2023年展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

齐齐哈尔大学一般高等教导

机械设计课程设计

题目题号： 展开式二级圆柱齿轮减速器（E7）
学 院： 机电工程学院
专业班级：
学生姓名：
指导教师： 李明
成 绩：

年 12 月 24 日

机械设计课程设计成绩评阅表
题　目

评分项目
分值
评价原则
评价级别
得分
A级（系数1.0）
C级（系数为0.6）
选题合理性
题目新奇性
10
课题符合本专业培养规定，新奇、有创新
基本符合，新奇性一般

内容和方案技术先进性
10
设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术措施对旳
有一定科学性。方案及技术一般

文字与
图纸质量
20
设计阐明书构造完整，层次清晰，语言流畅。
设计图纸质量高，错误较少。
设计阐明书构造一般，层次较清晰，无重大语法错误。
图纸质量一般，有较多错误

独立工作
及发明性
20
完全独立工作，有一定发明性
独立工作及发明性一般

工作态度
20
遵守纪律，工作认真，勤奋好学。
工作态度一般。

答辩状况
20
简介、发言精确、清晰，回答问题对旳，
简介、发言状况一般，回答问题有较多错误。

评价总分

总体评价

注：1、评价级别分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。
2、每项得分＝分值×级别系数（级别系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。

摘 要

减速器是一种由封闭在刚性壳体内齿轮传动、圆柱齿轮传动所构成独立部件，齿轮传动是应用极为广泛和尤其重要一种机械传动形式，它可以用来在空间任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐渐向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高，构造紧凑，维护以便等长处。因而，它在多种机械设备和仪器仪表中被广泛使用，常用在动力机与工作机之间传动装置，本次设计是带式运送机用二级圆柱齿轮减速器。首先运用AutoCAD进行老式二维平面设计，完毕圆柱齿轮减速器平面零件图和装配图绘制。通过课程设计，树立对旳设计思想，培养综合运用机械设计课程和其她先修课程理论与生产实际知识来分析和处理机械设计问题能力及学习机械设计一般措施和环节。

关键词：圆柱齿轮 轴系 传动效率 齿轮传动 减速器设计

目 录
第一章 设计任务书 5
1.1设计题目 5
1.2.设计任务 5
1.3.详细作业 5
1.4.数据 5
第二章 电动机选用 6
2.1,选用电动机类型和构造式 6
2.2，选用电动机容量 7
2.3，确定电动机转速 7
第三章 传动装置运动及动力参数计算 8
3.1传动比分派 9
3.2传动装置运动和动力参数 10
第四章 传动零件设计计算 15
4.1带传动设计 17
4.2高速级齿轮设计计算 19
4.3低速级齿轮设计计算 20
第五章 轴设计及计算 21
5.1高速轴（1轴）设计 23
5.2中速轴（2轴）设计 25
5.3低速轴（3轴）设计 28
第六章 滚动轴承选用和计算 30
6.1高速轴轴承 32
6.2中速轴轴承 34
6.3低速轴轴承 36
第七章 减速器构造及其附件设计 38

心得体会及参照书目 39

第一章 展开式二级圆柱齿轮减速器设计
齐齐哈尔大学
机械设计课程设计任务书
姓名： 班级：机械班 学号：201

1.设计题目
用于带式运送机展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。
(1)带式运送机数据
见数据表格。
(2)工作条件
单班制工作，空载启动，单向、持续运转，工作中有轻微振动。运送带速度容许速度误差为±5%。
(3)有效期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务
1)选用电动机型号；
2)确定带传动重要参数及尺寸；
3)设计减速器；
4)选用联轴器。
3.详细作业
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3)设计阐明书一份。
4.数据表
运送机工作轴转矩T/(N·m)
800
850
900
950
800
850
900
800
850
900
运送带工作速度v/(m/s)
1.2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.45
1.2
1.3
1.55
1.4
运送带滚筒直径D/mm
360
370
380
390
400
410
360
370
380
390
运送机工作轴转矩T=900/(N·m)
运送带工作速度v=1.2/(m/s)
运送带滚筒直径D=360/mm
第二章 电动机选用
2.1,选用电动机类型和构造式
选用三相鼠笼是异步电动机，有传动方案选用圆柱齿轮，无特殊规定，采用Y系列电机，为防止杂质侵入电机内部，电动机采用封闭式。
2.2，选用电动机容量
运送机工作转速
运送机所需功率
电动机之运送机之间传动装置总效率

查表1-7 得各传动机构和摩擦副效率(从传播机到电动机)
取 滚动轴承（球）
联轴器
齿轮副
V带

所需电机功率：
2.3，确定电动机转速

为带传动比，取2~4
为高速级传动比，取3~5
为低速级传动比，取3~5
且
则 n=1170~6000
为减小电动机构造尺寸，减少成本，取n=1500r/min
查表12-1得 取 电动机型号 Y132M-4
查表12-3得 电动机基本参数
额定功率 7.5KW 满载转数 1440r/min
中心高度 132mm

表2-1 电动机参数选用

额定功率单位为KW，满载转速单位为r/min，堵转转矩与最大转矩单位都为
N·m。

第三章 传动装置运动及动力参数计算
3.1传动比分派
传动装置总传动比规定为

式中：-电动机满载转速，r/min.
多级传动中,总传动比为：

分派传动比要考虑如下几点:
(1)齿轮各级传动比要在规定范围内:i=3-5,带传动比范围： i=2-4;
(2)应使传动装置构造尺寸最小、重量最轻.
(3)应使各传动尺寸协调,构造匀称合理.防止干涉碰撞.可采用推荐,取=1.4,
取带传动比
则
求得
不过在实际传动中有误差,一般容许相对误差为.
3.2传动装置运动和动力参数
设计计算传动件时,要用各轴转速、转矩或功率,因而要将工作机上转速、转矩或功率推算到各轴上.
各轴转速

，，———分别体现1，2，3轴转速，r/min .1轴为高速轴，3轴低速轴；
，， ———分别体现带轮与高速轴，高、中速轴，中、低速轴间传动比；
各轴功率

，，——1，2，3轴输入功率；
体现各传动机构和摩擦副效率；
各轴转矩
电动机输出转矩：

，，——1,2,3轴输入转矩,N.m 。

Ⅰ轴（电动机轴）：
P0=Pd=6.8747 KW
n0=nm=1440 r/min
T0=9550·P0/n0 =95506.877/1440=45.6 N·m

Ⅱ轴（高速轴）：
P1=P0·η1=6.87470.96=6.53 KW
n1=n0/i0 =1440/2=720 r/min
T1=9550·P1/n1 =95506.877/720=86.7 N·m
Ⅲ轴（中间轴）：
P2=P1·η12=P1·η2·η3=6.877×0.99×0.97=6.27 KW
n2=n1/i12 =720/4 =180 r/min
T2=9550·P2/n2 =9550×6.27/180=333 N·m
Ⅳ轴（低速轴）：
P3=P2·η23=P2·η2·η3=6.27×0.99×0.97=6.02 KW
n3=n2/i23 =180/2 =63.2 r/min
T3=9550·P3/n3 =9550×6.02/63.2=911.5 N·m
Ⅴ轴（滚筒轴）：
P4=P3·η34=P3·η2·η4=6.02×0.99×0.99=5.90 KW
n4=n3/i34 =63.2/1=63.2 r/min
T4=9550·P4/n4 =9550×6.02/63.2=909.66 N·m

见表2-2为各轴运动和动力参数数值，详细简介各轴功率、转速、及转矩等值。
表2-2 各轴运动和动力参数

轴名
功率 P/Kw
转矩 T/N m
转速n/(r/min)
传动比i
效 率η

输入
输出
输入
输出

电动机轴

6.875

45.6
1440

高速轴
6.53
6.47
86.7
86.06
720
2
0.99
中间轴
6.27
6.21
333
330.2
180
4
0.99
低速轴
6.02
5.96
911.5
903
63.2
2.85
0.97
滚筒轴
5.9
5.84
909.66
901.36
63.2
1
0.96

第四章 传动零件设计计算
4.1带传动设计
（1） 确定计算功率
由《机械设计》表8-6查得工作状况系数=1.1，故

（2） 选用一般V带带型
根据确定选用v带，由表8-6得，A型
初选小带轮直径.并验算带速v.
1）初选小带轮直径，由表8-6和表8-8.
取小带轮基准直径.
2).验算带速v.
.故带速合适
3）.大带轮基准直径
已圆整。
（3） 确定V带基准长度和传动中心距
1）.根据，初步确定中心距=300mm
2).计算带所需基准长度

由表8-2得取
3).计算实际中心距a

中心矩变动范围

（5） 验算积极轮上包角

积极轮上包角合适。
（6） 计算V带根数z
1).计算单根V带额定功率
由和查表8-4a得
根据和A型带.查表8-4b得
查表8-5得表8-2得
于是
2）.计算v带根数
.取8根
（7） 计算单根v带初拉力最小值
由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m

应当使带实际拉力
（8） 计算作用在轴上压轴力

（9） 带轮构造设计
小带轮采用实心失，大带轮采用腹板式
调整高速轴转速和转矩

4.2高速级齿轮设计计算
（一） 选用齿轮类型、精度级别、材料及齿数
（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。
（2） 带传动为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）
（3） 材料选用：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。
（4） 选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数，取=96。
(二) 按齿面接触强度设计
由设计公式
( 1 )定公式内各计数数值并计算
1、 选用载荷系数.
2、 计算小齿轮传递转距

3、 选用齿宽系数。
4、 材料弹性影响系数。
5、 齿面硬度查10-21d得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。
6、 计算应力循环次数

7、 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，

9、 试算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度

10、 计算齿宽b

11、 计算齿宽与齿高之高比b/h

12、 计算载荷系数
根据v=2.33m/s,7级精度，得
直齿轮，假设。得

由表10-2得使用系数
7级精度，非对称布置

由，则载荷系数

13、按实际载荷系数校正所算得分度圆直径

14、 计算模数
（三） 按齿根弯曲强度设计
弯曲强度计算公式
（1） 确定公式内各计算数值
1、小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮弯曲疲劳极限。
2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数。
3、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4

4、计算载荷系数K
5、查10-5得齿形系数
6、查10-5得应力校正系数
7、计算大、小齿轮并加以比较

大齿轮数值大。
（2）设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度设计计算模数m不不不小于由齿根弯曲疲劳强度设计计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=2.0,直径算处小齿轮齿数

核算
（四）几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
取。
（4）验算

合适
（5）齿轮构造为原则型。
调整第三级传动比，及中速轴转速和转矩

4.3低速级齿轮设计计算
（一） 选用齿轮类型、精度级别、材料及齿数
（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。
（2） 传播机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度
（3） 材料选用：小齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
( 4 ) 选小齿轮齿数=23，则大齿轮齿数，取=66。
（二） 按齿面接触强度设计
由设计公式
（2） 确定公式内各计数数值
1、 选用载荷系数.
2、 计算小齿轮传递转距

3、 选用齿宽系数。
4、 材料弹性影响系数。
5、 齿面硬度查10-21d得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。
6、 计算应力循环次数

7、 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，

（3） 计算
1、 试算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度

2、 计算齿宽b

3、 计算齿宽与齿高之高比b/h

5、 计算载荷系数
根据v=0.905m/s,7级精度，得
直齿轮，假设。得

使用系数
7级精度，非对称布置

由，则载荷系数

6、按实际载荷系数校正所算得分度圆直径

7、 计算模数
（三） 按齿根弯曲强度设计
弯曲强度计算公式
（1） 确定公式内各计算数值
1、小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮弯曲疲劳极限。
2、由图10-18得弯曲疲劳寿命系数。
3、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4

4、计算载荷系数K
5、查10-5得齿形系数
6、查10-5得应力校正系数
7、计算大、小齿轮并加以比较

大齿轮数值大。
（2）设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲劳强度设计计算模数m不不不小于由齿根弯曲疲劳强度设计计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=3.5,直径算处齿数

核算
（四）几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
取。
（4）验算

合适
（5）齿轮构造为原则型
(6)因减速器低速轴与运送机连接用联轴器，由于轴转速较底不必规定具有较小转动惯量，但传递转矩较大，又由于减速器与工作机不在同一底座上，规定有较大轴线偏移赔偿，因而，选用无弹性扰性联轴器，选用滚子链式联轴器。
由,取

查表8-4取型号GL9

第五章 轴设计及计算
5.1高速轴设计
，，，
a 构造设计

取轴材料为45钢（调质），查表15-3，取=115。

由于有键槽，则
圆整，取
1》 确定各轴段直径
:最小轴段，
：轴肩2处对带轮定位，
：轴肩3处为过度部位，区别加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，处取轴承型号6307，其重要参数，，
该轴跨距
：由轴承对轴肩规定，查6307得，
：同理
：同理，
2》 确定各轴段长度
:由与12轴段配合带轮宽B=52mm,
:查表11-1，地脚螺栓
得 轴承旁连接螺栓 ，取
由表11-2得
箱体轴承孔长
轴承端盖厚e=10mm
装拆螺钉余量取
则
:与轴承配合，取
:轴环宽度
:由与之相配合齿轮1宽得
：

3》 确定轴上倒角和圆角
b 按许用弯曲应力校核轴强度
（1） 轴上力作用点及支点跨距确定
齿轮对轴力作用点按简化原则应在齿轮宽中心，因而可决定轴上齿轮力作用点位置

(2) 绘轴受力图(如下图)
(3) 计算轴上作用力
齿轮1啮合力

V带作用压轴力
(4)计算支反力
水平面内

解得
弯矩

垂直面内

解得
弯矩
两平面合成，得

受力弯矩图

(5)计算当量弯矩
由于材料为45钢（调质），由表15-1查得
应力校正系数0.6
B,C为危险截面，分别校核

Ｂ，Ｃ截面强度足够，高速轴安全；
5.2中速轴设计
，，
a 构造设计

取轴材料为45钢（调质），查表15-3，取=115。

圆整，取
4》 确定各轴段直径
:最小轴段为使之与轴承相适应，选轴承型号6308，，则 ,
该轴跨距

：轴肩2为过渡部位，区别加工表
：轴肩3处对齿轮2有轴向定位规定，
取
：同理与，
：同理
5》 确定各轴段长度
:与轴承配合段，
:与齿轮2配合段

:与齿轮3配合，取
:与轴承配合，
:轴环宽度
6》 确定轴上倒角和圆角
b 按许用弯曲应力校核轴强度
（2） 轴上力作用点及支点跨距确定
齿轮对轴力作用点按简化原则应在齿轮宽中心，因而可决定轴上两齿轮力作用点位置

(2) 绘轴受力图
(3) 计算轴上作用力
齿轮1啮合力

(4)计算支反力
水平面内

解得
弯矩

垂直面内

解得
弯矩
两平面合成，得

(5)计算当量弯矩
由于材料为45钢（调质），由表15-1查得
应力校正系数0.6
G,F为危险截面，分别校核

G 截面危险

F截面强度足够；
重新设计轴段45直径
为保证轴强度及键减弱，取
则，；
校核G截面强度

重新设计后，G截面安全
5.3低速轴设计
，，，
a 构造设计

取轴材料为45钢（调质），查表15-3，取=108。

由于有键槽，则
圆整，取
1） 定各轴段直径
:最小轴段，与联轴器GL9相适应，取
：轴肩2处对半联轴器有轴向定位，
：轴肩3处为过度部位，区别加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，因，查表6-1，处取轴承型号6013，其重要参数，，
该轴跨距
：由轴承对轴肩规定，查表6-1型号6013得，
：同理，
：对轴承轴肩规定通过套筒来实现，
：轴肩8对齿轮4有轴向定位规定，
2） 定各轴段长度
:由与12轴段配合半连轴器孔长B=84mm，
:查表11-1，地脚螺栓
得 轴承旁连接螺栓 ，取
由表11-2得
箱体轴承孔长
轴承端盖厚e=10mm
装拆螺钉余量取
则
:与轴承6013配合，取
:轴环宽度
:由与之相配合齿轮4宽得
：

3）确定轴上倒角和圆角
b 按许用弯曲应力校核轴强度
（3） 轴上力作用点及支点跨距确定
齿轮对轴力作用点按简化原则应在齿轮宽中心，因而可决定轴上齿轮力作用点位置

(2) 绘轴受力图
(3) 计算轴上作用力
齿轮4啮合力

(4)计算支反力
水平面内

解得
弯矩

垂直面内

解得
弯矩
两平面合成，得

(5)计算当量弯矩
由于材料为45钢（调质），由表15-1查得
应力校正系数0.6
Q为危险截面，分别校核

Q截面强度足够，低速轴安全；

第六章 滚动轴承选用和计算
6.1高速轴轴承
由计算轴时初选轴承型号6307，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定轴承组合
两轴承分别受径向力为，。转速得当量动载荷
查表13-4得
传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数
查表6-1得6037基本额定动载荷
因此
预期计算寿命 ：
选用窄一点轴承6207
查表6-1得 基本额定动载荷

6207合适，多出宽度留与轴承与箱体内端面间隙。
6.2中速轴轴承
由计算轴时初选轴承型号6308，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定轴承组合
两轴承分别受径向力为，。转速得当量动载荷
查表13-4得
传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数
查表6-1得6013基本额定动载荷
因此
选用窄一点轴承6208
查表6-1得 基本额定动载荷

但按三年间修期则
，六年更换一次
6208合适，多出宽度留与轴承与箱体内端面间隙。
6.3低速轴轴承
由计算轴时初选轴承型号6013，因轴承支点跨距<300mm采用两端固定轴承组合
两轴承分别受径向力为，。转速得当量动载荷
查表13-4得
传动机构有轻微冲击，查表13-6得载荷系数
查表6-1得6013基本额定动载荷，
因此
预期计算寿命 ：

轴承6013合适。

第七章 减速器构造及其附件设计
1．箱体尺寸
参照课程设计书上参数，可计算出尺寸如下：
尺寸表
名 称
符 号
减速器型式及尺寸关系
箱座厚度
δ
9mm
箱盖厚度
δ1
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
12mm
箱座凸缘厚度
b
13.5 mm
箱座底凸缘厚度
b2
20 mm
地脚螺钉数目
n
4
地脚螺钉直径
df
20mm
轴承旁边联结螺栓直径
d1
16mm
盖与座联结螺栓直径
d2
12 mm
联接螺栓d2间距
l
200 mm
轴承端盖螺钉直径
d3
8 mm
视孔盖螺钉直径
d4
8 mm
定位销直径
d
8 mm
至外箱壁距离、至凸缘边缘距离
C1
C2
地脚螺栓：
C1min=24mm,C 2min=22mm,D0=36mm
轴承旁联接螺栓：
C1min=20mm,C2min=18mm,D0=30mm
盖与座联接螺栓：
C1min=16mm,C 2min=14mm,D0=22mm
轴承旁凸台半径
R1
25mm
凸台高度
h
50mm
外箱壁至轴承座端面距离
l1
43mm
铸造过度尺寸
x,y
X=3mm,y=15mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
15mm
齿轮端面与内箱壁距离
k
15mm
箱盖，箱座肋厚
m1,m2
m1=7mm，m=8mm,
轴承端盖外径
D2
高速轴：D2=140mm
中速轴：D2=130mm
低速轴：D2=115mm
轴承旁联接螺栓距离
S
低速取 S=155mm,
中速取S=132.25mm，
低速取S=122.5mm
2.减速起附件及其构造设计
1） 窥视孔及窥视孔盖

重要参数：，A=100mm,,,,,n=8,h=4，R=5

（2）通气器

直径，则对应系数为：
，。
（3）轴承端盖
a、蜗杆上轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。

由前面计算知，轴承外径D=120mm。螺栓直径选为M10，因此

， 取
， 取
， 取m=21mm
b、蜗杆上轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。
由前面计算知，轴承外径D=100mm。螺栓直径选为M8，因此

， 取
， 取
， 取m=21mm
(4)油标

如右图杆式油标，螺纹直径选为M16，则对应系数为：

(5)放油孔及放油螺噻

放油螺塞直径取为，则对应其她参数为：

（6）起吊装置

a、箱盖上吊耳
箱盖上吊耳构造如右图所示，其中
取
取
取

b、箱座上吊钩
箱座上吊钩构造如下图所示，其中
， 取

（1）窥视孔及窥视孔盖
（2）轴承端盖

心得体会
为期半个月课程设计终于结束了,通过这一段时间努力，我课程设计终于完毕了，看着自己辛劳劳动成果，心里别提有多快乐，虽然在这次课程设计中我碰到了诸多问题，但不过在教师和同学协助下,我还是顺利完毕了本次课程实习。
通过这次课程设计我发现了诸多自己局限性，尤其是对专业知识掌握不充足，总是碰到某些专业技术上难题，不过在教师协助下，我还是顺利处理了这些难题，这也让我对所学过知识有了深入巩固和理解。
通过这次课程设计，不仅锻炼了我动手动脑能力，还使我愈加纯熟使用AutoCAD等制图工具。
总之，通过这次机械设计综合课程设计，使我对机械设计制造专业有了更深入理解，。对我影响是十分巨大，非常感谢学校和教师可以给了我这次难得锻炼学习机会。

参照书目
1、《机械设计课程设计》 金清肃 主编 华中科技大学出版社出版
2、《机械制图》 谢世坤 金伟 主编 高等教导出版社出版
3、 《机械设计》 濮良贵 陈国定 吴立言 主编 高等教导出版社出版