机械设计课程设计一级减速器实例.doc

课程设计(综合实验)报告

名 称： 机械设计基础课程设计
题 目： 一级减速器
院 系：
班 级：
学 号：
学生姓名：
指导教师：
设计周数：
日 期：
成 绩：

目 录
一、课程设计任务书 4
1、运动简图： 4
2、原始数据： 4
3、已知条件：…………………………………………………………………………………………4
4、设计工作量：……………………………………………………………………….……………..5
二、传动装置总体设计方案: 5
1、组成： 5
2、确定传动方案： 5
三、电动机的选择： 6
1、选择电动机的类型： 6
2、电动机的选择 6
3、确定电动机转速： 6
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比…………………………………………………………….7
1、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 7
2、计算传动装置的运动和动力参数： 8
3、运动和动力参数计算结果整理表： 9
五、带轮设计 9
1、确定计算功率： 9
2、选取V带型号： 9
3、确定带轮基准直径D1和D2：…………………………………………………………….……..9
4、验算带速v： 9
5、确定带长和中心距： 9
6、验算小带轮包角： 10
7、确定V带根数Z： 10
8、求作用在带轮轴上的压力： 10
9、带轮主要参数： 11
六、传动零件齿轮的设计计算 11
1、材料选择： 11
2、按齿面接触强度设计：…………………………………………………………………………...12
3、验算轮齿弯曲强度（齿宽应取接触齿宽b=77mm）：…………………………………………..12
4、齿轮的圆周速度为：………………………………………………………………………………13
5、齿轮的基本参数:………………………………………………………………………………...13
七、传动轴的设计…………………………………………………………………………………………13
1、选择轴的材料： 13
2、输出轴（II轴）上的功率P2，转速n2，转矩T2：……………………………………………14
3、初步确定轴的最小直径： 14
4、轴的结构设计：…………………………………………………………………………………14
5、危险截面的强度校核:……………………………………………………………………………16
八、键的设计和计算 17
1、选择键联接的类型和尺寸： 17
2、校核键联接的强度： 18
九、轴承的选择及寿命计算：……………………………………………………………………………18
十、箱体结构的设计： 18
1. 机体有足够的刚度： 19
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热： 19
3. 机体结构有良好的工艺性：……………………………………………………………………..19
4. 附件设计： 19
5.减速器机体结构尺寸如下： 20
十一、润滑密封设计 21
十二、联轴器设计 23
1.类型选择： 23
2.载荷计算： 23
3、选取联轴器： 23
十三、设计小节 23
致谢..............................................................................................................................................................23
参考资料 23

一、课程设计任务书
课程设计题目：胶带式运输机传动装置
1、运动简图：

2、原始数据：
题号
参数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F（KN）
1.4
1.5
1.5
1.6
1.7
1.8
1.5
1.6
1.8
2
运输带工作速度v（m/s）
2
1.5
1.6
1.8
1.5
1.5
2
1.5
1.8
2
滚筒直径D（mm）
300
280
320
300
300
320
300
280
300
320
每日工作时数T（h）
8
16
8
16
8
16
8
16
8
16
使用折旧期（y）
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
3、已知条件：
1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；
2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
3、工作环境：室内，清洁;
4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。
4、设计工作量：
1、减速器装配图1张（A0或A1）；
2、零件工作图1～3张；
3、设计说明书1份。
二、传动装置总体设计方案:
1、组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2、确定传动方案：
其传动方案如下：

三、电动机的选择：
1、选择电动机的类型：
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
；
根据《机械设计课程设计手册》表1-7查得：
——为V带的效率=0.96,
——为深沟球轴承效率=0.992=0.98
——为闭式齿轮传动效率=0.97，
——为联轴器的效率,
——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。

2、电动机的选择
负载功率:

折算到电动机的功率为:

3、确定电动机转速：
卷筒轴工作转速为：

根据《机械设计课程设计指导书》表1，可选择V带传动的传动比，一级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为＝×n＝（6～24）×95.54＝573.24～2292.96r/min。
根据《机械设计课程设计手册》表12-1，可供选择电机有：

序号

电动机型号

同步转速/(r/min)

额定功率/kW

满载转/(r/min)
堵转转矩
最大转矩

质量/kg
额定转矩
额定转矩
1
Y100L-2
3000
3
2870
2.2
2.3
33
2
Y100L2-4
1500
3
1430
2.2
2.3
38
3
Y132S-6
1000
3
960
2.0
2.0
63
4
Y132M-8
750
3
710
2.0
2.0
79
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y100L2-4，其主要性能如上表。
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：
（1）减速器总传动比

由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为
（2）分配传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝3，则减速器传动比为＝＝14.97/3＝5
2、计算传动装置的运动和动力参数：
（1）各轴转速
  Ⅰ轴：＝＝1430/3＝476.67r/min
  Ⅱ轴：＝＝476.67/5＝95.33r/min
  卷筒轴：==95.33r/min
（2）各轴输入功率
Ⅰ轴：＝×＝2.94×0.96＝2.82kW
Ⅱ轴：＝×η2×＝2.82×0.99×0.97＝2.71kW
卷筒轴：=×η2×η4=2.71×0.99×0.99＝2.66kW
各轴输出功率
Ⅰ轴：==2.82×0.99×0.97＝2.71kW
Ⅱ轴：＝＝2.71×0.99×0.99＝2.66kW
卷筒轴：=×η5=2.66×0.96＝2.55kW
（3） 各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.94/1430=19.63N·m
各轴输入转矩
Ⅰ轴： ＝×× =19.63×3×0.96=56.53N·m

Ⅱ轴：＝×××=56.53×5×0.99×0.97= 271.43N·m
卷筒轴：=××=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m
各轴输出转矩
Ⅰ轴： ＝=56.53×5×0.99×0.97=271.43N·m
Ⅱ轴：＝=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m
卷筒轴：=×=266.03×0.96=255.39 N·m
3、运动和动力参数计算结果整理表：
轴名
功率 P/KW
转距T/N*M
转速n
r/min
转动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴

2.94

19.63
1430
3
0.96
Ⅰ轴
2.82
2.71
56.53
271.43
476.67
5
0.96
Ⅱ轴
2.71
2.66
271.43
266.03
95.33
1
0.98
卷筒轴
2.66
2.55
266.03
255.39
95.33
1
0.96

五、带轮设计
1、确定计算功率：
根据《机械设计基础》表12-6查得工作情况系数=1.0，故

2、选取V带型号：
根据功率3kw，1430r/min，由《机械设计基础》图12-14选取V带型号为A型。
3、确定带轮基准直径D1和D2：
根据《机械设计基础》表12-7选取=100mm，《机械设计基础》第240页得到滑动率

根据《机械设计基础》表12-7选取=300mm。
大带轮转速

其误差<5%，故允许。
4、验算带速v：

在5-25m/s的范围内，带速合适。
5、确定带长和中心距：
由0.7（+）≤≤2（+）初步确定=600mm
根据《机械设计基础》第246页得到

由《机械设计基础》表12-2选用基准长度
计算实际中心距：

6、验算小带轮包角：

7、确定V带根数Z：
i=3，
根据《机械设计基础》表12-3，表12-4，表12-5，表12-2查得
单根普通V带的基本额定功率
根数

取根数为3根。
8、求作用在带轮轴上的压力：
由《机械设计基础》表12-1查得 q=0.10kg/m
单根V带张紧力

小带轮轴上压力为

9、带轮主要参数：
小轮直径（mm）
大轮直径（mm）

中心距a（mm）
基准长度（mm）

带速（m/s）

带的根数z
100
300
577.34
1800
7.48
3

六、传动零件齿轮的设计计算
1、材料选择：
假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作8小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。根据《机械设计基础》表10-1初选小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬度为240-285 HBS，取260 HBS,大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-220 HBS取210 HBS；齿轮等级精度为9级。
由《机械设计基础》图10-7，σHlim1=700MPa，σHlim2=400MPa
由表10-4， 安全系数SH =1.1
故[σH1]=σHlim1/SH=700/1.1=636MPa
[σH2]=σHlim2/SH=400/1.1=363MPa
由图10-10，σFlim1=240MPa，σFlim2=140MPa
由表10-4，SF =1.3
故[σF1]=σFlim1/SF=240/1.3=184.6MPa
[σF2]=σFlim2/SF=130/1.3=107.7MPa
2、按齿面接触强度设计：
根据《机械设计基础》表10-3取载荷系数K=1.2，第199页取齿宽系数ψa=0.4
小齿轮的转矩为
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.71/476.67
=5.43×104 N mm
按《机械设计基础》式（10-6）计算中心距（已知减速器传动比=u=z1/z2=5）

取z1=32，则z2=325=160,故实际传动比为i=160/32=5=i1，模数为
m=2a/(z1+z2)=2*181.65/(32+160)=1.89 mm
根据《机械设计基础》表4-1取m=2mm。中心距为
a=0.5 m(z1+z2)=192mm
齿宽为
b=ψa a=0.4*192=76.8 mm
取b2=77mm，b1=83mm。为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大5-10mm.
齿轮分度圆直径d1=mz1=2*32=64 mm
d2=mz2=2*160=320 mm
3、验算轮齿弯曲强度（齿宽应取接触齿宽b=77mm）：
由《机械设计基础》图10-9，齿形系数YF1=2.57,YF2=2.16，得
σF1=2KT1 YF1/(bm2z1)=2×1.2×5.43×104×2.57/(77×4×32)=33.98MPa＜[σF1]
σF2=σF1 YF2/YF1=33.98×2.16/2.57=28.56MPa＜[σF2]
故弯曲强度足够。
4、齿轮的圆周速度为：
v=πd1n1/(60×1000)
= πmz1n1/(60×1000)
=3.14×2×32×476.67/(60×1000)
=1.597m/s
对照《机械设计基础》表10-2可知选用9级精度等级。

5.齿轮的基本参数:
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数

32
160
分度圆直径

64
320
分度圆齿距
P
P=π m
6.28
6.28
齿顶高

=* m
2
2
齿根高

2.5
2.5
齿顶圆直径

68
324
齿根圆直径

59
315
中心距

192
齿宽

83
77

 七、传动轴的设计
1、 选择轴的材料：
选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由《机械设计基础》表13-1查得,
2、输出轴（II轴）上的功率P2，转速n2，转矩T2：
已知P2=2.71KW , n2=95.33r/min
于是T2=271.48Nm
3、初步确定轴的最小直径：
先按《机械设计基础》式（13-2）初步估算轴的最小直径。（根据表11-2选C=110）

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器;计算转矩，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计手册》表8-5，选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径，故取mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。
4、 轴的结构设计：
（1） 拟定II轴上零件的装配方案
选用《机械设计基础》图11-9中的装配方案
（2） 确定II轴的各段直径和长度

1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT7,故d1=40mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=82mm。
2段:选用毡圈油封，《机械设计课程设计指导》表7-12，选用毡圈 45，故d2=45mm。为了拆卸方便，轴从轴承盖端面伸出15-20mm,由《机械设计课程设计》表1-3确定轴承盖的总宽度取45mm，故取L2=60mm.
3段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d,又3段与轴承配合，可以初选深沟球轴承其代号为6210，尺寸d×D×T=50mm×90mm×20mm,故得d3=50mm。3段与轴承，套筒配合,考虑制造安装误差，取L3=43mm.
4段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d取d4=60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm,又大齿轮轮毂宽度为77mm,故取L4=75mm。
5段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d，取d5=72mm,L5=1.4h=9mm。
6段：根据L3、L5确定出L6=14mm，d6=d4=60mm。
7段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为6210，可以得到L7=20mm。d7=d3=50mm。
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。
（3） 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。因为d1=40mm，由《机械设计课程设计手册》表4-1查得平键为b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003摘录），键槽用键槽铣刀加工，取长度为50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6;同样，齿轮与轴的联接，根据d4=60mm,查表4-1选用平键为b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003摘录），取长度为50mm，为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
根据《机械设计课程设计手册》表1-27取轴端倒角为2×45°。
（5） 其他轴（I轴）的设计简图
输入轴最小直径为，相关尺寸参照II轴的计算。
其中《机械设计课程设计手册》表4-1选择平键为b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003摘录），长度取20mm。
5、危险截面的强度校核:
因已知大齿轮的分度圆直径为d=320mm，轴的转矩=271.43Nm
圆周力Ft=2000/d=2000×271.43/320=1693.44 N
径向力Fr=Ft tan=1693.44×tan20O=616.36 N
由于为直齿轮，轴向力=0

其受力方向如下图所示
L=141mm
RHA=RHB=Ft/2=1693.44/2=846.72 N
MHC= RHA L/2=846.72×141/(2×1000)=59.69 Nm
RVA=RVB=Fr/2=616.36/2=308.18 Nm
MVC= RVA L/2=308.18×141/(2×1000)=21.73 Nm,
扭矩T=271.43 Nm
其受力方向如图所示
校核
MC ===63.52Nm
Me ===184.72 Nm
《机械设计基础》P277页有折算系数的选择
由《机械设计基础》表13-3查得，[σ-1 b] =60MPa
d≥10=10×=31.34mm
考虑键槽，d=31.34×1.05=31.91mm＜50mm
则强度足够。

八、键的设计和计算
1、选择键联接的类型和尺寸：
在7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下：
序号

b

h

L
工作长度l
1（联轴器）

12

8

50

38
2（齿轮）

18

11

50

32
3（带轮）

8

7

20

12

2、校核键联接的强度：
根据《机械设计基础》表9-11，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力[]=125MPa。
键1（联轴器）: ===89.29MPa
键2（齿轮）: ==== 51.41MPa
键3（带轮）: ===107.68MPa
故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。

九、轴承的选择及寿命计算：

考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6210，基本尺寸为d×D×T=50mm×90mm×20mm。主要是承受径向力，由《机械设计基础》表14-6得到X=1,Y=0.
对于I轴圆周力Ft=2000/d=2000×56.53/64=1766.56N, 径向力Fr=Ft tan=1766.56×tan20O=642.98N, P=Fr=642.98N, X=1,Y=0
由《机械设计基础》表14-8得温度系数=1.0，球轴承=3。由《机械设计课程设计手册》表6-1查得=35.0KN。
5.64×106 h
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×250×8=32000h=1.6×h,故所选轴承可满足寿命要求。

十、箱体结构的设计：

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.

1. 机体有足够的刚度：
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于30~50mm, 取H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性：
铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 附件设计：
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.

5.减速器机体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M20
地脚螺钉数目

查《机械课程设计指导书》表3
4
轴承旁联接螺栓直径

M16
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M12
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查《机械课程设计指导书》表4
26
22
18
，至凸缘边缘距离

查《机械课程设计指导书》表4
24
16
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离

>
15
机盖，机座肋厚

7 7
轴承端盖外径

+（5~5.5）
112（1轴）140（2轴）
轴承旁联结螺栓距离

100（1轴）100（2轴）

十一、润滑密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/s≤v≤12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为 H + h ：
H=40mm , h=10mm
所以H + h =40+10=50mm
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 ,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置，
保证部分面处的密封性。

十二、联轴器设计
1.类型选择：
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器
2.载荷计算：
计算转矩，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取，则：

3、选取联轴器：
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计手册》表8-5，选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。

十三、设计小节
通过课程设计一级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我对机械行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从全局考虑设计很重要。课程设计的优点：可以让我们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。

致 谢

非常感谢周老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！
参考资料

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北京理工大学出版社 2008年12月第4次印刷。
[2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9
高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。
[3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0
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[4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7
西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。
[5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7
高等教育出版社 2007.7（2009重印）