12.57580 d1 模数m==3.83 z
5、根据齿根弯度强度设计 17)由式(10-2KTYYFS1， ，3m2，，zFd1 确定计算参数 ，1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300Mpa;大齿轮=220Mpa F1F2 2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力
取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齿型系数和应力校正系数 YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 12 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 YYFS，6)计算大、小齿轮的并比较 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YYF,2S,2 =0.01434 ，,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 8)设计计算
2，1.59，6809193 ?3.25 m，0.0143421，30
7、标准模数的选择
由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯度强度算得的模数3.2优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1= 115mm。
3)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=38.3,取z1=38 4)大齿轮的齿数
Z2=z1×2.57=97.7, 取z2=98
7、几何尺寸计算 1)计算中心距，z，zm12 =204mm a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径
=×m=38×3=114mm;=×m=98×3=294mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b，，d =114mm d1 小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=120mm，B2=114mm 13 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
六、轴的结构设计和强度校核 第一部分 轴的设计(一)结构设计
1、初选轴的最小直径
选取轴的材料为45#钢，热处理为调质。A 取=110，=30~40Mpa ，,0 P1dA3 1轴 23.02mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取=25mm ，d110n1 P23 2轴 d,A,33.87mm，取=35mm d202n2 P33dd,A,45.6 3轴 mm，取=46mm 330n3
2、初选轴承
1轴高速轴选轴承为7207C 2轴中间轴选轴承为7208C 3轴低速轴选轴承为7211C 各轴承参数见下表
基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN 轴承代号 d D B da Da 动载荷Cr 静载荷Cor 7207C 35 72 17 42 65 23.5 17.5 7208C 40 80 18 47 73 36.8 30.8 7211C 55 100 21 64 91 42.8 36.8
3、确定轴上零件的位置和定位方式 14 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
1轴:由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载。
2轴:低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮。低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角 接触球轴承承载。
3轴:采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的 重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。(?)高速轴的结构设计
1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: A)为了满足V带轮的轴向定位，此段设计应与带轮轮毂孔的设 计同步进行 选为25mm。
选毡圈油封，查表8-27，选取毡圈30JB/ZQ4606—1997，则d2=30mm B)C)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用7207C 型，该段直径定位35mm。
D)该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。E)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为50mm。F)轴肩固定轴承，直径为35mm。2)各段长度确定: A)该段轴连接带轮与轴配合的毂孔长度为65mm，该段长度定为63mm;B)该段取90mm;C)该段安装轴承，考虑间隙取该段为40mm D)该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段54mm;E)该段轴肩选定10mm;F)该段取17mm;(?)中间轴的结构设计 15 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径: a)I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。b)II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径
定为44mm。
c)III段为轴肩，相比较比II段取直径为52mm。d)IV段安装大齿轮直径为44mm。
e)V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度: a)I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。b)II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。c)III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。e)V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。
(?)低速轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径 a)I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。b)II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。
c)III段为定位轴肩，取72mm。
d)IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。e)V段安装轴承，与I段相同直径为55mm。
f)VI段直径52mm g)VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
a)I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为28mm。b)II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为68mm。c)III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为62mm。e)V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 f)VI长度为32mm。
g)VII长度与联轴器有关，取56mm。第二部分 强度校核 ?高速轴
对于角接触球轴承7207C从手册中可以查得a=15.7mm 校核该轴和轴承: 1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 轴的最小直径:d1=25mm 3 轴的抗弯截面系数:W1=1533mm 作用在齿轮上的力: 2T1=3126.5N F,t1d1 F,Ftan,=3126.5×tan20=1138N r1t1 按弯扭合成应力校核轴的强度: 17 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
30.8F,F=635.2N H1t1151.6 F,F,F=3126.5-635.2=2491.3N H2t1H1 N,mFM=120.8=76.7 HH1 30.8F,F=231N v1r1151.6 F,F,F=1138-231=907N v2r1v1 MF=120.8=27.9 N,mvv1 22M,M，M总弯矩:=81.6 N,mmHv T扭矩:=87.5 N,m1 ，, 45#钢的强度极限为=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 p 18 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22MT，，,m1， =84.2Mpa, ，,ppW 所以该轴安全 ?中间轴
对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm 校核该轴和轴承: 1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 轴的最小直径:d1=35mm 33 轴的抗弯截面系数:W2=0.1d =4207mm作用在2，3齿轮上的圆周力: 2T2N,m=2967 ,F2td2 2T2F,=5025 N,mt1d1 径向力: F,Ftan,=1080 N,mr2t2 F,Ftan,=1829 N,mr1t1 求垂直面的之反力: ,Fl，F,l，l，23123rrF,=976N 1vl，l，l123 F,F,F,F=1835-1086-765=-227N 2vr11vr2 计算垂直弯矩: M,Fl=51.7 N,mavm1v1，M,Fl，l,Fl=-8 N,mavn1v12r12 求水平面的支撑力: Fl，F,l，l，23123ttF,=3997N 1Hl，l，l123 F,F，F,F=3995N 2Ht1t21H 19 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算、绘制水平弯矩图: =211.8 M,FlN,maHm1H1 =-139.9，M，Fl，l，FlN,maHn1H12t12 求合成弯矩图，按最不利情况考虑: 22M,M，M=218 N,mamavmaHm 22M,M，M=140.1 N,manavnaHn 求威胁截面当量弯矩:
从图可见，m-m,m-n处截面最危险，当量弯矩为:(取折合系数a=0.6)20 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22，M,M，,T=275 N,meam2 22'，M,M，,T =218 eN,man2 计算危险截面处轴的强度: 22MT，，,2e， =76.5Mpa， ，ppW2 2'2MT，，,2e，, =65.3Mpa, ，ppW2 所以该轴安全 ?低速轴
对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm 校核该轴和轴承: 1L=49mm 2L=107mm 轴的最小直径:d1=46mm 33 d /32=9556mm轴的抗弯截面系数:W3=, 作用在齿轮上的力: 2T3F,=4632N t3d3 F,Ftan,=4632×tan20=1686N r3t3 按弯扭合成应力校核轴的强度: 21 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
49=1455N F,FH1t3156 F,F,F=4632-1455=3177N H2t3H1 FM=107=340 N,mHH1 49=530N F,Fv1r3156 F,F,F=1686-530=1156N v2r3v1 MF=107=56.7 N,mvv1 22M,M，M总弯矩:=345 N,mmHv 扭矩:=681 TN,m3 22 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
45#钢的强度极限为，=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 ,p 22MT，，,m3， =56Mpa, ，,ppW 所以该轴安全
七、滚动轴承的选择及计算 ?高速轴: 轴承7207C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于，L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取
3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=23.5×10N pt 22F,F，F=676N r11H1v 22F,F，F=2651N r22H2v ,6，fc10t，=46417h>38400h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh，60npf1p， ?中间轴: 轴承7208C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t，轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取
3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=36.8×10N pt 22F,F，F=4114N r11H1v 22F,F，F=4001N r22H2v ,6，fc10t，,Lh=39567h 轴承寿命满足使用8年 h，60npf1p， ?低速轴: 23 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 轴承7211C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于，L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取 3ff=1，=1.1，取=10/3，基本额定负载C=42.8×10N ,pt 22F,F，F=3381N r22H2v ,6，fc10t，=221890h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh，60npf1p,，八、箱体内键连接的选择及校对: 1.递转矩已知;2.键的工作长度l=L-b b为键的宽度;3.键的工作高度k=0.5h h为键的高度;4.普通平键的强度条件
由于键采用静连接，材料钢，冲击轻微，以上全符合要求小于110Mpa。
九、箱体的结构设计: 箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。
1.减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。2.箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系
部件的安装与拆卸。24 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3.剖分时箱体的结构尺寸选择: 1)箱座壁厚δ=0.025a+5>=8mm;a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=204，δ=10.1>=8满足要求，取壁厚δ=10mm;(2)箱盖壁厚δ=(0.8~0.85)，1δ>=8mm，则δ1=8.5mm;d(3)地脚螺栓直径=0.036a+12=19.3，选择M20 f(4)地脚螺栓数目:由于a=204<250，所以n=4;(5)根据表5-2得: 名称 符号 尺寸确认 箱座凸缘厚度 b 1.5δ=15mm 箱盖凸缘厚度 1.5=12.75mm b,11 箱座底凸缘厚度 2.5δ=25mm b2 轴承旁连接螺栓直径 d=14.5 M16 0.75 df1 箱盖与底座连接螺栓直径 d M14 0.5~0.6 df2 L 150~200 取160mm 连接螺栓的间距 d2 轴承盖螺钉直径 d 取M12 0.4~0.5d f3 视孔盖螺钉直径 d0.3~0.4 取M10 df4 定位销直径 d 0.7~0.8 取8mm d2 查表5-3 24 20 16mm d、、至外箱壁距离 ddc121 查表5-3 22 14mm d、至凸缘边缘距离 d cf22 轴承旁凸台半径 22 14mm Rc12 凸台高度 h 图7-2 >50mm 外箱壁至轴承座端面距离 ++(5~8)mm Lcc112 大齿轮顶圆与内壁箱距离 ?δ 15mm ,1 25 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 齿轮端面与内壁距离 ?δ 12~20 ,2 箱盖肋厚 0.85=7.5mm m,11 箱盖肋厚 0.85δ=8.5mm m2
十、联轴器的选择
根据轴的计算转矩，转速和三轴T,KT,1.3，680.9N,m,885.2N,mn,57.4r/mincaA33的最小直径，从《机械设计课程设计》表16-2查得，采用弹性柱销联轴器
JA48，84HL4GB/T5014,2003,其公称转矩，许用转速T,1250N,mnYA48，112。[n],4000r/min 由于，T,Tn,[n]can3 可知联轴器满足要求。
十一、减速器附件的选择: 1.通气器:由于在室内使用，选用通气器(一次过滤)，采用M8x1.5。2.油面指示器:选用游标尺M16。3.起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4.放油螺塞:选用外六角油塞及垫片M16x1.5。
十二、润滑与密封: 1.齿轮的轮滑: 根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型: h 由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，?级大齿轮浸油高度约为0.7f h各齿高但不小于10mm，该大齿轮高=2.5,10mm，所以二级大齿轮浸油高度取f h=11mm。f h?级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径(3.125-43.2mm)，由于?级大s 齿轮和二级大齿轮半径差为26mm。所以大齿轮浸油深度选为50mm。h大齿轮齿顶圆到油池底面的距离为30-50mm，所以选取的油池深度为80mm。02.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度小于2m/s，所以采用脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3.润滑油的选择
齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
轴承润滑脂，选用锂基润滑脂ZL-1，普遍应用在各种机械部位。4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十三、参考资料
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版;[2]《机械设计课程设计》，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版;[3]《机械设计课程设计》，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版;[4]《机械设计综合课程设计》，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版;[5]《机械设计(第八版)》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;[6]《机械原理(第七版)》，高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文 杰主编，2006年5月第七版;[7]《机械制图(第2版)》，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版;[8]《机械精度设计与检测技术》，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。
十四、设计小结
机械设计课程设计是一次对机械设计和机械原理课程知识的全面复习和综合运用。设计题目是从工程实际中选取复杂的机械系统，要求从全面、整体的角度进行一次完整的设计，使我从整体上把握机械设计课程的全貌，使知识系统化，同时也培养了解决实际问题的能力。
设计的优缺点
经过设计计算和校核，减速器设计完成后在理论上基本能够设计要求。由于设计过程中对某些知识缺乏实际工作经验，未能充分考虑实际工作条件，所完成的设计在特定实际工况中可能出现问题。
设计的改进意见
本设计的改进方向之一是重新设计三根轴的尺寸，以使在满足的强度的前提下能够节省材料。27
第三篇：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
第四篇：Ug课程设计——2级齿轮减速器
三维CAD 课程设计说明书
题 目： 二级圆柱齿轮减速器造型设计
院（部）： 机械工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级：
机设0902 学生姓名： 牟永熊 指导教师： 何丽红 谭加才 完成日期： 2011-12-25
计算机辅助设计-UG
目录
一、前言„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2
二、减速器零部件三维造型设计
1、箱盖造型设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3
2、中间轴造型设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7
三、生成工程图
1、箱盖的工程图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9
2、低速轴的工程图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11
四、虚拟装配
1、Ⅰ轴与其上零件的装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12
2、Ⅱ轴与其上零件的装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13
3、Ⅲ轴与其上零件的装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„14
4、箱座与其上齿轮的装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15
5、箱盖与轴承及其零件的装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„16
6、总装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16
五、心得体会„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 18
六、参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19
二级圆柱齿轮减速器
计算机辅助设计-UG
二、减速器零部件三维造型设计
1.箱盖造型设计
设计的思路是首先构造箱座大凸缘，再构造凸台，然后拉升箱体和底板，然后在箱体外壁建凸台用以生成轴承套。（1）凸缘的生成
做出大凸缘的草图，然后对草图进行“拉伸”，从而得到大凸缘，如下图所示。
（2）盖体的构造
由“基准平面”建立中间平面，在中间平面上绘出盖体外轮廓的草图，对草图执行“对称拉伸”，得到盖体，如下图所示。
（3）轴承座旁螺栓凸台的构造
首先做出轴承座旁螺栓凸台的草图，然后对草图进行“拉伸”，从而得到轴承座旁螺栓凸台，如下图所示。
二级圆柱齿轮减速器
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（4）轴承座凸台的构造
运用“凸台”命令构造三个凸台，以中间基准平面为对称平面对三个凸台进行“镜像”操作，然后用“修剪体”命令对凸台进行修剪，去除多余的部分，如下图所示。
（5）箱盖内腔构造
在以箱体外壁平面上建立草图，用拉伸命令对箱盖内部按尺寸求差，得到内腔。如 下图所示。
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（6）轴承座孔构造
运用“孔”命令在轴承座凸台上生成孔，得到轴承座孔，如下图所示。
（7）吊耳的构造
在中间基准平面上绘出吊耳的草图，对草图执行“对称拉伸”，并打孔，得到两吊耳，如下图所示。
（8）窥视孔的构造
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计算机辅助设计-UG 画出窥视孔草图，执行“拉伸”，得到窥视孔，然后打出M6螺钉孔，如 图所示。
（9）孔的设计
打M16螺栓沉头孔、销孔、M10起盖螺钉孔、轴承盖M6螺钉孔、M8螺钉孔，如 下图所示。
（10）拔模、倒角、倒圆
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三、生成工程图
1.箱盖工程图的生成
首先用UG打开箱座的零件模型，进入“制图”模块，新建图纸页，选择“大小”为A1，“比例”为1：1，选择投影方式为第一象限角投影方式。接着添加基本视图，由“FRONT”视图开始，投影出主视图，接着向下投影出俯视图，向右投影出左视图，如下图所示。
然后将生成的图线放到CAXA中进行尺寸和技术要求的标注，先要将UG中prt格式的零件模型文件转换成AutoCAD 2004中dwg格式的平面图形文件。在UG的菜单栏中点击“文件”菜单，选择“导出”，进一步选择“2D Exchang”命令，在出现的对话框中选择合适的目标位置，点击确定，程序将自动生成工程图。
接着用CAXA打开生成的dwg平面图形文件，先对图线进行修改，改正其中不符合标准的错误，接着设置图幅、布图，然后对图线进行标注。如下图所示。最后将文件另存为exb格式文件。
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2.低速级轴工程图的生成
低速轴采用一个正视图来表达，附加两个带键槽的轴段剖视图来表达轴孔。首先用UG打开箱座的零件模型，进入“制图”模块，新建图纸页，选择“大小”为A2，“比例”为1：1，选择投影方式为第一象限角投影方式。接着添加基本视图，如下图所示。
二级圆柱齿轮减速器
计算机辅助设计-UG 接着用与转换箱座平面图相同的方法，生成齿轮的平面图接着用CAXA打开生成的dwg平面图形文件，先对图线进行修改，改正其中不符合标准的错误，接着设置图幅、布图，然后对图线进行标注。如下图所示。最后将文件另存为exb格式文件。
二级圆柱齿轮减速器
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四、虚拟装配
装配的思路是：按自底向上的方法建立装配，先建立一些子装配，子装配包括三根轴分别与其上齿轮、套筒、轴承的装配、箱盖与其上各零件的装配、轴承盖与密封毡圈、螺钉的装配，然后将各个子装配、螺栓连接各零件、油标尺、油塞等零件与箱座进行装配，来建立减速器的总装配模型。
1、Ⅰ轴与其上零件的装配
打开UG，进入“装配”模块，首先由“添加组件”命令加载Ⅰ轴，选择定位方式为“选择原点”，将原点放在默认位置；接着加载轴承，选择定位方式为“通过约束”，用两个“接触”约束来确定轴承的位置，一是轴承内圈表面与齿轮轴轴颈表面接触；二是轴承内圈端面与齿轮轴上的轴承定位轴肩端面接触。这样，轴承就准确定位在轴上了。按照同样的方法装配另一个轴承，如下图所示。
接下来加载键，然后对它进行约束，用三个“接触”约束，一是键的底面与键槽的底面接触，二是键的侧面与键槽的侧面接触，三是键的圆柱面与键槽的圆柱面接触。这样，键就被装入了齿轮轴的键槽中，如图下图所示。
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最后装配两轴承，分别通过两个“接触”约束来进行定位，一是轴承内圈的孔的表面与轴身接触，二是轴承端面与套筒的端面接触，如下图所示。
3、Ⅲ轴与其上零件的装配
打开UG，进入“装配”模块，首先由“添加组件”命令加载Ⅱ轴，选择定位方式为“选择原点”，将原点放在默认位置；接着装配齿轮键，装配方法采用相邻三面接触，如下图所示。
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5、箱盖与轴承盖及其上零件的装配
打开UG，进入装配模块，加载箱盖，将其放在默认原点位置，接着装配轴承盖垫片，通过两种约束进行定位，一是垫片的底面与箱盖盖“接触”，二是垫片相邻的两个孔与箱盖盖上对应的孔“同心”，轴承盖装配于此相同。
然后装配轴承毡圈，装配方法采用毡圈与轴承盖接触以及同中心的方法进行定位，如下图所示。其他轴承盖按照相同的方法进行装配。
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五、心得体会
通过两周的UG课程设计，我掌握了使用UG建立简单零件模型并将零件模型装配起来的技能。在这个过程中，不仅学会了如何去建立零件模型或通过几何约束将零件装配到一起，更学会了规划造型设计工作的方法，按照合理的顺序来安排工作；学会了查找各种资料、学习新的知识、解决新的问题的方法。
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础． 通过这次UG设计，我在多方面都有所提高，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。
在建立零件模型和将对零件进行虚拟装配的过程中，发现和修改了许多在机械设计过程中遗漏的错误，从而深切地认识到虚拟装配的重大意义。通过对零件模型的虚拟装配，前面进行的零件结构设计的错误暴露无遗，让我能得以及时的改正。试想，如果是在生产实践中，通过虚拟装配来检验产品的设计情况，就能避免许多的设计错误，进而避免不少的经济损失。
在这次设计过程中，体现出自己单独设计减速器的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，在以后的课余时间里需要不断地加强UG的学习。
总之，通过这次课程设计，我学习机械产品CAD设计基本方法，巩固课程知识，提高动手实践能力，进一步提高运用计算机进行三维造型及装配设计、工程图绘制方面的能力，了解软件间的数据传递交换等运用，掌握CAD软件应用，得到了
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计算机辅助设计-UG 应有的学习效果。
六、参考文献
1.岳宁、钟星海等编.UG NX 5.0 中文版 零件设计技术指导.电子工业出版社,2008年
2.王昆、何小柏、汪信远主编.机械设计 机械设计基础 课程设计.高等教育出版社，1995年
3.徐锦康主编.机械设计.高等教育出版社，2004年
4.刘极峰主编.计算机辅助设计与制造.高等教育出版社，2004年
二级圆柱齿轮减速器
第五篇：二级减速器的课程设计
二级减速器的课程设计 减速器, 课程, 设计
第一章 二级斜齿轮减速器结构及其计算
3.1 设计任务
设计带式运输机的减速传动装置；
（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下：
图 3-3.1
(3)相关情况说明
工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；
使用寿命：十年（大修期三年）；
生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。
动力来源：电力，三相交流（220/380V）；
运输带速度允许误差 5%。3.2传统方法设计设计过程
1.总体传动方案
初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηa
＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；
η =0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η =0.98为轴承的效率（磙子轴承），η =0.99为弹性联轴器的效率，=0.98为刚性联轴器
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒轴工作转速为n＝60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝8～40，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n ＝970 r/min，同步转速1000r/min。
3.传动装置的总传动比和传动比分配
（1）总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i ＝n /n＝
970/60.02＝16.16（2）传动装置传动比分配 i＝i =16.16为减速器的传动比。（3）分配减速器各级传动比
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33
4.传动装置运动和动力参数的计算
（1）各轴转速
Ⅰ轴 nI＝n =970r/min Ⅱ轴 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ轴 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min
卷筒轴 nIV=nIII=60.06
（2）各轴输入功率
Ⅰ轴 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ轴 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ轴 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒轴 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW
（3）各轴输入转矩
电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m
Ⅰ轴 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ轴 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ轴 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m
卷筒轴 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m
5.齿轮的设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），齿面硬
度为200HBS，２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动，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
核持面接触疲劳强度。
（1）计算小齿轮传递的转矩T1＝63.35N•m
（2）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允许
（3）初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得 ＝1
（4）初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12（5）载荷系数K 载荷系数K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24
（6）齿形系数Y 和应力修正系数Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81
（7）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝1.69，重合度系数为Y ＝0.684
（8）螺旋角系数Y
纵向重合度系数 =1.690，Y ＝0.89
（9许用弯曲应力
安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数
许用弯曲应力
比较 , 取
(10)计算模数
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取
(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm
修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数
圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。从而得
满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数，，（2）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（3）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 , 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；
安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：
取
（4）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。
（二）低速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取 ＝ ＝
1200MPa，＝ ＝370Mpa。
（2）齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动，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
核持面接触疲劳强度。
（10）计算小齿轮传递的转矩 ＝ kN•m
（11）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 传动比误差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909
Δi＝ ＝0.28％ 5％，允许（12）初选齿宽系数
按非对称布置，由表查得 ＝0.6
（13）初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12（14）载荷系数K 使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K ＝1.25 动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K ＝1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b＝80mm 查图得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K ＝
1.14
齿间载荷分配系数 查表得K ＝K ＝1.1 载荷系数K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58
（15）齿形系数Y 和应力修正系数Y 当量齿数 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26
z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查图得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83
（16）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12
＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031
＝11.26652 因为 ＝ /cos，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669
（17）螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝ ＝1.34,取为1
Y ＝1－ ＝0.669（18）许用弯曲应力
安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数
许用弯曲应力
比较 , 取
(10)计算模数
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取
(11)初算主要尺寸
初算中心距 ,取a=500mm
修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数
圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。从而得
满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（5）载荷系数，，（6）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（7）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；
安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：
取
（8）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计
（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径
（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。
按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径
（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。
按扭转强度计算，初步计算轴径，取
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径
轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。
图2—8
图2—9
图2—10
第三节 轴承的选择及寿命计算
（一）第一对轴承 齿轮减速器高速级传递的转矩
具体受力情况见图3—1（1）轴I受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内
图3—1
水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32014 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ① 计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力
则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷
由于，即B轴承放松，A轴承压紧
由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.43，则 , 轴承B e=0.43，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算
（二）第二对轴承 齿轮减速器低速级传递的转矩
具体受力情况见图3—2（1）轴II受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内
水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32928 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力
则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷 由于，即B轴承放松，A轴承压紧
由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.36，则 , 轴承B e=0.36，则
⑤轴承寿命 计算 因，按轴承A计算
图3—2
（三）第三对轴承 具体受力情况见图3—3（1）轴III受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力
（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内
水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32938 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力
则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.48，则 , 轴承B e=0.48，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算
图3—3
由于
试设计一带式输送机减速器的斜齿圆柱齿轮传动。已知输入功率P1＝40kW，小齿轮转速n1＝960r/min，齿数比u＝3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变，试设计此传动。
[解]
1．选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理仍按直齿轮传动例题：大、小齿轮都选用硬齿面。由表1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；
2)精度等级仍选7级精度；
3)仍选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=77；
4)初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
齿面接触强度计算公式为：
1)确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.6。
(2)由图10查取区域系数ZH=2.433。
(3)由图8查得端面重合度
εα1=0.78，εα2=0.87，则 εα=εα1+εα2=1.65。
(4)许用接触应力 =1041.5 MPa。
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t
mm =60.49 mm
(2)计算圆周速度
(3)计算齿宽b及模数mnt
h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88
(4)计算纵向重合度εβ
(5)计算载荷系数K
已知使用系数 =l。
根据v=3.04m/s,7级精度，由图5查得动载系数 =l.11；
由表4查得接触强度计算用的齿向载荷分布系数 =1.41； 由图6查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 =1.37。
由表3查得齿间载荷分配系数 = =1.2。
故载荷系数
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(7)计算模数mn
3．按齿根弯曲强度设计
由式
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
(2)根据纵向重合度 =1.713，从图9查得螺旋角影响系数Yβ=0.8。
(3)计算当量齿数
(4)查取齿形系数
由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1
(5)查取应力校正系数
由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774
(6)计算大、小齿轮的 并加以比较
小齿轮的数值大。
2）设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，按表12，取标准模数mn=2.5mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径d1=63.83mm，由
，取z1=25，则z2=uz1=80。
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
将中心距圆整为135mm。
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
因β改变不多，故参数εα,Kβ,ZH等不必修正。
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
4)计算齿轮宽度
圆整后取B2=58mm；B1=63mm。
5.结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图11荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图(从略)。
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