广东工业大学机械制造的课程设计报告

课程设计

课程名称机械设计

题目名称减速器设计

学生学院机电工程学院

专业班级 13级微电子（1）班学号

学生姓名

指导教师

2015年 1月15日

一.计算各轴传动参数 (3)

二.带传动设计 (4)

三，高速级齿轮设计 (5)

四.低速级齿轮计算 (10)

五.轴系设计 (12)

六. 润滑与密封方式的选择 (17)

八.减速器附件的选择 (18)

九.其他技术说明 (19)

十.总结 (19)

参考文献 (20)

致谢 (20)

一.计算各轴传动参数

筒直径D(mm)=400 输送带速度V(m/s)=1.7 输送带拉力F(N)=2120

电机功率的选择:

总：由电动机到工作机之间的总效率

电动机所需功率 选择电机型号为Y132S-4型

计算工作机的转速： 总的传动比：

分配各级传动比；

解得 ：

计算各轴的转速：

计算各轴的功率： 计算各轴的扭矩：

各轴传动参数表

kw Fv P w 604.310007

.121201000=?==

1.确定计算功率ca P

由表8-8查的工作情况系数A K =1.1，故 2.选择

V 带的类型

根据ca P ，1n 由图8-11选用A 型。 3.确定带轮的基准直径

d d 并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径1d d ，取小带轮的基准直径1d d =90mm 2）验算带速v 。

因为5s m ?v ?30s m ，所以带速适合。 3）计算大带轮的直径。 取标准值180mm 4.确定

v 带的中心距和基准长度d L

1）初定中心距4000=a mm 。 2）计算带的基准长度

由表8-2选择带的基准长度 d L = 1250mm 3）计算实际的中心距0a

中心距的变化范围为392-449mm 5.验算小带轮上的包角1a

mm

a d d d d a L d d d d d 1229400

4)90180()18090(240024)()(222

02122100≈?-++?+?=-+++≈ππ

mm L L a a d d 4112

1229

1250400200≈-+=-+

≈

mm

d d 1802= 6.计算带的根数z

1）计算单根v 带的额定功率r p 。

由1d d =90mm 。1n =1440min r ，查表得0p =1.064kw 根据1n =1440min r ，i=2和A 型带，查表得0p ?=0.17kw 。 查表得96.0=a k ，L k =0.93.于是

2）计算带的根数

取5根。 7.计算单根

v 带的初拉力0F

8.计算压轴力P F

9.主要设计结论。

选用A 型V 带5根，带基准长度1250mm 。带轮基准直径1d d =90mm ，

中心距控制在a=392-449mm 。单根初拉力0F =120.64N 。

三.高速级齿轮设计

1.选用精度等级，材料及齿数。

1).压力角ο

20=α.

2)齿轮精度选用7级精度。

3)材料选择：小齿轮用45号钢，调质处理，齿面硬度240HBS 。大齿轮用45号钢，正火处理，齿面硬度190HBS 。软齿面。

4)选用小齿轮齿数241=z ，大齿轮齿数72.842453.312=?==iz z ，取852=z

2.按齿面接触疲劳强度设计。

kw

K K P P P L A r 102.193.096.0)17.0064.1()(00=??-=???+=3.4104

.1895.4≈==

r ca p P z N

qv zv K P K F a ca a 64.12078.6105.0895.478

.6596.096

.05.2500)5.2(500

220≈?+???-?=+-=N

a zF F P 65.11982

167sin 64.120522sin 210≈???==ο

（1）试算小齿轮的分度圆直径。即

1）确定公式中的各个参数值。

?计算小齿轮的转矩m N T 4

11031.5?=

?试选载荷系数3.1=Ht K ?选用齿宽系数1=d φ ④初选螺旋角ο14=β ⑤查得区域系数=H Z 2.433

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数εZ 查的材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa ⑦螺旋角系数985.014cos cos ≈==ο

ββZ ⑧计算接触疲劳许用应力[]H σ。

由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa H 5501lim =σ MPa H 3702lim =σ

计算应力次数小齿轮9

11106589.1)830082(7206060?=?????==h jL n N

大齿轮8

912106994.453.3/106589.1/?=?==i N N 查的接触疲劳寿命系数93.01=HN K ,04.12=HN K 取失效概率为1%，安全系数为S=1. 所以[]MPa S K H HN H 5.5111

550

93.01lim 11=?==

σσ

取两者中较小的[][]MPa H H 8.3842==σσ ⑨试算小齿轮分度圆直径

（2）调整分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度v 。 ②齿宽b 。 2）计算实际载荷系数H K

①查的使用系数1=A K

②根据v 和7级精度，查的动载系数07.1=v K

③齿轮的圆周力N d T F t t 34

11110211.2029

.481031.522?=??==，

查表得齿间载荷分配系数

④用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置是 则载荷系数为419.1=βH K 126

.2419.14.107.11=???==βαH H v A H K K K K K

62.21=Fa Y h

b /h

3)按实际载荷系数算的的分度圆直径

及相应齿轮模数

按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）试算齿轮模数，即

1）试确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数 ②计算弯曲疲劳强度的重合度 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

④计算[]F aa

Fa Y Y σ。 当量齿数

，

查图得齿形系数

由图查的应力修正系数

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳系数分别是 由表查的弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数

得 因为大齿轮的 大于小齿轮的，所以取 2）计算模数 （2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v ②齿宽

③齿高及宽高比 2）计算实际载荷系数 ①根据v=1.371m/s ，7级精度，由图查得动载荷系数 ②由

查表得齿间载荷分配系数 ③用插值法得 结合 查图得 则载荷系数为

3)按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模

数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 ；为了同时满足接触疲劳强度，

按需接触疲劳强度算的的分度圆直径 来计算小齿轮的齿数， 即 。 取 ，则 ，取 。 mm

K K d d Ht H t 374.573

.1126

.2029.483311≈?==mm z d m n 320.224/14cos 374.57/cos 11≈?==οβ3.1=Ft K 27.2614cos /24cos /3311===οβz z v 05

.9314cos /85cos /3322===οβz z v 21.22=Fa Y []MPa

F 3801lim =σ87.01=FN K 92

.02=FN K 4.1=S F K 4.1=Fa K 416.1=βH K 99

.10/=h b 34.1=βF K mm m n 2=mm d 374.571=83.272/14cos 374.57/cos 11=?==οn m d z β281=z 84

.982853.312=?==iz z 992=z

4.几何尺寸的计算。 （1）计算中心距 取 。

（2）修正螺旋角

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。 （4）计算齿轮宽度

取

5.主要设计结论。

齿数992821==z z 模数mm m 2=，压力角ο20=α，螺旋角ο333.12=β，变

为系数00

21==x x ，中心距mm a 130=，齿宽mm

b mm b 635812==mm a 130=mm d b d 37.5737.5711=?==φmm b 582=mm b

631

=

四.低速级齿轮计算

1.选用精度等级，材料及齿数。

1).压力角ο

20=α.

2)齿轮精度选用7级精度。

3)材料选择：小齿轮用45号钢，调质处理，齿面硬度240HBS 。大齿轮用45号钢，正火处理，齿面硬度190HBS 。软齿面。

4)选用小齿轮齿数241=z ，大齿轮齿数48.602452.212=?==iz z ，取602=z

2.按齿面接触疲劳强度设计。

（1）试算小齿轮的分度圆直径。即

1）确定公式中的各个参数值。

?计算小齿轮的转矩m N T 5

21080.1?=

?试选载荷系数3.1=Ht K ?选用齿宽系数1=d φ ④初选螺旋角ο14=β ⑤查得区域系数=H Z 2.433

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数εZ 查的材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa ⑦螺旋角系数985.014cos cos ≈==ο

ββZ ⑧计算接触疲劳许用应力[]H σ。

由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa H 5501lim =σ MPa H 3702lim =σ

计算应力次数小齿轮8

111070.4)830082(97.2036060?=?????==h jL n N

大齿轮8

8121087.152.2/1070.4/?=?==i N N 查的接触疲劳寿命系数03.11=HN K ,07.12=HN K 取失效概率为1%，安全系数为S=1. 所以[]MPa S K H HN H 5.5661

550

03.11lim 11=?==

σσ

取两者中较小的[][]MPa H H 9.3952==σσ ⑨试算小齿轮分度圆直径

（3）调整分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度v 。 ②齿宽b 。 2）计算实际载荷系数H K

①查的使用系数1=A K

②根据v 和7级精度，查的动载系数03.1=v K

③齿轮的圆周力N d T F t t 35

11110909.433

.73108.122?=??==，

查表得齿间载荷分配系数

④用插值法查得7级精度

小齿轮相对支承非对称布置是 则载荷系数为 3)按实际载荷系数算的的分度圆

直径

及相应齿轮模数

按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）试算齿轮模数，即

1）试确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数 ②计算弯曲疲劳强度的重合度 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

④计算[]F aa

Fa Y Y σ。

当量齿数 查图得齿形系数 由图查的应力修正系数

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳系数分别是 由表查的弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳安全系数

得 因为大齿轮的 大于小齿轮的，所以取 3）计算模数 （3）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

425

.1=βH K 055.2425.14.103.11=???==βαH H v A H K K K K K 3.1=Ft K 27

.2614cos /24cos /3

311===οβz z v []MPa

F 3801lim =σ92.01=FN K 95

.02=FN K 4.1=S

mm

d b d 169.54169.5411=?=?=φh

①圆周

速度v

②齿宽 ③齿高 及宽高比

2）计算实际载荷系数 ①根据v=0.579m/s ，7级精度，由图查得动载荷系数 ②由

查表得齿间载荷分配系数

③用插值法得

结合 查图得 则载荷系数为 3)按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模

数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 ；为了同时满足接触疲劳强度，

按需接触疲劳强度算的的分度圆直径 来计算小齿轮的齿数， 即 。 取 ，则 取 5.几何尺寸的计算。 （1）计算中心距 取 。

（2）修正螺旋角

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。 （4）计算齿轮宽度

取

5.主要设计结论。

齿数712821==z z 模数mm m 3=，压力角ο20=α，螺旋角ο931.13=β，变

为系数00

21==x x ，中心距mm a 153=，齿宽mm b mm b 928712==。

五.轴系设计

1.低速速轴的设计。

1）功率kw p 964.33=mm

N T r n ??==5

331035.4min,/94.80,转矩转速

2）作用在齿轮的力

3）.初步确定轴的最小直径。 考虑键槽的影响，增大3%，则； 4）各段的直径。

① 1d =42mm ；②半联轴器需要定位，故设计一定位轴肩，定位轴肩的高度

()

()mm m c h h nt n an 9275.419.225.0122=?+?=+=*

*F K 99

.10/=h b 420.1=βH K 99

.10/=h b 35.1=βF K 6524.135.12.102.11=???==βF Fa v A F K K K K K mm m n 3=mm d 422.851=628.273/14cos 422.85/cos 11=?==οn m d z β281=z 56.702852.212=?==iz z 712=z mm a 153=mm b

921=

h=(0.07~0.1)1d ， h =2.94~4.2mm ，此处安装毡圈，查标准工作内径为50mm ，因此2d =50mm ；③与轴承配合，轴承内径有标准系列，取3d =55mm.同时选择角接触轴承，型号为7211AC ；④按照轴承的安装尺寸，查手册，h=(0.07~0.1)

3d =3.85~5.5mm ，取4d =65mm ；⑤轴环的直径用来定位齿轮，设计一定位轴肩，取5d =70mm ；⑥该段为安装齿轮处，取6d =60mm ；⑦一根轴两端的轴承同型号，取7d =55mm 。

5）各段的长度。

① 6d 轴段与齿轮配合，为保证固定可靠，应使该轴段的长度略短于齿轮轮毂宽，取mm L 856=；②5d 轴段为轴环，长度L 大于（1.5~2）h ，h=5，取mm L 105=；③4d 轴段根据齿轮与内壁距离和3d 轴段的长度，取4L =83.5mm ；④3d 轴段安装轴承，考虑非定位轴肩，取3L =22mm ；⑤2d 轴段外伸，按外伸轴长度的设计方法确定2L =39mm ；⑥1d 轴段安装联轴器，为保证固定可靠，取1L =112mm ；⑦7d 轴段，根据轴承宽度和齿轮与内壁距离，确定7d =45.5mm 。 6）轴的强度校核计算

轴上的载荷：

校核轴的强度：

7）轴承寿命计算。选取7211AC, 8）轴承的径向载荷 9)轴承的轴向载荷 取载荷系数

为1.1，

e=0.68,5.1=p f ，因为

e F F

e F F r a r a ≥===02.268.02211，

故N

F f P r p 89.426511==

轴承寿命h P C n L r h 4192597)(60103

10

6==，寿命足够。

2.中间轴的设计

1）m in /97.203,846.333r n kw P ==转速功率 2）求作用在齿轮上的力。

大齿轮直径mm d 68.2022= 小齿轮直径mm d 56.863=，

3）轴的结构设计。

4）（1）确定轴各段的直径，最小直径mm mm n p A d 193.2833

.267264.411233

=?=≥

查轴承标准尺寸确定第1段以及第5段直径为=1d 30mm ，同时选定轴承型号70206AC ；第2段定位轴肩，直径取=2d 36mm ；第3段装齿轮，直径取85mm ；第4段齿轮定位轴肩=4d 40mm;第五段装齿轮，=5d 34mm ；第六段装轴承=6d 30mm 。

（2）确定轴各段的长度，按从里向外的顺序进行。 第1段取30mm ；第2段取7mm ；第3段取92mm ；第4段取10.5mm ；第5段取56mm ； 第六段取41.50。 4

910）轴承的径向载荷 10)轴承的轴向载荷 取载荷系数

为1.1，

e=0.68,5.1=p f ，因为e F F

e F F r a r a ≥===71.068.02211，

故

N

F f P r p 3.418811==

轴承寿命h P C n L r h 501860)(60103

10

6==，寿命足够。

3，高速轴的设计。 1）

mm

N T r n kw P ?===53100min /720,005.4111转矩转速功率

2）求作用在齿轮上的力。已知高速级大齿轮的分度圆直径， 3）轴的结构设计。

（1）

先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,

根据课本取112=o A 最小直径mm mm n p A

d 199.20720

005.411433

=?=≥ 考虑到键槽的削弱，轴径增大3％～7％，且最小端与带轮轴孔配合，

80.2003.1199.20min =?

=d ,

将d min 圆整为22m 。

第一段外伸轴取22mm ；第二段查毡圈标注尺寸取25mm ；第三段安装轴承，根据轴承标准值取30mm ；第四段定位轴承取36mm ；第五段加工齿轮取57mm ；第六段为过渡段取34mm ；第七段安装轴承为30mm 。 （2）确定轴各段的长度。

第一段根据带轮决定，取35mm ；第二段取41mm ；第三段根据轴承宽度取17mm ；第四段取109mm ；第五段根据齿轮宽度取63mm ；第六段取7mm ，第七段取30mm 。 4）轴的强度校核。 （1）求轴上的载荷。

（2）校核轴上的强度。

11）（3）

轴承寿命计算。选取7206AC, 12）轴承的径向载荷 11)轴承的轴向载荷 取载荷系数

为1.1，

e=0.68,5.1=p f ，因为

e F F

e F F r a r a ≥===77.268.02211，

故N

F f P r p 220511==

轴承寿命h P

C n L r h 602531)(60103

10

6==，寿命足够。

六. 润滑与密封方式的选择

6.1.对于齿轮的润滑

通用的闭式齿轮传动的润滑方法是根据齿轮的圆周速度的大小决定的。

中间轴的大齿轮速度计算是：

由上面的计算可知道齿轮的线速度都大于2m/s,因此可以用油润滑。

6.2.轴承滑方式的选择

轴承采用溅油润滑

润滑油应半年重新更换或添加

6.3.密封方式的选择

由于使用油润滑，所以箱体内部用封油盘密封，输出输入轴端用毛毡圈（JB/ZQ 4406-1986）密封。

七.箱体的结构设计

通气塞罩:选用通气螺塞M24，材料为Q235

轴承盖及套杯：选用凸缘式轴承盖，材料为HT150 油面指示器：选用油标尺，材料Q235A·F

窥视孔与视孔盖：选用板结构视孔盖，长度=120mm，材料Q235A·F

螺塞：选用D=30mm的螺塞，材料Q235A

起吊装置：选用箱盖吊耳与箱座吊耳

九.其他技术说明

1.装配前箱体与其他铸件不加工面应清理干净，除去毛边、毛刺，并浸涂防锈漆；

2.零件在装配前用煤油清洗，轴承用汽油清洗干净；

3.齿轮装配后应用涂色法检查接触斑点，圆柱齿轮沿齿高不小于40%，沿齿长不小于50%；

4.调整、固定轴承时应留有轴向间隙0.05~0.1mm；

5.减速器内装L-AN22全损耗系统用油，油量达到规定深度；

6.减速器内壁涂耐油油漆，减速器外表面涂灰色油漆；

7.减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，箱体剖分面应涂以密封胶或水玻璃，不允许使用其他任何填充料；

8.按试验规程进行试验。

十.总结

这次关于减速器的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD 实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等课程于一体。

2、这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际，解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4、本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.

5、设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考文献

[1] 濮良贵，陈国定，吴立言主编.机械设计[M].北京：高等教育出版社，2013,5.

[2] 林怡青,谢宋良,王文涛.机械设计基础课程设计指导书[M].北京：清华大学出版社，2012.

[3] 冯开平,左宗义.画法几何与机械制图.第二版[M].广州：华南理工大学出版社，2010,7.

[4] 濮良贵,陈国定,吴立言.机械原理[M].高等教育出版社，2000,8

[5] 刘锋,禹奇才.工程力学（材料力学部分）[M].华南理工大学出版社，2002,8.

致谢

本设计是在我的指导教师路家斌老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从本次课程设计的开始到最终完成，路老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！在课程设计进行的过程中，遇到了很多的问题，在老师的耐心指导下，问题都得以解决。所以在此，再次对老师道一声：老师，谢谢您！

不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于各位同学的帮忙，每一次大家的积极讨论以及表达自己的想法，都对我的设计起到很大的帮助，并在设计中得以体现。正是有了他们的悉心帮助和支持，才使我的课程设计工作顺利完成。

最后再一次感谢所有在毕业设计中曾经帮助过我的良师益友和同学。