第一篇：雙級圓柱齒輪減速器設計說明書

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

一、設計任務書 1.設計任務

設計帶式輸送機傳送機構傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器。具體工作任務：

（1）繪制減速器裝配圖一張；（2）繪制零件工作圖2張；

（3）編寫設計計算說明書1份。2.傳動系統(tǒng)方案

圖中各部件為：

1.電動機；2.連軸器；3.減速器； 4.連軸器；5.滾筒； 6.輸送帶

3.原始數(shù)據

輸送帶有效拉力F=3000N；

輸送帶工作速度v=1.3m/s（允許誤差±5%）； 輸送機滾筒直徑d=355mm； 減速器設計壽命5年。4.工作條件

兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載啟動，工作載荷有輕微振動；電壓為380/220V三相交流電。

二、傳動系統(tǒng)總體設計 1.電機的選擇

按設計要求及工作條件選用Y系列三相異步電機，臥式封閉結構，電壓330V。1)電動機容量的選擇

根據已知條件計算工作機所需有效功率

Pw?F?v?3000?1.31000?3.9kW

設：?4w——輸送機滾筒軸（4軸）至輸送帶之間的傳送效率；

?c——聯(lián)軸器效率，?c?0.99(參考文獻1附表B-10)；

?g——閉式圓柱齒輪傳動效率，?g?0.97(參考文獻1附表B-10)；

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由傳動系統(tǒng)方案知：

i01?i34?1

則兩級圓柱齒輪傳動比

i??i12?i34?13.73

為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS?350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比

i12?(1.3~1.5)i?4.38

那么

i?23?ii?3.13

12那么各傳動比分配結果如下：

i01?1,i12?4.38,i23?3.13,i34?1

3.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算

傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下： 0軸（電機軸）

n0?nm?960r/min

P0?Pr?4.59kW

T04.590?9550Pn?9550?960?45.66N?m

01軸（高速軸）

n1?n0i?960r/min 01P1?Pr??01?4.54kW

T4.541?9550P1n?9550?1960?45.16N?m

2軸（中間軸）

n2?n1i?219.18r/min

12P2?P1??12?4.36kW

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據參考文獻2圖8-35查得壽命系數(shù)ZN1?0.92，ZN2?0.96 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數(shù)ZW?1 一般設計中取潤滑系數(shù)ZL?1

根據參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)SH'min?1

將以上數(shù)值帶入許用接觸應力計算公式

[?H1]?ZN1??H',lim1S?0.92?560?515MPa

H'min1[??ZN2??H',lim2?0.96?500H2]SH'min1?480MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'a?(u?1)500KTZ'''?231???ZEHZ?Z???mm au??[?H]?初設螺旋角?'?10?（由最后幾何條件確定）理論傳動比i12'?u'?4.38 高速軸轉矩T1?45.16N?m

齒寬系數(shù)?a?0.35（見參考文獻1表4-3）初取載荷系數(shù)K'?1.85

彈性系數(shù)Z??189.8MPa（據參考書目2表8-7）初取節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z'H?2.475 初取重合度系數(shù)Z'E?0.80 初取螺旋角系數(shù)Z'??0.992 將以上數(shù)據帶入中心距計算公式

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齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數(shù)K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置，?(u?1)?ad?2?0.96，K??1.14

○4齒間載荷分配系數(shù)K? 端面重合度???[1.88?3.2(1z?1?1.68

1z)]cos?2縱向重合度?bsin????m?1.60

n由參考文獻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'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim1?240MPa

?F',lim2?200MPa

2）接觸應力變化總次數(shù)

N1?60n1?Lh?60?960?1?24000?1.382?109

N82?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10

根據參考文獻2圖8-45查得壽命系數(shù)YN1?0.88，YN2?0.93（2）根據參考文獻2表8-8得SF'min?1.25（3）齒形系數(shù)，根據參考文獻2圖8-28 YFa1?2.6，YFa2?2.2

（4）應力修正系數(shù)，根據參考文獻2圖8-29 YSa1?1.62，YSa2?1.83

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

大齒輪材料為45鋼（正火），硬度HBS2=170~217（2）確定許用接觸應力[?HP3]和[?HP4] 由文獻2知接觸應力計算公式為：

[?H]??H',limSH'minZNZWZLMPa

根據參考文獻2圖8-33（c）查得

?H',lim3?560MPa ?500MPa ?H',lim4根據接觸應力變化總次數(shù)

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?10N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?1088

根據參考文獻2圖8-35查得壽命系數(shù)ZN3?0.96，ZN4?1 因為一對齒輪均為軟齒面，故工作硬化系數(shù)ZW?1 一般設計中取潤滑系數(shù)ZL?1

根據參考文獻2表8-8，當失效概率小于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)SH'min?1

將以上數(shù)值帶入許用接觸應力計算公式

[?H3]?ZN3??H',lim3SH'minZN4??H',lim4SH'min?0.96?56011?5001?537.6MPa

[?H4]???500MPa

（3）按齒面接觸強度條件計算中心距a 由參考文獻2中式8-45

'''500KT1?ZEZHZ?Z?a?(u?1)3??au?[?H]?'?mm ???2理論傳動比i23'?u'?3.13 轉矩T2?189.97N?m

齒寬系數(shù)?a?0.35（見參考文獻1表4-3）

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○1使用系數(shù)KA，按參考文獻2表8-5，KA?1 ○2動載系數(shù)KV 齒輪圓周速度v??d3n23.14?98?219.1860000?60000?1.12ms

齒輪精度取8級

按參考文獻2圖8-21，KV?1.13

○3齒向載荷分布系數(shù)K? 按參考文獻2圖8-24，軟齒面，不對稱布置

?d?bd?0.71，K??1.11

3○4齒間載荷分配系數(shù)K? 端面重合度?1??[1.88?3.2(z?11.79

1z)]?2縱向重合度?r????1.79

由參考文獻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'

原設計偏于安全，不再重新進行有關計算。（5）驗算輪齒彎曲強度

1）根據參考文獻2圖8-32（c）查得

?F',lim3?240MPa

?F',lim4?200MPa

2）接觸應力變化總次數(shù)

N3?60n2?Lh?60?219.18?1?24000?3.16?108

N4?60n3?Lh?60?70.02?1?24000?1.01?108

根據參考文獻2圖8-45查得壽命系數(shù)YN3?0.92，YN4?0.96（6）根據參考文獻2表8-8得SF'min?1.25

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四、減速器軸的設計 1.軸的布置

a1?140mm，a2?200mm

bh1?54mm，bh2?49mm，bl1?75mm，bl2?70mm

考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s?11mm

考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k?10mm 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c?4mm 初取軸承寬度為n1?20mm，n2?22mm，n3?22mm 3根軸的支撐跨距分別為

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.高速軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理

小齒輪采用齒輪軸結構。選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

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?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 合成支撐反力為：RA?1334.48N,RB?474.66N（3）計算彎矩 水平面內：

MAX?MBX?0.MCx?RBxlBC?62908N?mm

豎直面內：

MAy?MBy?0.MCy??RAylAC?25974N?mm MCy??RBylBC?16472N?mm

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減速器高速軸的結構如下圖：

3.中間軸的設計

A.選擇軸的材料及熱處理 選用45號鋼調質。

B.軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖：

lAB?l3?190mm

lbl1BC?c?k?2?n32?52mm

lAC?lAB?lBC?138mm

（1）計算齒輪的嚙合力

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）求支撐反力 在水平面內，有

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M??RAylAC?12752N?mm M??Fr3lBD?(RBy?Fr3)lBC?40460N?mm

CyCyMDy?RBylBD?109813N?m

合成彎矩：

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）軸的初步計算 根據參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

lAB?l3?190mm

ll1BC?c?k?b2?n32?62.5mm

lAC?lAB?lBC?127.5mm

（1）計算齒輪的嚙合力

F32000?571.47t4?2000Td?4302N?3784.57N

Fr1?Ft1tan?n?3784.57?tan20?N?1377.47N（2）求支撐反力 在水平面內，有

?MB?0.Ft4lBC?RAxlAB?0得到RAx=3784.57N ?MA?0.RBxlAB?Ft4lAC?0得到RBy=2539.65N 在豎直面內，有

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（4）合成扭矩T?Ft4?d4/2?571470N?mm

（5）軸的初步計算 根據參考文獻2式16-6，d?310M2?(?T)2[?]mm

根據參考文獻2表16-7，軸的材料為45號鋼調質處理，?b?637MPa 根據參考文獻2表16-3，插值得[??1]?58.7MPa 取折算系數(shù)??0.6 代入得，d?310M2?(?T)2[?]?38.87mm

（6）軸的結構設計

按經驗公式，減速器輸入端的軸端直徑

dd?(0.3~0.35)dm?(0.3~0.35)?200?60~70mm

參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，取dd?72mm

安裝齒輪、聯(lián)軸器處軸肩結構尺寸按參考文獻1表5-1確定。減速器低速軸的結構如下圖：

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

根據參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數(shù)fp?1.5。當量動載荷

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故所選軸承滿足壽命要求。

6209軸承：D?85mm,damin?52mm,B?19mm 3.低速軸滾動軸承的選擇

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

初選滾動軸承6013GB/T276，基本額定動載荷Cr?32000N，基本額定靜載荷C0r?24800N。

根據參考文獻2表17-8，沖擊載荷系數(shù)fp?1.5。當量動載荷

Pr?fpFr?1.5?2702.64?4053.96N11

C?js?PrL?Pr(60Lhn106)??14976?Cr故所選軸承滿足壽命要求。

6013軸承：D?100mm,damin?72mm,B?18mm

六、鍵和聯(lián)軸器的選擇 1.高速軸鍵和聯(lián)軸器的選擇

（1）高速軸的工作轉矩T1?45.16N?m，工作轉速為n1?960r/min。

根據參考文獻2表18-1，取工作情況系數(shù)K?1.75。計算轉矩Tc?KT?79.03N?m

根據參考文獻2附錄c-16,選聯(lián)軸器為 LX3聯(lián)軸器YA38?82YA32?82GB/T5014?2003。

許用轉矩[T]?1250N?m，許用轉速[T]?4750r/min

兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

選A型普通平鍵。

d31?71mm,L31?70mm,L31?70?5~10mm?60~65mm '根據參考文獻2表16-8選取20?12?63GB1096：

b?20mm,h?12mm,L?63mm

根據參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdhl?62.39MPa?[?p]

滿足要求。

（2）根據參考文獻2表18-1，取工作情況系數(shù)K?1.75。計算轉矩Tc?KT?1069.28N?m

根據參考文獻2附錄c-16,選聯(lián)軸器為 LX4聯(lián)軸器YA55?112YA48?112GB/T4323。

許用轉矩[T]?2500N?m，許用轉速[n]?3870r/min 均符合要求。

（10）選A型普通平鍵。

d32?55mm,L11?112mm,L11?112?5~10mm?102~107mm '根據參考文獻2表16-8選取16?10?100GB1096：

b?16mm,h?10mm,L?100mm,l?84mm

根據參考文獻2表16-9查得許用擠壓應力[?p]?110MPa

?p?FA?4000Tdbl?4000?571.4755?10?84?49.48MPa?[?p]

滿足要求。

七、減速器潤滑方式潤滑劑及密封裝置的選擇

（一）潤滑：

由參考文獻1建議，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度v?12m/s時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。軸承潤滑采用脂潤滑，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。參閱參考文獻1，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。

第二篇：機械設計課程設計--單級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

機械課程設計說明書

單級直齒圓柱齒輪減速器設計

設計題目 單級直齒圓柱齒輪減速器設計

學 院

___________________________ 專業(yè)班級 ___________________________ 設 計 人 ___________________________ 學 號

___________________________ 指導教師

_________________________ 完成日期

_________________________

目 錄

一、前言…………….…………………………………………2

二、設計任務…………….……………………………………2

三、計算過程及計算說明…………………………………….3

（一）電動機選擇…………………………………………….3

（二）計算總傳動比及分配各級的傳動比………………….4(三)運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………………………….4(四）傳動零件的設計計算…………………………………...5

（五）軸的設計計算及軸承的選擇計算……………………...9(六)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算…………………………………….13

四、減速器的潤滑與密封……………………………………………..14 五 減速器箱體及其附件………………………………………………..15

六、設計小結……………………………………………………17

七、參考資料……………………………………………………19

一、前言（一)設計目的：

通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(二)傳動方案的分析：

機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。-

本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了一級傳動，傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。

二、設計任務

設計一臺用帶式運輸?shù)闹饼X圓柱齒輪減速器運輸機運送沙子單向連續(xù)運轉載荷，有輕微沖擊，環(huán)境有輕度粉塵，使用期限八年，兩班制工作（每班8小時，每年按300天計算）。

原始數(shù)據：運輸帶工作拉力F=1800N；帶速V=1m/s；滾筒直徑D=200mm，帶速允許誤差＜5%。具體要求：

1、電動機類型確定

2、單機減速器的齒輪、軸、軸承、箱體等的設計及強度計算

3、A1裝配圖一張

4、編寫一份設計說明書

三、計算過程及計算說明

（一）電動機選擇

1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機

2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總功率：

η總=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW

3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I‘1=3～6。取V帶傳動比I’2=2～4，則總傳動比理時范圍為I‘a=6～24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min等。

根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，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，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y112M-6。其主要性能：額定功率：2.2KW，滿載轉速940r/min，質量45kg

（二）計算總傳動比及分配各級的傳動比 總傳動比：i總=n電動/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算

1、計算各軸轉速（r/min）V帶高速軸 nI=n電機=940r/min 減速器高速軸nII=nI/iV帶=940/2.5=376(r/min)減速器低速軸nIII=nII/ i減速器=376/4=94(r/min)

2、計算各軸的輸入功率（KW）V帶低速軸 PI=P工作=2.2KW 減速器高速軸 PII=PI×η帶=2.2×0.96=2.11KW 減速器低速軸 PIII=PII×η軸承×η齒輪= 2.03KW

3、計算各軸扭矩（N?m）電動機輸出軸 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N?m 減速器高速軸 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N?m 減速器低速軸 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N?m(四）傳動零件的設計計算

1、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料及精度等級

考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS，取260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P74表6-5選8級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=4 取小齒輪齒數(shù)Z1=24。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=4×24=96 齒數(shù)比：u=i0=4 由課本取φd=0.75(3)轉矩T1 T1=22350N?mm(4)載荷系數(shù)k 由課本取k=1.2(5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模數(shù)：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根據課本取標準模數(shù)：m=2mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本 式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(shù)和系數(shù)

分度圓直徑：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齒寬：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)許用彎曲應力[σF] 根據課本 式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖 查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s

（五）軸的設計計算及軸承的選擇計算 輸入軸的設計計算

1、按扭矩初算軸徑

選用40Cr調質，硬度217~255HBS 根據課本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=25mm

2、軸的結構設計

（1）軸上零件的定位，固定和裝配

單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度

工段：d1=25mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初選用6207型深溝球軸承，其內徑為35mm, 寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm.長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=48mm ②求轉矩：已知T2=52780N?mm ③求圓周力：Ft 根據課本 式得

Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求徑向力Fr 根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(7)校核危險截面C的強度 由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。輸出軸的設計計算

1、按扭矩初算軸徑

選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）根據課本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm

2、軸的結構設計

（1）軸的零件定位，固定和裝配

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度

初選6209型深溝球軸承，其內徑為45mm，寬度為19mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(3)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=192mm ②求轉矩：已知T3=20300N?mm ③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm(六)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 軸徑d1=25mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得：

鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根據課本得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接

軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 據課本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

四、減速器的潤滑與密封 齒輪傳動的潤滑

高速級齒輪圓周轉速為2.0m/s 低速級齒輪圓周轉速為0.69m/s 所以選擇脂潤滑的潤滑方式，可用旋蓋式、壓注式油杯向軸承室加注潤滑脂。潤滑油牌號的確定及油量計算

減速器中傳動件通常用浸油（油?。櫥?/p>

選用牌號為L-AN32的全損耗系統(tǒng)用油，其主要用于一般機床齒輪減速箱、中小型機床導軌。油面高度為浸過高速級大齒輪一個全齒，油量計算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 軸承的潤滑

選用牌號為ZGN69-2的滾動軸承脂，該潤滑脂適用于各種機械設備的滾動軸承潤滑，適用工作溫度≤90°C 脂潤滑結構簡單、易于密封，但潤滑效果不如油潤滑，故常用于開式齒輪傳動、開式蝸桿傳動和低速滾動軸承的潤滑。

滾動軸承采用脂潤滑時，潤滑脂的填充量不應超過軸承空間的1/3~1/2。減速器的密封 選用氈圈密封方式。

其密封效果是靠矩形氈圈安裝于梯形槽中所產生的徑向壓力來實現(xiàn)的。其特點是結構簡單、價廉，但磨損較快、壽命短。它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封處軸的表面圓周速度較小的場合，對粗、半粗及航空用氈圈其最大圓周速度分別為3m/s、5m/s、7m/s，工作溫度t≤90°C

五、減速器箱體及其附件（1）窺視孔和視孔蓋

窺視孔應設在箱蓋頂部能看見齒輪嚙合區(qū)的位置，大小以手能伸入箱體內檢查操作為宜。

窺視孔處應設計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并考慮密封。（2）通氣器

通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。

選擇通氣器類型的時候應考慮其對環(huán)境的適應性，其規(guī)格尺寸應與減速器大小相適應。（3）油面指示器

油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位，如低速軸附近。

常用的油面指示器有圓形油標、長形油標、管狀油標，油標尺等形式。

油標尺的結構簡單，在減速器中較常采用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。裝有隔離套的油尺可以減輕油攪動的影響。

油標尺安裝位置不能太低，以避免油溢出油標尺座孔。（4）放油孔和螺塞

放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，座箱上裝螺塞處應設置凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不凈。（5）起吊裝置

吊環(huán)螺釘可按照起重量選擇。為保證起吊安全，吊環(huán)螺釘應完全擰入螺孔。箱蓋安裝吊環(huán)螺釘處應設置凸臺，以使吊環(huán)螺釘孔有足夠深度。

箱蓋吊耳、吊鉤和箱座吊鉤的結構尺寸在設計時可以進行適當修改。（6）定位銷

常采用圓錐銷作定位銷。兩定位銷之間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并應作非對稱布置。定位銷的長度應大于箱蓋、箱座凸緣厚度之和。（7）起蓋螺釘

起蓋螺釘設置在箱蓋聯(lián)接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與箱蓋凸緣螺釘直徑相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑導角或制成半球形。

六、設計小結

一個星期的課程設計結束了。這一個星期以來，我是感慨良多，有痛苦也有快樂，發(fā)過火，流過汗，學到的東西也很多。大家常掛在嘴邊的一句話：哥畫的不是圖，畫的是寂寞。但經過了那么多天的奮戰(zhàn)，當我們平生最大的一幅圖在我們自己的設計中成型時，我們才發(fā)現(xiàn)：我們畫的不是寂寞，而是成功的歷程。成就感在我們的心中蕩漾……

首先,我要感謝頂著炎熱的天氣在教室里指導我們的陳老師,是他在我們幾乎絕望的時候給了我們鼓勵,給了我們信心,也是他在我們遇到困難的時候出現(xiàn)在我們的身邊。

通過一個星期的學習與實踐，我知道了在設計的過程中必須嚴肅認真，刻苦專研，一絲不茍，精益求精，才能在設計思想，方法和技能各方面獲得較好的鍛煉與提高。必須發(fā)揮設計的主動性，主動思考問題分析問題和解決問題設計中要正確處理參考已有資料和創(chuàng)新的關系。熟悉和利用已有的資料，既可避免許多重復的工作，加快設計進程，同時也是提高設計質量的重要保證。善于掌握和使用各種資料，如參考和分析已有的結構方案，合理選用已有的經驗設計數(shù)據，也是設計工作能力的重要方面。機械設計應邊計算，邊繪圖，邊修改，設計計算與結構設計繪圖交替進行，這與按計劃完成設計任務并不矛盾，應從第一次設計開始就注意逐步掌握正確的設計方法。

安排課程設計的基本目的，在于通過理論與實際的結合、人與人的溝通，進一步提高思想覺悟。尤其是觀察、分析和解決問題的實際工作能力，以便培養(yǎng)成為能夠主動適應社會主義現(xiàn)代化建設需要的高素質的復合型人才。-

作為整個學習體系的有機組成部分，課程設計雖然安排在一周進行，但并不具有絕對獨立的意義。它的一個重要功能，在于運用學習成果，檢驗學習成果。運用學習成果，把課堂上學到的系統(tǒng)化的理論知識，嘗試性地應用于實際設計工作，并從理論的高度對設計工作的現(xiàn)代化提出一些有針對性的建議和設想。檢驗學習成果，看一看課堂學習與實際工作到底有多大距離，并通過綜合分析，找出學習中存在的不足，以便為完善學習計劃，改變學習內容與方法提供實踐依據。

對我們非機械專業(yè)的本科生來說，實際能力的培養(yǎng)至關重要，而這種實際能力的培養(yǎng)單靠課堂教學是遠遠不夠的，必須從課堂走向實踐。這也是一次設計工作的預演和準備。通過課程設計，讓我們找出自身狀況與實際需要的差距，并在以后的學習期間及時補充相關知識，為求職與正式工作做好充分的知識、能力準備，從而縮短從校園走向社會的心理轉型期。課程設計促進了我系人才培養(yǎng)計劃的完善和課程設置的調整。課程設計達到了專業(yè)學習的預期目的。在一個星期的課程設計之后，我們普遍感到不僅實際動手能力有所提高，更重要的是通過對機械設計流程的了解，進一步激發(fā)了我們對專業(yè)知識的興趣，并能夠結合實際存在的問題在專業(yè)領域內進行更深入的學習。

課程設計需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神,有時可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關, 雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！-

至于此次課程設計中的不足，我將在今后的學習的加以改進，不斷的完善自己，認真學習自己的專業(yè)知識，希望在畢業(yè)的時候能成為一個合格的工科人才。

七、參考資料目錄

機械設計（機械設計基礎）課程設計 高等教育出版社 1995年12月版 機械設計基礎 湖南大學出版社 2005年8月版

第三篇：帶式輸送機(圓錐—圓柱齒輪減速器)設計說明書

摘要

減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將馬達的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機.內燃機或其它高速運轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。

本設計對二級減速器進行了工藝過程及裝配的設計，對減速器各零部件的材料進行了選擇和比較，對它的各部分零件加工精度進行了設計計算，然后利用AutoCAD2004軟件進行二級減速器箱體中各零件的二維制圖;再將各個零件裝配在一起形成二維工程裝配圖;最后，文章對潤滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算。

關鍵詞：箱體；工藝；裝配；設計；AutoCAD

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

目錄

第一章 緒論…………………………………………………………………………………… 5 1.1 設計目的………………………………………………………………………………….5 1.2 設計任務和要求………………………………………………………………………….5 第二章 題目分析﹑傳動方案的擬定……………………………………………………..5 2.1 原始條件和數(shù)據…………………………………………………………………………..5 2.2 輸送帶工作拉力……………………………………………………………………….6 2.3 結構簡圖如下……………………………………………………………………………..6 2.4 傳動方案的擬定和說明………………………………………………………………….6 第三章 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算………………………………… 6 3.1 電動機的選擇……………………………………………………………………………..6 3.2 確定電動機功率…………………………………………………………………………..6 3.3 電動機輸出功率………………………………………………………………………….7 3.4 確定電動機轉速………………………………………………………………………….7 3.5 總轉動比…………………………………………………………………………………………………………………………………………….7 3.6 分配傳動比………………………………………………………………………………..8 3.7 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………………………………….8 3.8 各軸輸入功率………………………………………………………………………………………………………………………………….8 3.9 各軸輸入轉矩………………………………………………………………………………………………………………………………… 10

3.10 電動機輸出轉矩…………………………………………………………………………….9

第四章 傳動零件的設計計算……………………………………………………………………………………………………………9 4.1 直齒圓柱齒輪的設計…………………………………………………………………… 9 4.2 齒面接觸強度設計……………………………………………………………………….9 4.3 確定公式內各計算數(shù)值………………………………………………………………… 10 4.4 計算………………………………………………………………………………………… 11 4.5 按齒根彎曲強度計算的設計公式為………………………………………………….12 4.6 確定公式內的各計算數(shù)值………………………………………………………………12 4.7 計算彎曲疲勞許用應力……………………………………………………………….13

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.8 設計計算……………………………………………………………………………………13 4.9 幾何尺寸計算…………………………………………………………………………….14 第五章 傳動的直齒，錐齒輪的設計……………………………………………………….14 5.1 按齒面接觸強度設計…………………………………………………………………… 14 5.2 確定公式內各計算數(shù)值………………………………………………………………… 14 5.3 計算………………………………………………………………………………………… 15 5.4 按齒根彎曲強度設計…………………………………………………………………… 16 5.5 幾何計算……………………………………………………………………………………18 第六章 軸的設計計算及校核……………………………………………………………… 18 6.1 初步確定軸的最小直徑………………………………………………………………… 18 6.2 軸的結構設計…………………………………………………………………………….18 6.3 Ⅰ軸的校核……………………………………………………………………………….19 6.4 軸承Ⅰ的校核…………………………………………………………………………….21 6.5 驗算軸承壽命…………………………………………………………………………….22 6.6 Ⅲ軸的校核……………………………………………………………………………….22 6.7 軸承Ⅱ的校核…………………………………………………………………………….23 6.8 求兩軸的計算軸向力

和

……………………………………………………….23

6.9 求軸承當量動載荷P1和P2…………………………………………………………….23 6.10 第Ⅲ軸承的校核。………………………………………………………………………24 6.11 求軸承當量動載荷P1和P2……………………………………………………………24 第七章 鍵連接的選擇和校核……………………………………………………………… 25 7.1 選擇鍵連接的類型和尺寸………………………………………………………………25 7.2 校核鍵連接的強度……………………………………………………………………… 25 7.3 第Ⅱ軸中的小圓柱齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.4 第Ⅱ軸中的大圓錐齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.5 第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的選擇………………………………………………… 25 7.6 校核第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的強度…………………………………………… 25 7.7 校核第Ⅲ軸中的最小段上鍵的強度………………………………………………… 26 第八章 聯(lián)軸器的選擇和校核……………………………………………………………… 26 8.1 類型選擇，載荷計算，公稱轉矩…………………………………………………… 26

FF帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

8.2 由表14-1，p352,查得轉矩…………………………………………………………… 26 8.3 類型選擇………………………………………………………………………………… 26 第九章 箱體的設計………………………………………………………………………… 26 9.1 箱體的主要結構………………………………………………………………………… 26 第十章 滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算…………………………… 28 10.1 減速器的潤滑…………………………………………………………………………… 28 10.2 減速器的密封…………………………………………………………………………… 28 第十一章 傳動裝置的附件及說明………………………………………………………… 29 11.1 軸承蓋…………………………………………………………………………………… 29 11.2 軸承套杯………………………………………………………………………………… 29 11.3 調整墊片組……………………………………………………………………………… 29 11.4 油標……………………………………………………………………………………….29 11.5 排油孔螺塞……………………………………………………………………………… 29 11.6 檢查孔蓋板……………………………………………………………………………… 29 11.7 通氣器…………………………………………………………………………………….30 11.8 起吊裝置………………………………………………………………………………… 30 11.9 定位銷…………………………………………………………………………………… 30 11.10 起蓋螺釘……………………………………………………………………………….30 設計小結……………………………………………………………………………………...30 參考資料………………………………………………………………………………………… 32 致 謝…………………………………………………………………………………………….33

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

第一章 緒論

1.1 設計目的

畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論和專業(yè)理論知識，獨立解決減速器設計問題的能力一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。因此，通過設計應達到下述目的。

1.1.1初步掌握正確的設計思想和設計的基本方法步驟,鞏固深化和擴大所學的知識,培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的工作方法和獨立工作能力。

1.1.2獲得結構設計，零件計算，編寫說明書。繪制部件總裝圖（展開圖，裝配圖）和零件工作圖等方面的基本訓練及基本技能。1.1.3熟悉有關標準、規(guī)格、手冊和資料的應用。1.1.4對現(xiàn)有機械結構初具分析能力和改進設計的能力。

1.2 設計任務和要求

設計基本內容及要求：

按照設計任務，根據調查研究所提供的權據和有關技術資料，進行以下工作：制定工藝方案，確定選擇通用部件，設計專用部件，繪制有關圖紙（零件、裝配圖等），編寫技術文件等。其基本內容如下： 1.2.1選擇電動機型號；

1.2.2定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸； 1.2.3設計減速器； 1.2.4選擇聯(lián)軸器。1.2.5減速器裝配圖一張； 1.2.6零件工作圖二張； 1.2.7設計說明書一份。

第二章 題目分析﹑傳動方案的擬定

2.1 原始條件和數(shù)據

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

膠帶輸送機單班制連續(xù)單向運轉，工作中有輕微振動；使用期限10年，檢修期間隔為3年。該機動力來源為三相交流電，在中等規(guī)模機械廠小批生產。輸送帶速度允許誤差為±5%。

2.2 輸送帶工作拉力

2300N，輸送帶速度：1.6m/s，卷筒直徑：270mm.2.3 結構簡圖如下:

2.4 傳動方案的擬定和說明

由題目所知傳動機構類型為：圓錐—圓柱兩級齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。

本傳動機構的特點是：共三根軸，每根軸直徑依次增大，利用圓錐圓柱齒輪進行傳動，寬度尺寸較小，但錐齒輪加工比圓柱齒輪困難，一般置于高速級，以減小其直徑和模數(shù)。

第三章 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算

3.1 電動機的選擇：

選用Y系列一般用途的三相異步電動機

3.2 確定電動機功率：

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

Pw?Fw?vw1000??wKw?2200?0.91000?0.94?2.106kw

?w?0.943.3 電動機輸出功率

P0?Pw?

因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率3.4 ?

確定電動機轉速

按表2-1各傳動機構傳動比范圍，圓錐齒輪轉動比所以總傳動比范圍是

?

一般傳動比為總體傳動比的

可見電動機可選范圍

3.5 總轉動比

圓柱齒輪傳動比

?，帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

3.6 分配傳動比

令

3.7 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

軸：

II軸：

III軸：

工作軸

3.8 各軸輸入功率

I軸：

II軸：III軸： 7

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

工作軸 ：

3.9 各軸輸入轉矩

I軸：

II軸：

III軸：

工作軸：

3.10 電動機輸出轉矩：

第四章 傳動零件的設計計算

4.1 直齒圓柱齒輪的設計

4.1.1選定直齒圓柱齒輪，8級精度，小齒輪材料為40Gr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。

4.1.2選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)

4.2 齒面接觸強度設計

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.3 確定公式內各計算數(shù)值

4.3.1選載荷系數(shù)

4.3.2計算小齒輪傳遞的轉矩

4.3.3由表10-7取得齒寬系數(shù)

4.3.4有表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

4.3.5有圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

；大齒輪的接觸疲勞強度極限

4.3.6由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)，4.3.7試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值

4.3.8由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

4.3.9計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1.由式10-12得

4.4 計算

4.4.1試算小齒輪分度圓直徑4.4.2計算圓周速度

4.4.3計算齒寬b

4.4.4計算齒寬與齒高之比，代入中較小的值

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

模數(shù)

齒高

4.4.5b計算載荷系數(shù)

根據直齒輪h?，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)

由表10-2查得使用系數(shù)

；

由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由，故載荷系數(shù)4.4.6按實際的載荷系數(shù)校所算得的分度圓直徑，由式k査圖10-13k得

kv

b10-10a得

k

4.4.7計算模數(shù)m 4.5 按齒根彎曲強度計算的設計公式為

4.6 確定公式內的各計算數(shù)值KH

H?4.6.1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限

K

?A?H11

?v??F帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大齒輪的彎曲疲勞強度極限 4.6.2由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

4.7 計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞安全系數(shù)

，由式10-12得；

計算載荷系數(shù)

查取齒形系數(shù)

由表10-5查得 查取應力校正系數(shù)

由表10-5查得

計算大小齒輪的

大齒輪的數(shù)值大

4.8 設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，即模數(shù)和齒數(shù)的乘積，可由彎曲強度算得的模數(shù)2.09并就近元稹為標準值m=2.5mm,按接觸強度計算的分度圓直徑

?KK??FEFkk?YY?YY?YFaFaYFaFSaSaYF1

并加以比較

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計。

算出小齒輪齒數(shù)

大齒輪齒數(shù)

取

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

4.9 幾何尺寸計算

4.9.1計算分度圓直徑

4.9.2計算中心距 4.9.3計算齒輪寬度

取

5.1 按齒面接觸強度設計

5.1.1選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8級精度，由表10-1選擇小齒輪材料為40二者材料硬度差40HBS。5.1.2選小齒輪的齒數(shù)

由設計計算公式

5.2 確定公式內各計算數(shù)值

5.2.1試選載荷系數(shù)

dZZ??d?ZB?b?1Ba?

第五章 傳動的直齒，錐齒輪的設計

（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪齒數(shù)

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

5.2.2計算小齒輪傳遞的轉矩

5.2.3最常用的值，齒寬系數(shù)

5.2.4由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

5.2.5由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為

5.2.6由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ?

5.2.7由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

5.2.8計算接觸疲勞許用應力TN

取失效概率為，安全系數(shù)，由式（10-12）得

5.3 1 ?

計算

5.3.1試驗算小齒輪分度圓直徑5.3.2計算齒寬

1HLim，代入

HLimS?中較小的值。

1KZ

?

K

RE?0?H

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

5.3.3計算齒寬與齒高之比

模數(shù)

齒高

5.3.4計算載荷系數(shù)

根據，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒錐齒輪使用系數(shù)由表10-2查得

5.3.5齒間載荷分配系數(shù)可按下試計算

5.3.6由表k10-9中查得取軸承系數(shù)

故載荷系數(shù)

5.3.7按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得

5.3.8計算模數(shù)

5.4 按齒根彎曲強度設計

曲強度的設計公式為5.4.1確定公式內的各計算數(shù)值

由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限vhmkb

?vHk?tk ?

大齒輪的彎曲強度極限

5.4.2由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

5.4.3計算彎曲疲勞許用應力。

??

H15

?A?帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

取彎曲疲勞安全系數(shù)

由式（10-12）得

5.4.4計算載荷系數(shù)k

5.4.5查取齒形系數(shù)

由表10-5查得：5.4.6查取應力校正系數(shù)

由表10-5查取

5.4.7計算大，小齒輪的大齒輪的數(shù)值大 5.4.8設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，反于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.26并就圓整為標準值按接觸強度算得的分度圓直徑

算出小齒輪齒數(shù)

S?K?YYYYY?FaFa?YFaYSaSaFaFF ,并加以比較

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大齒輪齒數(shù)

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

5.5 幾何計算

5.5.1計算分度圓直徑

5.5.2計算中心距

5.5.3計算齒輪齒寬d

取 Z

第六章 軸的設計計算及校核

6.1 初步確定軸的最小直徑

選取軸的材料為40，取

6.2 軸的結構設計a

擬定軸上零件的裝配方案

BB?

???d??帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.2.1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑=24mm;半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度，為了保證軸端擋

略短一些，圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比現(xiàn)取。

6.2.2初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據

=24mm, 由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐 滾子軸承30208，其尺寸為

；而 右端軸徑僅是為了裝配方便，并不承受軸向力亦不對軸上零件起定位和固定作用時，則相鄰直徑的變化差可以較小，一般可取直徑差1~3mm，因此取。

6.2.3取安裝齒輪處的軸段位。已知齒輪輪縠的寬度為略短與輪縠寬度，故取6.3 Ⅰ軸的校核

dLLlI??dII?，故。

；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.3.1已知軸的彎矩和扭矩，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩）而軸徑可能不足的截面，做彎矩合成強度校核計算，按第三強度理論，計算應力。

6.3.2通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環(huán)環(huán)變應力而由扭矩所產生的，扭轉切應力，則常常不是對稱循環(huán)應力，為了考慮兩者循環(huán)應力特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為時，?。蝗襞まD切應力亦為對稱循環(huán)變應力時，取對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為入式，則軸的彎扭合成強度條件為 M??H?Y?M?。當扭轉切應力為靜應力；若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力為脈動循環(huán)變應力時，取

。，扭轉切應力,J將和代

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

選用安全。

6.4 軸承Ⅰ的校核

如圖附頁C所示：

Fr1?F?tan?cos?1?439.838N Fa1?Fttan?sin?1?121.14N

Fre?165?Fdae?F2r1v?110?632.23N

Fr2v?Fre?Fr1v??192N

Fr1H?165FT110te?1929N

Fr2H?Fte?Fr1H?654N

Fr1?F22r1v?Fr1H?2030N Fr2?F2求兩軸的計算軸向力 對于30205Fr2v?F2r2H?682N

和

型軸承，由表8-145，軸承派生軸向力

假設

FFr1d1?2Y?634.37N FFr2d2?2Y?213.125N

因為Fae?Fd2?Fd1 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊 所以Fa1?Fd1?637.37N

Fa2?Fd1?Fae?513N 求軸承當量載荷P1和P2

FteFF?F20

CM?帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

Fa12F?0.31?e Far1F?0.75?e

a2對軸承1，X1?1 Y1?0 對軸承2，X2?0.4 Y2?1.6

因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取

P1?fp?x1Fr1?Y1Fa1??3045N

P2?fp?x2Fr2?Y2Fa2??1230N

6.5 驗算軸承壽命

因P1?P2,所以按軸承1的受力大小來驗算

106? L??60n?c??P??570729?L'h?h

1Ⅱ軸的校核。

彎矩，扭矩圖如圖附頁A所示：

選用45 6.6 Ⅲ軸的校核

MH?FNH1?L1?253N?mMV?FNVM

如圖附頁B所示： 1?L1?92N?m

M?M2V?M2H?269N?m

F?F?D2?360N?m

?ca?36.606????1?合格

HfP帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

6.7 軸承Ⅱ的校核

如圖附頁D所示：

6.8 求兩軸的計算軸向力

對于30205型軸承，由表8-145，軸承派生軸向力

F?F?a?F

2685N 2153N

和

C=32200N 假設

軸承1被壓緊，eFF2Y

被放松F

r

6.9 求軸承當量動載荷P1F和P2

trr

F?F2

?22

?vvH?aa帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

所以對軸承1，2

因軸承運轉中有中等沖擊載荷 取

因為 所以按軸承1的受力大小驗算

6.10 第Ⅲ軸承的校核P

X

Y

如圖附頁E所示：

求兩軸承的計算軸向力

和

對6208型軸承

6.11 求軸承當量動載荷P1和P2

因為軸承運轉中有中等沖擊載荷 F1取2

因為 所以按軸承2的受力大小驗算Ff?F

F23

??P??帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

故所選軸承滿足壽命要求。

第七章 鍵連接的選擇和校核

7.1 選擇鍵連接的類型和尺寸

一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵按第Ⅰ根軸上鍵的選擇： 從表8-61中查得鍵的截面尺寸為：寬度，由輪縠寬度并參考的長度系列取鍵長

高度7.2 校核鍵連接的強度

鍵，軸和輪縠的材料都是鋼，由表6-2P108機械設計查得許用擠壓應力鍵與輪縠鍵槽的接觸高度適。

7.3 第Ⅱ軸中的小圓柱齒輪上鍵的選擇

校核與上面相同，合適。

7.4 第Ⅱ軸中的大圓錐齒輪上鍵的選擇

7.5 第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的選擇

取 d?bLh?L?lk??????'db??h，取其平均值

'，鍵的工作長度，所以 合合適。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

7.6 校核第Ⅲ軸中的大圓柱齒輪上鍵的強度

合適。

7.7 校核第Ⅲ軸中的最小段上鍵的強度

8.1 類型選擇，載荷計算，公稱轉矩

為了隔離震動與沖擊

8.2 由表14-1，p352,查得轉矩

8.3 類型選擇

從大轉速為

9.1 箱體的主要結構

9.1.1箱體材料為HT150，采用剖分式箱體，箱體結構最原始的構思：上下箱作成具有一定壁厚

'lk??L?????db??hLL?pp?p??KT?GBTL

合適。

第八章 聯(lián)軸器的選擇和校核

中查得型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為

之間合用。，許用最，軸徑為

第九章 箱體的設計，箱體內側壁與小圓柱齒輪兩端面有間距，與

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

大圓柱齒頂圓有間距。

；下箱體內低壁與大齒輪頂圓的間距應不小于9.1.2為適應軸承寬度和安放軸承蓋，不是加大箱體兩側壁厚而是采取在座孔周圍箱壁外擴成具有一定寬度的軸承座，并在軸承座兩旁設置凸臺結構，是聯(lián)接螺栓能緊靠座孔以提高聯(lián)接剛性。

9.1.3為使下箱座與其他座駕聯(lián)接，下箱座亦需做出凸緣底座。

9.1.4為增加軸承座的剛性，軸承座處可設肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。

9.1.5鑄造箱體應力力求形狀簡單，為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向應有斜度，對長度為 的鑄件，拔模斜度為。

名稱 符號 尺寸關系 箱體壁厚 δ 0.025a+箱蓋壁厚

箱座，箱蓋，箱底凸緣厚度 地腳螺栓直徑和數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑

軸承端蓋螺釘直徑

檢查孔蓋螺釘直徑

????b?bba?d

螺栓間

距

軸承座孔（外圈）直徑D

螺釘

數(shù)目6

雙級減速器：

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

距離至箱外壁 至凸緣

;

-軸承外圈直徑

邊緣距離

軸承旁聯(lián)接螺栓具體 S 一般取軸承旁凸臺半徑

軸承旁凸臺高度 根據低速軸軸承座外徑

扳手空間箱外壁至軸承座端面距離

箱蓋，箱座肋厚

大齒輪頂圓與箱內壁間距離 齒輪端面與箱內壁距離

第十章 滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算

10.1 減速器的潤滑

10.1.1該減速器采用油潤滑，對于浸入油中。當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時油池的油被甩上箱壁，有助散熱。10.1.2為避免浸油潤滑的攪油功耗太大和保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒輪的一個齒高為適度，但不少于10mm.10.1.2一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于30~50mm，為了有利于散熱，每傳遞功率的需油量約為，所以此減速器的需油量為10.1.3高速圓周速 dD,dDffRcDmMcLcmmm??

和的要求

由結構確定

，的齒輪傳動可采用油潤滑，將齒輪

。，可選用320工業(yè)閉式齒輪油。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

10.2 減速器的密封

10.2.1軸伸出處的密封為占圈式密封，軸承室內側的密封為封油環(huán)密封，檢查孔蓋板，排油螺塞，油標與箱體的接合面均需加紙封油墊或皮封油圈。10.2.2減速器采用鈣鈉基潤滑脂（）。

11.1 軸承蓋 第十一章 傳動裝置的附件及說明

軸承蓋結構采用螺釘式可分為螺釘聯(lián)接式，材料為鑄鐵（HT150），當軸承采用輸油溝飛濺潤滑時為使油溝中的油能順利進入軸承室，需在軸承蓋端部車出一段小直徑和銑出徑向對稱缺口。

11.2 軸承套杯

套杯可用作固定軸承的軸向位置，同一軸線上兩端軸承外徑不相等時使座孔可一次鏜出，調整支承的軸向位置。

11.3 調整墊片組

調整墊片組的作用是調整軸承游隙及支承的軸向位置。墊片組材料為沖壓銅片或08F鋼拋光。

SH28 11.4 油標

采用桿式油標，對于多級傳動則需安置在低速級傳動件附近。長期連續(xù)工作的減速器，在桿式油標的外面常裝有油標尺套，可以減輕油的攪動干擾，以便在不停車的情況下隨時檢測油面。

11.5 排油孔螺塞

為了換油及清洗箱體時排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的倍選取。排油孔應設在便于排油的一側，必要時可在不同位置兩個排油孔以適應總體布局之需。

11.6 檢查孔蓋板

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

為了檢查傳動件嚙合情況，潤滑狀態(tài)以及向箱內注油，在箱蓋上部便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置開足夠大的檢查孔，平時則將檢查孔蓋板蓋上并用螺釘予以固定，蓋板與箱蓋凸臺接合面間加裝防滲漏的紙質封油墊片。

11.7 通氣器

為溝通箱體內外的氣流使箱體內的氣壓不會因減速器運轉時的溫升而增大，從而造成減速器密封處滲漏，在箱蓋頂部或檢查孔蓋板上安裝通氣器。

11.8 起吊裝置

吊環(huán)螺釘裝在箱蓋上，用來拆卸和吊運箱蓋，也可用來吊運輕型減速器。

11.9 定位銷

為確定箱座與箱蓋的相互位置，保證軸承座孔的鏜孔精度與裝配精度，應在箱體的聯(lián)接凸緣上距離盡量遠處安置兩個定位銷，并盡量設置在不對稱位置。常用定位銷為圓錐銷，其公稱直徑（小端直徑）可取，為箱座，箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓的直徑；取長度應稍大于箱體聯(lián)接凸緣的總厚度，以利裝拆。

11.10 起蓋螺釘

箱蓋，箱座裝配時在剖分面上涂密封膠給拆卸箱蓋帶來不便，為此常在箱蓋的聯(lián)接凸緣上加工出螺孔，拆卸時，擰動裝與其中的起蓋螺釘便可方便地頂起箱蓋。起蓋螺釘材料為35號鋼并通過熱處理使硬度達HRC28~38。

設計小結

1.通過這次課程設計，我學到了很多，更好地將以前學過的知識和實際應用結合起來，比如《機械原理》，《機械設計》，《材料力學》，《互換性與技術測量》，《圖學》等專業(yè)知識。

2.同時我也了解到一個零件的設計要考慮很多東西，最基本的是它能實現(xiàn)你想要的功能，還有它的經濟性也很重要，同時要考慮具體加工一個零件時的加工方法的不同，材料的選擇等因素。

dd29

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

3.通過這次課程設計也讓我深刻意識到了設計的需要嚴謹?shù)木窈途_的計算。同時也知道了設計一個零件需要做些什么，需要準備哪些方面的東西。

4.由于第一次設計減速器，在設計中也存在一些不足之處，比如剛開始設計時未考慮到很多因素，導致在設計過程出現(xiàn)很多錯誤，針對這些錯誤，在分院老師的指導下，很多錯誤都已經糾正了。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

參考資料

［1］《機械設計》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第8版；

［2］《機械設計課程設計》，浙江大學出版社，陳秀寧，施高義主編，2004年12月第2版； ［3］《材料力學》，高等教育出版社，劉鴻文主編，2004年1月第4版；

［4］《互換性與技術測量》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩菴，莫雨松，李碩根，楊興駿主編；2007年6月第5版；

［5］《機械設計手冊第3卷》，機械工業(yè)出版社，機械設計手冊編委會編著，2004年8月第3版；

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

致 謝

在此次畢業(yè)設計中，通過減速器的分析，對其進行了許多改進，解決了一些關鍵技術難點：1.完成了零件設計的全過程；2.熟悉裝配工藝過程；3.怎樣選擇材料。在設計過程中我遇到了很多的難題，在指導廖老師老師不遺余力的幫助指導下我順利完成了零件圖、裝配圖等的設計。使我把所學知識進行了一次系統(tǒng)性的使用，通過這一課題的實施可以使我們把所學知識學以至用。

老廖師以他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和豐富的理論知識為我糾正了設計中的錯誤，為我解答了設計中的疑問，為我設計論文的編寫提出了許多寶貴性的意見，付出了很多心血。而我始終感覺到老廖師那種誨人不倦的高風亮節(jié)，這將在我遇到困難的時候永遠激勵著我。另外，廖老師定期檢查設計完成情況，確保了質量和進度。在此，我感謝廖老師在這次畢業(yè)設計中予以我的極大幫助。

最后，對老師審閱我的論文深表感謝，并對我的設計提出不足之處。

帶式輸送機(圓錐一圓柱齒輪減速器)設計

第四篇：帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器設計說明書

帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器設計說明書 2008年12月23日 星期二 01:26 P.M.一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。

其特點是主動變位齒輪是臺階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯(lián)接，另一端部與軸承、擋圈固定聯(lián)接，軸承的外套與軸承座聯(lián)接，軸承座與副殼體表面聯(lián)接固定。

此減速器由于主、從齒輪采用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態(tài)，加強齒輪的工作強度，提高了減速器的壽命。

下面是設計說明書：

修改參數(shù)：輸送帶工作拉力：2300N 輸送帶工作速度：1.5m/s 滾筒直徑：400mm 每日工作時數(shù)：24h 傳動工作年限：3年

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄 設計任務書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………4 電動機的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5 傳動件的設計計算……………………………………………5 軸的設計計算…………………………………………………8 滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16 連軸器的選擇…………………………………………………16 減速器附件的選擇……………………………………………17 潤滑與密封……………………………………………………18 設計小結………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 機械設計課程設計任務書

題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 一． 總體布置簡圖

1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器 二． 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉 三． 原始數(shù)據

鼓輪的扭矩T（N?m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350 運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 設計內容

1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2.斜齒輪傳動設計計算 3.軸的設計

4.滾動軸承的選擇

5.鍵和連軸器的選擇與校核； 6.裝配圖、零件圖的繪制 7.設計計算說明書的編寫 五． 設計任務

1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3． 設計說明書一份 六． 設計進度

1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算

2、第二階段：軸與軸系零件的設計

3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制

4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 傳動方案的擬定及說明 由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。

本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇

1．電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。

2．電動機容量的選擇 1）工作機所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）電動機的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．電動機轉速的選擇

nd＝（i1’?i2’…in’）nw 初選為同步轉速為1000r/min的電動機 4．電動機型號的確定

由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求

計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1．計算總傳動比

由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各級傳動比

由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩

項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪 轉速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉矩（N?m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

傳動件設計計算

1． 選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理；

選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用7級精度；

3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的； 4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14° 2．按齒面接觸強度設計

因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據進行計算 按式（10—21）試算，即 dt≥

1）確定公式內的各計算數(shù)值（1）試選Kt＝1.6（2）由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433（3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ = =67.85（2）計算圓周速度 v= = =0.68m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）計算縱向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）計算模數(shù)mn mn = mm=3.74 3．按齒根彎曲強度設計 由式(10—17 mn≥ 1）確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88

（3）計算當量齒數(shù)

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齒型系數(shù)

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取應力校正系數(shù)

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）計算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）計算大、小齒輪的 并加以比較 = =0.0126 = =0.01468 大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．幾何尺寸計算 1）計算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圓整后取255mm 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）計算齒輪寬度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）結構設計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算

擬定輸入軸齒輪為右旋 II軸：

1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齒輪上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．軸的結構設計

1）擬定軸上零件的裝配方案

i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。

vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。

2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。

3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。

5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。6.VI-VIII長度為44mm。4． 求軸上的載荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面

由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2）截面IV右側的

截面上的轉切應力為

由于軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）a)綜合系數(shù)的計算

由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，（[2]P38附表3-2經直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為，（[2]P37附圖3-1）故有效應力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉尺寸系數(shù)為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）軸采用磨削加工，表面質量系數(shù)為，（[2]P40附圖3-4）

軸表面未經強化處理，即，則綜合系數(shù)值為 b)碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為，c)安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為 故軸的選用安全。I軸：

1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結構設計

1）確定軸上零件的裝配方案

2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

d)由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。

e)考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。

f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。

g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。

j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2）各段長度的確定

各段長度的確定從左到右分述如下：

a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b)該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。

c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d)該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。

e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。

f)該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm 4．按彎扭合成應力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。

III軸

1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步確定軸的最小直徑 3．軸的結構設計

1）軸上零件的裝配方案 2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.彎扭校合

滾動軸承的選擇及計算 I軸：

1．求兩軸承受到的徑向載荷

5、軸承30206的校核 1）徑向力 2）派生力 3）軸向力 由于，所以軸向力為，4）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 5）軸承壽命的校核 II軸：

6、軸承30307的校核 1）徑向力 2）派生力，3）軸向力 由于，所以軸向力為，4）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 5）軸承壽命的校核 III軸：

7、軸承32214的校核 1）徑向力 2）派生力 3）軸向力 由于，所以軸向力為，4）當量載荷 由于，所以，。

由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 5）軸承壽命的校核 鍵連接的選擇及校核計算

代號 直徑

（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩

（N?m）極限應力（MPa）

高速軸 8×7×60（單頭）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（單頭）40 68 4 39.8 7.32 中間軸 12×8×70（單頭）40 58 4 191 41.2 低速軸 20×12×80（單頭）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（單頭）60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇

由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯(lián)軸器的設計計算

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二個聯(lián)軸器的設計計算

由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉矩為

所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長，裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 減速器附件的選擇 通氣器

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M16×1.5 潤滑與密封

一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

二、滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

三、潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。設計小結

由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的。

第五篇：圓柱齒輪減速器設計開題報告

一、選題的依據及意義：

齒輪減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。其特點是減速電機和大型減速機的結合。無須聯(lián)軸器和適配器，結構緊湊。負載分布在行星齒輪上，因而承載能力比一般斜齒輪減速機高。滿足小空間高扭矩輸出的需要。廣泛應用于大型礦山，鋼鐵，化工，港口，環(huán)保等領域。與K、R系列組合能得到更大速比。按照齒形分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓柱—圓錐齒輪減速器;二級圓柱齒輪減速器就是按其分類來命名的。圓柱齒輪減速器的設計是按傳統(tǒng)方法進行的。設計人員按照各種資料、文獻提供的數(shù)據，結合自己的設計實驗，并對已有減速器做一番對比，初步定出一個設計方案，然后對這個方案進行一些驗算，如果驗算通過了，方案便被肯定了。顯然，這個方案是可采用的。但這往往使設計的減速器有很大的尺寸富余量，造成財力、物力和人力的極大浪費。因此，優(yōu)化圓柱齒輪減速器勢在必行。

圓柱齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的圓柱齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。圓柱齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，圓柱齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。對這種減速器進行優(yōu)化設計，必將獲得可觀的經濟效益。

選做這個畢業(yè)設計，一方面對于減速器的內部結構和工作原理也有一定的了解和基礎，其次通過對圓柱齒輪減速器這一畢業(yè)課題設計可以鞏固我大學4年來所學的專業(yè)知識，對于我也是一種檢驗。可以全面檢驗我大學所學的知識是否全面，是否能靈活運用到實際生活工作中。在做的過程中我還可以不斷學習和拓寬視野和思路，做到理論與實際相結合的運用。最重要的是對于即將離校走向社會的我是一種挑戰(zhàn)，培養(yǎng)我獨立思考，樹立全局觀念，為以后的我奠定堅實的基礎。

二、國內外研究概況及發(fā)展趨勢（含文獻綜述）：

隨著時代進步，科技與時俱進，對于齒輪的傳動越來越多的科技因素在起 著主導地位。世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對齒輪傳動的應用，生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能，傳動功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現(xiàn)一些新型的圓柱傳動技術，如封閉圓柱齒輪傳動、圓柱齒輪變速傳動和微型圓柱齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。圓柱齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對圓柱齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。

近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的齒輪傳動技術有了迅速的發(fā)展。國內減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業(yè)國家同類產品水平?？v觀國內減速器行業(yè)的現(xiàn)狀，為保持行業(yè)的健康可持續(xù)發(fā)展在充分肯定行業(yè)不斷發(fā)展、進步的同時，更應看到存在的問題，并積極研究對策，采取措施，力爭在較短時間內能有所進展。目前，同外減速器行業(yè)存在的比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次、缺乏有國際影響力的產品品牌、行業(yè)整體散、亂情況依然較為嚴重?；诖?，推進行業(yè)優(yōu)勢企業(yè)間的購并、整合，盡快形成有著一定的市場影響力的品牌、有較大規(guī)模的和實力、有較強產品研發(fā)和技術支持能力的這樣若干個集團型企業(yè)，如此放能在與國外同行的競爭中保持一定的優(yōu)勢并不斷得以發(fā)展。

國內減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業(yè)國家同類產品水平，完全可承擔起為國民經濟各行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。

目前，國內各類通用減速器的標準系列已達數(shù)百個，基本可滿足各行業(yè)對通用減速器的需求。在第一代通用硬齒面齒輪減速器及圓弧圓柱蝸桿減速器系列產 2 品的基礎上，由西安重型機械研究落開發(fā)并完成標準化的新一代圓柱及圓錐——圓柱齒輪減速器及圓弧圓柱蝸桿減速器業(yè)已投方市場。新一代減速器的突出特點為不僅在產品性能參數(shù)上進一步進行于優(yōu)化，而且在系列設計上完全遵從模塊化的設計原則，產品造型更加美觀，更宜于組織批量生產，更適應現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展而對基礎件產品提出的愈來愈高的配套要求。此外，南京高精齒輪股份有限公司也推動了PR系列的模塊式齒輪減速器系列產品。但總體而言，國內同外減速器系列產品的開發(fā)及更新工作近幾年進展緩慢，與國外同行在此方面的差距有拉大的趨勢。而且與市場的需求也很不適應，西安重型機械研究所及國內其他單位今年已著手開始這方面的開發(fā)級標準化工作。

在通用減速器的制造方面，國內目前生產廠家數(shù)目眾多，如對各種類型的圓柱齒輪機圓錐——圓柱齒輪或者齒輪——蝸桿減速器系列產品，國內主要廠家有南京高精齒輪股份有限公司、寧波東力傳動設備有限公司、江陰齒輪箱制造有限公司、江蘇泰星減速器有限公司、江蘇金象減速機有限公司、山西平遙減速機廠等。對象蝸桿減速器，目前國內主要生產圓弧圓柱蝸桿減速器、錐面包絡圓柱蝸桿減速器、平面二次包絡環(huán)面蝸桿減速器等多種類型，主要生產廠家有江蘇金象減速機有限公司、首鋼機械制造公司、杭州減機廠、杭州萬杰減速劑有限公司、天津萬新減速機廠、上海浦江減速機有限公司等，對各種通用圓柱齒輪減速器、包括標準的NGW系列圓柱齒輪減速器，也包括各類回轉圓柱減速器及封閉式圓柱齒輪檢錄其等，主要生產廠家有荊州巨鯨動機械有限公司、洛陽中重齒輪箱有限公司、西安重型機械研究所、石家莊科一重工有限公司、內蒙興華機械廠等。

在各類專用傳動裝置的開發(fā)機制造方面，國內近幾年取得的明顯的進展，如重慶齒輪箱有限責任公司生產的MDH28型磨機邊緣驅動傳動裝置，其最大功率已達7000KW，傳動轉矩達5000KN.m，總重46噸，生產的1700熱連軋主傳動齒輪箱子的最大模數(shù)為30，重量達180噸。由杭州前進齒輪箱有限公司生產的gwc70/76型1.2萬噸及裝箱船用齒輪箱，傳動功率已達6250KW。(轉載中國鍛壓網)由南京高精齒輪股份有限公司及重慶齒輪箱有限公司生產的里磨系列齒輪箱最大功率已達3800KW，由西安重型機械研究所、洛陽重重齒輪箱有限公司、荊州巨鯨傳動機械有限公司等開發(fā)制造的重載圓柱齒輪箱系列產品在礦山、冶金、建材、煤炭及水電等行業(yè)也都得到了廣泛應用，其中西安重型機械研究所開發(fā)的水泥行業(yè)輥壓機懸掛系列圓柱齒輪箱的輸入功率已達1250KW，用于鋁造軋 機的圓柱齒輪箱有司責任公司、杭州前進出論箱有限公司、西安重型機械研究所開發(fā)的風力發(fā)電增速箱系列產品也逐步取代進口產品，廣泛應用于國內風電行業(yè)。在大型齒圈的制造方面，國內目前最大直徑為9.936米，凈重達80噸的齒圈已由中信重機制造完成，并用于武鋼集團年產500萬噸氧化球生產線，至此用于大型燒結機、磨機、回轉窯的大型驅動裝置以及用于轉爐及燒結設備的大型柔性傳動裝置國內均可圈套供貨，而無需再行進口。

在其他類型新產品的開發(fā)方面，行業(yè)企業(yè)也取得了不少成果，如西安重型機械研究所開發(fā)的工程車輛變速箱和風機及泵用差動節(jié)能調速裝置、洛陽中重齒輪箱有限公司的大型礦井提升機圓柱齒輪箱、江蘇金象減速機公司的磨機驅動齒輪箱、北京太富力傳動有限公司的大型三環(huán)傳動齒輪箱及傳動裝置等，也都受到了市場的歡迎并得以廣泛應用。

在行業(yè)企業(yè)的產能擴展及技術改造方面，近幾年呈現(xiàn)出跨越式的發(fā)展，這一方面得益于近幾年市場強勁需求的拉動，另一方面也是受企業(yè)擴大生產規(guī)模、提升加工制造水平、進而提升企業(yè)競爭力的主觀愿望的驅動，國內主要產品廠家近二年購進的關鍵加工設備，如大型磨齒機、鏜銑床、技工中心及熱處理設備等，累計超過200余臺（套），預計行業(yè)產能擴大一倍以上，技改工作的開展固然有提審行業(yè)企業(yè)規(guī)模和生產集中度及競爭力的客觀效果，但由于仍存在行業(yè)企業(yè)數(shù)量多、規(guī)格小及水平參差不齊等實際問題，因之隨著市場需求的回落和國外同行廠商大規(guī)模進入國內市場，行業(yè)競爭必將進一步加劇，這也必將促進行業(yè)企業(yè)間的購并、整合甚至轉型。

據有關資料介紹，人們認為目前齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下：

（1）標準化、多品種 目前世界上已經有50多個漸開線圓柱齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種形式的圓柱減速器、差速器和圓柱變速器等多種產品。

（2）硬齒面、高精度 圓柱傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。

（3）高轉速、大功率 圓柱齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。

大規(guī)格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的圓柱齒輪傳 動已有了較大的發(fā)展。

三、研究內容及實驗方案：

在圓柱齒輪傳動的設計時，應該根據設計任務書所要求該圓柱傳動的要求（原始數(shù)據及設計技術要求），進一步分析該傳動所需的使用要求、工作狀況和所需齒輪的機械特性，首先應了解和掌握該圓柱齒輪傳動的已知條件；通常，已知的其原始數(shù)據為輸入功率、輸入轉速、傳動比、工作特性和載荷工況等。

建立優(yōu)化設計模型，優(yōu)化問題的數(shù)學是實際優(yōu)化設計問題的數(shù)學抽象。在明確設計變量、約束條件、目標函數(shù)之后，優(yōu)化設計問題就可以轉化成一般數(shù)學問題。采用懲罰函數(shù)法對設計參數(shù)進行約束優(yōu)化，以中心距最小為目標進行優(yōu)化設計，并與常規(guī)設計進行比較。進而繪制出減速器裝配圖及主要零件圖。

二級圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設計的一般原則是：

（1）各級傳動的承載能力大致相等（可以最大性能的發(fā)揮減速器的承載能力）；

（2）在一定承載能力下，減速器具有最小的外形尺寸和重量；（3）各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。

四、目標、主要特色及工作進度

1、設計目標：

設計出的圓柱齒輪減速器：其輸入功率P=6.2kW，輸入轉速n1=1450r/min，總傳動比i=16.5，齒輪的寬度系數(shù)φa=0.4，工作壽命10年，每年工作300天。結構緊湊、傳動功率較高，采用懲罰函數(shù)法，以中心距最小為目標進行減速器優(yōu)化設計

2、圓柱齒輪減速器主要特色：

1、重量輕、體積小，結構緊湊、承載能力大

2、傳動效率高

3、傳動功率范圍大，可以實現(xiàn)運動的合成與分解

4、運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強

5、采用硬齒面技術，使用壽命長，使用性廣。

3、工作進度：

1.收集資料、開題報告、外文翻譯

3.05－3.25

第1周—第3周 2.建立優(yōu)化設計的數(shù)學模型

3.26－4.8

第4周—第6周 3．編寫優(yōu)化設計程序、計算

4.11－4.24

第 7周—第9周 4.減速器常規(guī)設計計算、結果分析

4.25－5.6

第10周—第12周 5.繪制減速器裝配圖及主要零件圖

5.9－5.20

第13周—第14周 6.撰寫畢業(yè)設計論文

5.21－5.31

第15周—第16周 7．答辯準備及論文答辯

6.1－6.2

第17周

五、參考文獻

[1]、璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第八版.北京：高等教育出版社，2007 [2]、孫靖民主編.機械優(yōu)化設計.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2005 [3]、方世杰，綦耀光主編.機械優(yōu)化設計.北京：機械工業(yè)出版社，1997.2 [4]、王昆等主編.機械設計課程設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [5]、Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmissions and automation in design.Vol.106, No.1, March 1984, pp.95-101