湖南工业大学的机械课程设计说明书Word格式.docx

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减速器的结构、润滑和密封；

减速器装配图的设计；

设计计算说明书的编写。

2、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：

（1）减速器装配图1张；

（2）设计说明书一份。

进度

安排

起止日期

工作内容

2013.06.30～07.2

传动系统总体设计；

传动零件的设计计算

2013.07.03～07.05

减速器装配图的设计、整理说明书

07.06

交说明书、图纸等

主要

参考

资料

[1]刘扬等.机械设计基础.北京：

清华大学出版社，北京交通大学出版社，2011.12.

[2]银金光等.机械设计课程设计.北京交通大学出版社，2011.11.

相关国家标准、设计手册等

指导教师（签字）：

吴子红2013年05月30日

系（教研室）主任（签字）：

2013年月日

前言

柳青曾经说过：

人生的道路是漫长的，但在关键处只有几步，特别是当你年轻的时候。

机械课程设计是培养学生具有机械设计能力的技术基础课程。

课程设计则是机械设计课程设计的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：

1.通过课程设计的时间，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其它课程的理论与实际只是去分析和解决机械设计问题的能力。

2.学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。

3.通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以及全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，打到了解和掌握机械零件。

机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

4.学习进行机械设计基础技能训练。

计算、绘图、查阅设计资料柜和手册、运用标准和规范等。

路漫漫其修远兮，吾将上下而求索。

课程设计任务书..........................................2

前言.....................................................3

第一章传动方案的分析与拟定.............................5

第二章选择电动机.......................................7

第三章传动比及其分配...................................8

第四章传动装置的运动及动力参数计算......................8

第五章V带传动设计......................................9

第六章齿轮传动设计......................................10

第七章轴的设计..........................................12

第八章轴承的设计.......................................18

第九章键连接的选择和校核...............................19

第十章联轴器的选择.....................................20

第十一章箱体的结构设计.................................20

第十二章减速器附件的选择...............................21

第十三章润滑与密封...................................26

课程设计总结.............................................28

参考文献.................................................28

设计计算及说明

结果

第一章传动方案的分析与拟定

1、原始数据

2、工作条件

两班制，使用年限10年，保修期为2—3年，常温连续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运输带速度允许误差为±

5%

3、传动方案选择

（a）

（b）

（c）

图1-1传动方案对比图

根据要求有图1-1示三种方案，现在对三种方案进行对比，

选择最合理的方案。

（a）传动方案包含V带传动和单级圆柱齿轮

减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同的转矩时，结构尺寸

较啮合传动大，带传动具有传动平稳，吸振等特点，能够起过载

保护。

（b）传动方案包含蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮结构紧凑，

工作平稳，传动比比较大，而且涡轮传动效率不高，长期连续工

作不经济,不适合此设计方案。

（c）传动方案包含同步带传动和

单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度要求较高，中心距要求较

严，广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中。

根据上述

各种方案的优缺点选择方案（a），具体如图1-2示：

图1-2本设计传动方案图

1-联轴器；

2-滚动轴承；

3-齿轮；

4-V带传动；

5-滑动轴承；

6-电动机；

7-卷筒；

8-运输带

第二章电动机的选择

1、选择电动机的类型和结构形式

根据电源种类，工作条件，工作时间的长短及载荷的性质，大小，起动性能和过载情况等条件来选择电动机，一般选用Y系列三相交流异步电动机，结构是全封闭自扇冷式笼型的，适用于电源电压为380V无特殊要求的机械上。

2、电动机容量的选择

根据公式，Pw有效功率为：

Pw=FV/1000（kW）（2-1）将v=1.70m/s，F=1500N代入式（1-1）得：

Pw=2.55kW。

查【2】表3-3，可知：

η1----V带传动效率0.95

η2----滚动轴承传动效率0.99

η3----8级圆柱齿轮传动效率0.97

η4----联轴器传动效率0.99

η5----运输机滚筒效率0.96

由上知：

η=η1带×

η2轴承×

η3齿轮×

η4联轴器×

η5滚筒（2-2）

η=0.95×

0.99×

0.99×

0.97×

0.96

=0.86

由Pd=Pw/η（2-3），知

工作时，电动机所需的功率为：

Pd=Pw/η=2.55/0.86=2.97kw

查【2】表12-1可知，满足Pd≤Pe（额定功率）条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取3kw。

2、电功机转速的选择：

根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为：

nw=60000v/πD（2-4）

代入数据得：

nw=60000×

1.70/（π×

270）=120.31r/min

查【2】3-4可知，圆柱齿轮传动比范围是3～5,V带传动传动比为2～4，所以总的传动比6～20.故电动机转速的可选范围为:

nd=nw*（6～20）=（6～20）×

120.31

=（721.86～2406.2）r/min（2-5）

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。

由于750r/min无特殊要求下不使用，

1000r/min和1500r/min使用广泛。

查【2】表12-1可知，对应于额定功率Pe为3kw的电动机型号分别为Y100L2-4型和Y132S-6型。

现将这两种型号的电动机有关数据列于下

表2-1中。

表2-1方案的比较

方案号

电动机型号

额定功率

/kw

同步转速

/（r/min）

满载转速

一

Y100L2-4

3.0

1500

1420

二

Y132S-6

1000

960

由i=nm/nw知，方案一的传动比i=11.80，而方案二的传动比i=7.98。

通过上述方案的比较可以看出方案一的转速较高，质量轻，价格低，总传动比更适合单级减速器，且价格低、成本较低，故选方案一较为合理。

Y100L2-4型，由【2】表12-2得电动机中心高H=100m,轴伸出部分用于装轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。

第三章、传动比及分配

1、计算总传动比

根据电动机的满载转速nm和工作机所需的nw，按下式计算，

机械传动的总传动比：

i=nm/nw（3-1）

nm=1420r/min

nw=120.31r/min

代入数据，i=11.80

在该方案中，只有V带和圆柱齿轮的传动，故i=i带×

i齿（3-2）

查【2】表3—4，i带，i齿有同时要满足的条件，取i齿==4，i带=i/i齿,则i带=2.95。

第四章传动装置的运动及动力参数计算

0轴（电动机轴）：

n0=nm=1420r/min

P0=Pd=2.97kW

T0=9550P0/n0=19.70N·

m

Ⅰ轴（减速器高速轴）：

n1=n0/i带=1420/2.95=488.4r/min

P1=P0×

η0Ι=2.97×

0.95=2.82kW

T1=9550P1/n1=55.14N·

Ⅱ轴（减速器低速轴）：

n2=n1/i齿=488.4/4=122.1r/min

P2=P1×

ηⅠⅡ=2.82×

0.97=2.71kW

T2=9550P2/n2=211.96N·

Ⅲ轴（输送机滚筒轴）：

n3=n2/1=122.1r/min

P3=P2×

ηⅡⅢ=2.71×

0.99=2.66kW

T3=9550P3/n3=208.05N·

将上述计算结果列于下表，以供查用。

表4-1传动系统的运动和动力参数

轴号

电动机

一级圆柱齿轮减速器

0轴

I轴

II轴

III轴

转速n/（r/min）

1420

488.4

122.1

112.1

功率P/（kw）

2.97

2.82

2.71

2.66

转矩T/（N·

m）

19.70

55.14

211.96

208.05

传动比i

2.95

4

1

第五章V带传动设计

1、确定计算功率

由公式Pc=KAP可确定计算功率Pc

公式中：

P—所需传递的额定功率，kW

KA—工作情况系数

根据原动机工作条件，查【1】表10-7得KA=1.2

Pc=1.2×

3=3.6kW（5-1）

2、选择V带的带型号

根据Pc=3.6kW和小带轮的转速n1=1420r/min，查【1】

图10-8选定V带型号为普通A型。

3、确定带轮的基准直径并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径dd1

查【1】图10-8可知，小带轮基准直径的推荐值为80—100mm，

查【1】表10-8取小带轮的基准直径为dd1=100m

（2）验算带速

由公式：

V=dd1n1π/60000=dd2n2π/60000（m/s）（5-2）

计算可知，v=7.43m/s

一般条件下v应控制在5m/s—25m/s,可知带速合适。

（3）计算并确定大带轮的基准直径dd2

dd2=dd1i=dd1n1/n2==290.7mm

由上式计算出来的dd2值，由查【1】表10-8中，取dd2=280mm

实际传动比i=265/90=2.94

误差为（2.94-2.91）/2.91×

100%=1.03%<

4、确定V带的中心距a和基准长度Ld，并验算小带轮包角

（1）由公式

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）（5-2）

可以算出266mm≤a0≤760mm，初取中a0=650mm。

（2）由公式：

L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd1−dd2）2/4a0（5-3）

可以算出L0=1909mm.

查【1】表10-2，取Ld=2000mm。

根据公式：

a≈a0+（Ld−L0）/2（5-4）

可以算出a=695.5mm

⑶验算小带轮的包角α1，由公式α1=180̊̊̊−57.3̊（dd2−dd1）/a×

57.3（5-5）

计算可知α1=165.17>

120°

（符合小带轮包角α1的要求）

5、计算V带的根数Z

查【1】表10-4，由线性插值法可得

P0=0.93+0.14*（1420-1200）/（1450−1200）=1.05kW

查【1】表10-5，由线性插值法可得

ΔP=0.15+0.02*（1420-1200）/（1460-1200）=0.17kw

查【1】表10-6，由线性插值法可得

Ka=0.95+0.03*（151.35°

-160°

）/（170°

−160°

）=0.924

查【1】表10-2，可得KL=1.03

由公式Z=Pc/[P0]=Pc/[（P0+ΔP0）KaKL]（5-6）

代入上面数据，可知Z=3.1（根）取整数，故Z=3根。

6、计算单根V带的预紧力F0

查【1】10-1可以查到A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，

由公式F0=500（2.5/Ka−1）Pc/（Zv）+qv2（5-7）

代入数据求得F0=143.26N

7、计算V带对轴的压力Q

根据公式Q=2ZF0sin（a1/2）（5-8）

=852.37N

代入数据计算可得Q=852.37N

第六章标准圆柱直齿轮传动设计

1、选择齿轮材料、热处理方法

根据工作条件，采用的减速器是闭式软齿面传动。

查【1】表12-1得：

小齿轮45钢调质处理HBS1=250

大齿轮45钢正火处理HBS2=200

2、确定材料许用接触应力

查【1】表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：

σHlim1=480+0.93（HBS1−135）=586.95MPa

σHlim2=480+0.93（HBS2−135）=540.45MPa

查【1】表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力分别为：

[σHl]=σHlim1/SHlim=586.95MPa

[σH2]=σHlim2/SHlim=540.45MPa

3、根据设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行计算

由公式d1≥[（KT1/ϕ）*（u+1）/u*[3.54*ZE/[Q

H]]2]1/3（6-1）

式中：

u为齿数比4；

小齿轮的转矩T1=55140N⋅mm;

查【1】12-3，取载荷系数K=1.1；

查【1】12-4，查取弹性系数ZE=（189.8）（MPa）1/2；

根据闭式软齿面齿轮传动通常取0.3~1.4，这里取齿宽系数ϕd=1;

[QH]以较小值[QH2]=540.45MPa带入。

故

d1≥[（ΚΤ1/ϕ）∗（u+1）/u*[3.54*ZE/[QH]]2]1/3（6-2）

将数据代入，得：

d1》=45.26mm

4、几何尺寸计算

齿数：

由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值Z1=20~40，取Z1=24；

则Z2=Z1×

i齿=96

实际齿数比u=Z2/Z1=3.98

模数：

m=d1/Z1=1.88mm

查【1】表5-1，将m转换为标准模数，取m=2

中心距：

a=m（Z1+Z2）/2=2*（30+120）/2

=120mm

齿宽：

b2=ϕdd1=45.26mm取整b2=45

b1=b2+（5~10）=（65~70）mm，取b1=52mm

5、校核齿根弯曲疲劳强度F

由校核公式：

σF=2KT1YFYS/bd1m（6-2）

查【1】表12-5，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为：

Z1=24时，YF1=2.65YS1=1.58

Z2=96时,用线性插值法

YF2=2.218

YS2=1.774

查【1】表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为：

σFlim1=190+0.2（HBS1−135）=213MPa

σFlim2=190+0.2（HBS2−135）=203MPa

查【1】表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数SFlim=1.0，两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为：

[σF1]=σFlim1/SFlim=213MPa

[σF2]=σFlim2/SFlim=203MPa

将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为：

σF1=2KT1YF1YS1/（bd1m）=124.76MPa<

[σF1]=213MPa

σF2=2KT1YF2YS2/（bd1m）=117.24MPa<

[σF2]=203MPa

所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。

6、齿轮其他尺寸的计算

分度圆直径d1=mz1=48mm

d2=mz2=192mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2ha=52mm

da2=d2+2ha=196mm

齿根圆直径：

df1=d1−2hf=43mm

df2=d2−2hf=185mm

a=120mm

b1=52mm，b2=45mm

7、齿轮的圆周速度

V=πn1d1/（60*1000）=1.16m/s

查【1】表12-2，这里选择齿轮精度为8级。

第七章轴的设计

1、输出轴（低速轴）的设计

（一）选择轴的材料和热处理方法，并确定许用应力

设计需要为普通用途，中小功率的减速器，选用45钢正火处理。

查【1】16-1，σb=600MPa,查【1】16-5得[σb]-1=55MPa

（二）估算轴的最小直径

查【1】16-2，取A=110，根据查【1】公式16-1得

d≥Α（P/n）1/3=110×

（2.71/122.1）^1/3=31.91mm，考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即31.91×

1.05=32.46mm，

查【1】表16-3可知，选取最小直径应为35.5.

（三）轴的结构设计并绘制结构草图

（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度

绘制轴的计算简图

图7-1

定位轴肩：

当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-1中的d1与d2，d4与d5,d6与d7的轴肩。

查[1]图16-11，可知,为保证零件与定位面靠紧，轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。

一般取定位轴肩高度h=（0.07～0.1）d，轴环宽度b≥1.4h。

查[2],有配合或安装标准件的直径：

轴上有轴、孔配

符合要求的直径，如图7-1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4,d1。

一般应取标准值（见查[1]表16-3）。

另外，安装轴承及密封元件处的轴径d2,d7和d3，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。

查[2]（P43），非定位轴肩：

轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为（1～3）mm，如图7-1中的d2与d3，d3与d4，d5与d6处的直径变化.因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，d1=35.5mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为：

考虑在d2处联轴器用轴肩实现轴向定位，所以

d2=d1+2×

（0.07～0.1）d1=40.47～42.6mm

取d2=42.5mm。

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2。

所以：

d3=d2+（1～3）=43.5～45.5mm，d3要满足轴承基本型号，

故选d3=45mm（满足轴承基本型号）

为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,所以，d4=d3+（1～3）=46～48mm，d4处安装齿轮一般取标准值，查[1]表16-3。

可知，取d4=47.5mm。

考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位，所以，d5=d4+2×

（0.07～0.1）d4=54.15～57mm，取d5=55mm。

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=45mm。

d6与d7用轴肩实现轴向定位，齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6，根据轴承安装直径，,，查手册取d6=52mm.

（3）选择轴承型号

由于d7和d3两处都安装轴承，初选深沟球轴承，查[2]

表15-4，可知，轴承代号为6209，轴承宽度B=19mm，安装尺

寸为damin=52mm，所以可知d6=52mm。

（4）确定各轴的长度

如图7-1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定.轮毂宽度l与孔径有关，一般情况下，轮毂宽度l=（1.2～1.6）d，最大宽度lmax`≤（1.8～2）d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于（1.6～1.8）d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l应较轮毂宽l`短2～3mm，以保证轴上零件定位可靠。

由于d1=35.5mm，

l1=（1.2～1.6）×

d1-2=（1.2～1.6）×

35.5-2=40.6～54.8mm

取l1=42mm；

l4=（1.2～1.6）×

d4-2=（1.2～1.6）×

47.5-2=55～74mm.

取l4=60mm；

因为轴端倒角45度，l7=B3+1=19+1=20mm

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁的距离，取套筒长l封油环=23mm；

所以l3=B3+l封油环+（1~3）=19+1+2=42mm；

齿轮位于轴的中间，取l5=10mm（b≥1.4h），l6=11mm。

在图7-1中，l2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出

轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。

此次设计的