机械设计课程设计说明.docx
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机械设计课程设计说明
机械设计课程设计说明
设计题目：
单级直齿圆柱齿轮减速器
班级………………………安全09-1班
姓名+学号………………………王耀明（21096217）、
孙健（21096214）、王海平（21096216）、
田野（21096215）、秦坤鹏（21096213）、
苗晓博（21096211）、冯亚楠（21096201）、
刘振（21096210）
指导教师…………………………刘善增
日期…………………………2011-06-20
机械设计课程设计计算说明书目录
一、设计课题…………….……………………………………3
二、传动方案拟定…………….………………………………4
三、电动机的选择…………………………………………….5
四、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…6
五、传动装置的运动和动力设计…………………………….7
六、齿轮传动的设计………………………………………….8
七、轴的设计………………………….………………………10
八、箱体结构的设计………..…………………….…………18
九、键连接的设计……………………………………………20
十、设计小结…………………………………………………21
十一、参考文献………………………………………………23
一、设计课题：
设计一用于带式运输上的一级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作，单向运转载荷平稳，空载启动。
减速器小批量生产，使用期限10年，两班制工作，运输带允许速度误差为5%。
原始数据
题号
A1
滚筒圆周力
（KN）
4.5
速度V
滚筒速度（m/s）
1.1
卷筒直径D
（mm）
350
计算过程及计算说明
二、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器
１、工作条件：
单项运转，有轻微振动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度允许误差为±5%。
２、原始数据：
滚筒圆周力F=4500N；
滚筒速度V=1.1m/s；
滚筒直径D=350mm；
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器5.滚筒6.运输带
三、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ／ηa （kw）
由式
（2）：
ＰＷ＝Ｆv/1000（kw）
因此 Pd=Fv/1000ηa（kw）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２３×η３×η４×η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４=0.97,η5=0.96
则：
η总=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96
=0.83
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =Fv/1000η总
=（4500×1.1）/（1000×0.83）
=5.96kw
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·v/（π·D）
=（60×1000×1.1）/（350·π）
=60.05r/min
根据手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ′=3～5。
取Ｖ带传动比Ｉ１′=２～４。
则总传动比理论范围为：
Ｉa′＝６～２４。
故电动机转速的可选范为
N′d=I′a×n卷筒
=（6～24）×60.05
=360.3～1441.2r/min
根据功率和转速，由相关手册查出适用的电动机型号：
Y132M-4
主要技术性能:
额定功率:
Pd=7.5kw满载转速:
nm=1440r/min
四、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
i总=nm/n=nm/n卷筒
=1440/60.05=23.98
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
i总=i带×i齿轮（式中i带、i齿轮分别为带传动和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~7合理）
i带=i总/i齿轮=23.98/6=3.99
五、传动装置的运动和动力设计：
1、计算各轴的输入功率：
⑴计算各轴转速（r/min）
n电机=1440r/min
Ⅰ轴：
nI=n/i带=1440/7.99=180.23r/min
Ⅱ轴：
n
=nI/i齿轮=180.23/3=60.08r/min
（2）计算各轴的功率（kw）
Ⅰ轴：
P
=Pd×η1=5.96×0.96=5.72kw
Ⅱ轴：
P
=P
×η2×η3=5.72×0.98×0.97=5.44kw
卷筒轴：
PⅢ=P
×η2×η4=5.72×0.98×0.99
=5.55kw
⑶计算各轴扭矩（N·mm）
电动机轴输出转矩为：
Td=9550×Pd/Nm=9550×5.96/1440=39.53N·m
Ⅰ轴:
T1=9550×P
/n1=9550×5.72/180.23N·m
=303.09N·m
Ⅱ轴:
TⅡ=9550×5.44/60.08N·m=864.71N·m
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·η2·η4
=864.71×0.98×0.99N·m
=838.94N·m
2、计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P′Ⅰ=PⅠ×η轴承=5.72×0.98=5.61Kw
P′Ⅱ=PⅡ×η轴承=5.44×0.98=5.33Kw
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：
T′Ⅰ=TⅠ×η轴承
=303.09×0.98=297.03N·m
T′Ⅱ=TⅡ×η轴承
=864.71×0.98=847.42N·m
六、齿轮传动的设计：
1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级、确定许用应力。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为197~286HBS，[
Hlim]=600Mpa,[
FE]=470Mpa；大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度197~286HBS,[
Hlim]=560Mpa，[
FE]=420Mpa，取SH=1.0，SF=1.25
齿轮精度初选8级
[
H1]=
=
Mpa=600Mpa
[
H2]=
Mpa=560Mpa
[
F1]=
Mpa=
Mpa=376Mpa
[
F2]=
=
Mpa=336Mpa
2、初选主要参数
Z1=30，u=3
Z2=Z1·u=30×3=90
取ψd=0.8
3、按齿面接触强度设计
载荷系数取K=1.2
转矩:
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.61/180.23N·mm
=297000N·mm
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
=
mm
=94.84mm
模数：
m=d1/Z1=94.84/30=3.16mm
取标准模数：
m=3.25mm
分度圆直径：
d1=mZ1=3.25×30mm=97.5mm
d2=mZ2=3.25×90mm=292.5mm
a=m×（Z1+Z2）=3.25×（30+90）/2=195mm
齿宽：
b=ψdd1=0.8×94.84mm=75.87mm
取b=75mmb1=80mm
4、校核齿根弯曲疲劳强度
根据齿数Z1=30,Z2=90得
YFa1=2.52YSa1=1.625
YFa2=2.20YSa2=1.78
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
5、齿轮的圆周速度
故选择8级精度合适。
七、轴的设计
1、齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=5.72Kw
转速为nⅠ=180.23r/min
查表取c=115
d≥
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=36.41×（1+5%）mm=38.23mm
∴选d=40mm
2、轴的结构设计
（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Ⅰ段：
d1=55mm长度取L1=70mm
段:
d2=d1+8=53+6=61mm
∴d2=61mmL2=70mm
段直径d3=65mm
初选用6013型深沟球轴承，其尺寸为d×D×B=65×100×18，那么该段的直径为d3=65mm，长度为L3=16mm
Ⅳ段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=70mm，长度取L4=10mm
Ⅴ段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为100mm，分度圆直径为97.5mm，齿轮的宽度为80mm，则，此段的直径为d5=100mm，长度为L5=120mm
Ⅵ段直径d6=70mm.长度L6=10mm
Ⅶ段直径d7=65mm，长度为L7=16mm
（2）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=97.5mm
②求转矩：
已知T2=297000N·mm
③求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×297000/97.5=6092.308N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=6092.308×tan200=2217.419N
⑤根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
FA=FB=Ft/2=3046.154N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么FA’=FB’=Fr×87.5/175=1108.7095N
⑥画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=FA×87.5=266.538Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=FA’×87.5=97.012Nm
合成弯矩：
⑦画转矩图：
T=Ft×d1/2=6092.308×97.5/2=297Nm
⑧画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
⑨判断危险截面并验算强度
A、右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=334.97Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·d43）
=334.97×1000/（0.1×703）=9.77MPa<［σ-1］
B、右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·d13）
=178.2×1000/（0.1×553）=10.710MPa<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=5.44kw
转速为nⅡ=60.08r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=75mm，根据计算转矩TC=KA×T2=1.3×297=386.14Nm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ6型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=142mm,轴段长L1=140mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d2=80mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=54mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6017型轴承，其尺寸为d×D×B=85×130×22，那么该段的直径为d3=85mm，长度为L3=40mm
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为450mm，则第四段的直径取d4=90mm,齿轮宽为b=115mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=113mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为d5=96mm,长度取L5=15mm
右起第六段，，取轴径为d6=85mm，L6=20mm
右起的七段，该段为滚动轴承安装出处，取d7=80mm，长度L7=21mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：
d1=450mm
作用在齿轮上的转矩为：
T1=2.13×10
N·mm
求圆周力：
Ft
Ft=2T1/d1=2×2.13×106/450=9466.67N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=9466.67×tan200=3445.59N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
FA=FB=Ft/2=4733.34N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么FA’=FB’=Fr×86.5/173=1722.80N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=FA×86.5=409.43Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=FA’×86.5=149.02Nm
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T=Ft×d2/2=2130Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=1350.23Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·d43）
=1350.23×1000/（0.1×903）=18.52Mpa<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·d13）
=1278×1000/（0.1×753）=30.29Mpa<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
八、箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
机座壁厚
δ
机盖壁厚
δ1
机座凸缘厚度
b
机盖凸缘厚度
b1
机座底凸缘厚度
b2
地脚螺钉直径
df
地脚螺钉数目
n
轴承旁联结螺栓直径
d1
机盖与机座联接螺栓直径
d2
联轴器螺栓d2的间距
l
轴承端盖螺钉直径
d3
窥视孔盖螺钉直径
d4
定位销直径
d
df，d1,d2至外机壁距离
C1
df，d2至凸缘边缘距离
C2
轴承旁凸台半径
R1
凸台高度
h
外机壁至轴承座端面距离
l1
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
齿轮端面与内机壁距离
△2
机盖、机座肋厚
m1,m2
轴承端盖外径
D2
轴承端盖凸缘厚度
t
轴承旁联接螺栓距离
S
9、键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=55mm,L1=70mm
查手册得，选用C型平键，得：
键C16×10GB/T1096-2003L=L1-b=70-16=54mm
T=Td=39.53N·mh=10mm
σp=4·T/（d·h·L）
=4×39.53×1000/（55×10×54）
=5.323Mpa<[σP]（110Mpa）
2、输出轴与带联接用平键联接
轴径d1=75mmL1=140mmTⅡ=847.42Nm
选用C型平键
键20×12GB/T1096-2003
l=L1-b=113-20=93mmh=12mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×847.42×1000/（75×12×93）
=40.50Mpa<[σp]（110Mpa）
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=90mmL3=113mmTⅡ=864.71Nm
选用A型平键
键25×14GB/T1096-2003
l=L3-b=113-25=88mmh=14mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×864.71×1000/（90×14×88）
=31.20Mpa<[σp]（110Mpa）
十、设计小结
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。
对于每一个事物都会有第一次的吧，而每一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几小时，十几个小时不停的工作进行攻关；最后出现成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘了，要不断的翻资料、看书，和同学门相互讨论。
虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了以前没有学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
设计中总会遇到一些困难，有些数据不好选，有时算不对，部分机械零件不会画。
由于我们对的制图能力有限，增加了难度。
困难是很多的，但是这些都能克服。
通过这次课程设计，让我更深的理解机械的原理，使我提高了自己的动手能力，也是我在设计时学会了严谨的态度。
虽然这次设计不太好，但是给我的帮助是很大的。
我进一步掌握的理论的知识，也结合实际，使我的理论结合实际能力增强。
11、参考文献
《机械设计基础》第五版高等教育出版社杨可桢程光蕴李仲生
《机械设计简明手册》国防工业出版社主编：
杨黎明杨志勤
《机械设计课程设计指导书》高等教育出版社主编:
龚溎义
《机械设计手册》化学工业出版社主编：
成大先
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