一级减速器机械设计基础课程设计.doc

课程设计任务书
一、设计题目
带式输送机传动装置

已知条件：
1.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为±0.5%；
2.使用折旧期：五年；
3.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
4.滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。
原始数据表
参数
题号
1
2
3
4
5
运输带工作拉力F/（KN）
3.2
3.4
3.5
2.8
2.6
运输带工作速度V/（m/s）
1.5
1.6
1.8
1.5
1.4
卷筒直径D/(mm)
400
400
400
450
450
参数
题号
6
7
8

运输带工作拉力F/（KN）
2.4
2.2
2.1

运输带工作速度V/（m/s）
1.5
1.4
1.5

卷筒直径D/(mm)
400
400
500

选择的题号为 5 号
数据为：
运输带工作拉力F = 3200 N
运输带工作速度v = 1.5 m/s
卷筒直径D = 400 mm
二、主要内容
1.拟定和分析传动装置的设计方案；
2.选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；
3.进行传动件的设计计算及结构设计，校核轴的强度；
4.绘制减速器装配图；
5.绘制零件工作图；
6.编写设计计算说明书。
三、具体要求
本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务：
1.绘制减速器装配图1张（A2图纸）；
2.零件工作图2张（齿轮和轴，A4图纸）；
3.设计计算说明书1份，约3000字左右。
四、进度安排

次序
设计内容
时间分配（天）
1
指导老师介绍课程设计注意事项
1
2
拟定设计方案
1
3
传动件的设计计算
2
4
画装配图
2
5
画零件图
2
6
编写设计说明书
2

五、成绩评定

目 录
一 设计任务的分析 1
1.1本课程设计的目的 1
1.2 本课程设计的内容、任务及要求 1
1.2.1课程设计的内容 1
1.2.2课程设计的任务 1
1.2.3 课程设计的要求 1
1.3 课程设计的步骤 2
1.3.1设计准备工作 2
1.3.2 总体设计 2
1.3.3传动件的设计计算 2
1.3.4装配图草图的绘制 2
1.3.5装配图的绘制 2
1.3.6 零件工作图的绘制 2
1.3.7 编写设计说明书 2
二 传动装置的总体设计 3
2.1选择电动机 3
2.1.1选择电动机类型 3
2.1.2选择电动机的容量 3
2.1.3 确定电动机转速 3
2.2 计算总传动比和分配传动比 4
2.2.1 总传动比 5
2.2.2 运动和动力参数计算 5
2.3 传动零件的设计计算 5
2.3.1 V带的设计 5
2.3.2 齿轮的设计 6
2.3.3 轴的设计 8
2.3.4 输出轴的强度校核 10
2.3.5 轴承的校核 12
2.3.6 键的选择 14
三 箱体的选择和确定 15
参考文献 16

一 设计任务的分析
1.1本课程设计的目的
(1)通过课程设计使学生运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，是学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
（3）提高学生机械设计的基本能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生具有查阅设计资料（标准手册、图册等）的能力，掌握经验估算等机械设计的基本技能，学会编写一般的设计计算说明书。

1.2 本课程设计的内容、任务及要求
1.2.1课程设计的内容
（1）拟定和分析传动装置的设计方案；
（2）选择电动机，计算传动装置的运动的动力参数；
（3）进行传动件的设计计算及结构设计，校核轴、轴承、联轴器、键等零部件的强度，选择润滑和密封方式；
（4）绘制减速器装配图；
（5）编写设计计算说明书，准备答辩。

1.2.2课程设计的任务
（1）绘制减速器装配图1张用A1或A0图纸绘制）；
（2）绘制零件工作图1～2张A4或A3（齿轮、轴、箱体等）；
（3）编写设计计算说明书一份。

1.2.3 课程设计的要求
在课程设计前，应认真阅读任务书，了解设计题目及设计内容，搞清楚所要设计的传动装置包含哪些机构及传动路线。如果任务书中没有给出传动简图，则应首先了解设计的已知数据及工作类型，并对所学的有关传动机构的运动特点、总体传动性能及某些传动数据的常用范围进行复习，然后根据工作的要求将有关机构进行不同的组合，画出不同的传动简图，依据先修知识，选出1～2种较合理的传动方案，同时进行设计（在进行装配图设计之前，对两种传动的数据进行比较，选择最合理的一组进行后续设计）。上述工作完成之后，应认真阅读课程设计指导书有关总体及传动设计计算的章节，开始设计计算。

1.3 课程设计的步骤
1.3.1设计准备工作
（1）熟悉任务书，明确设计的内容和要求；
（2）熟悉设计指导书、有关资料、图纸等；
（3）观看录像、实物、模型或进行减速器装拆实验等，了解减速器的结构特点与制造过程。

1.3.2 总体设计
（1）确定传动方案；
（2）选择电动机；
（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；、
（4）计算各轴的转速。功率和转矩。

1.3.3传动件的设计计算
（1）计算齿轮传动、带传动、的主要参数和几何尺寸；
（2）计算各传动件上的作用力。

1.3.4装配图草图的绘制
（1）确定减速器的结构方案；
（2）绘制装配图草图，进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计；
（3）校核轴的强度、键连接的强度；
（4）绘制减速器箱体结构；
（5）绘制减速器附件。

1.3.5装配图的绘制
（1）画底线图，画剖面线；
（2）选择配合，标注尺寸；
（3）编写零件序号，列出明细栏；
（4）加深线条，整理图面；
（5）书写技术条件、减速器特性等。

1.3.6 零件工作图的绘制
（1）绘制齿轮类零件的工作图；
（2）绘制轴类零件的工作图；
（3）绘制其它零件的工作图。

1.3.7 编写设计说明书
（1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；
(2)写出设计总结，一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获、体会及不足之处。

二 传动装置的总体设计
2.1选择电动机
2.1.1选择电动机类型
按工作要求选用Y系列全封闭自扇式冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
2.1.2选择电动机的容量
电动机所需工作功率为P×d=Pw/
nw=60×1000V/D=(60×1000×1.5)/ (3.14×400)=71.66 r/min
其中联轴器效率=0.99，滚动轴承效率（2对）0.98，闭式齿轮传动效率=0.97，V带效率=0.96，滚筒效率=0.96代入得
传动装置总效率：==0.85
工作机所需效率为：Pw=FV/1000=3200×1.5/1000=4.8Kw
则所需电动机所需功率：Pd=Pw/=4.8/0.85=5.64Kw
因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y系列的点击数据，选电动机的额定功率为7.5Kw.
2.1．3确定电动机转速
卷筒轴工作转速：由nw=71.66r/min，V带传动的传动比为i1=2～4;闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3～8,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：I总=i1×i2=6～32
故电动机的转速可选范围为nd=nw×I总=71.66×(6～32)=429.96 r/min～2293.12 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min。可供选择的电动机如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率Kw
同步转速/满载转速nm(r/min)
1
Y132S2-4
7.5
1500/1440
2
Y132M2-6
7.5
1000/960
3
Y160L-8
7.5
750/720
则可选用Y132M2-6电动机，满载转速960r/min, 额定功率为7.5Kw
2.2计算总传动比和分配传动比
2.2.1总传动比
Iz=960/71.66=13.4
V带的传动比为I1=2.68
减速器的传动比为i2=Iz/i1=13.4/2.68=5
2.2.2运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）
P0=Pd=5.5Kw
7.5Kw
960r/min
=9550×7.5/960=74.61（N.m）
1轴（高速轴既输入轴）

=/i1=960/2.68=358.21r/min
=9550×7.2/358.21=191.95（N.m）
2轴（低速轴既输出轴）

=/i2=358.21/5=71.64 r/min
=9550×6.84/71.64=911.81（N.m）
根据以上数据列成表格为：
轴名
功率
P/Kw
转矩
T(N.m)
转速
n(r/min)
传动比
电动机轴（0轴）
7.5
74.61
960

1轴
7.2
191.95
358.21
2.68
2轴
6.84
911.81
71.64
5
2.3 传动零件的设计计算
2.3.1 V带的设计
（1）确定计算功率
Pc=Ka×7.5=8.25Kw
（2）选取普通v带型号
根据Pc=8.25Kw,n1=960r/min,由图6-7选用A型普通V带。
（3）确定两带轮的基准直径
根据表6-2选取dd1=112mm
大带轮基准直径为dd2=ixdd1=2.68x112=300.16mm
由表6-2选取标准值为dd2=315mm
则i实际=dd2/dd1=2.8
n2=n1/i=960/2.8=342.86r/min
从动轮的误差率为:(358.21-342.86)/358.21x100％=4.2％
误差率在±5％内，为允许值。
（4) 验算带速
v=3.14dd1n1/60×1000=3.14x112x960/60x1000=5.63m/s
带速在5~25m/s内，为允许值。s
（5）确定中心距a和带的基本长度Ld
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
298.9≤a0854
取a0=500mm
则L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+（dd2－dd1）2/4a0
=2X500+3.14/2x(112+315)+(315-112)2/(4X500)
=1691mm
由表6-3，选取Ld=1600mm
则a实=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1691)/2=454.5mm
取a=460mm
（6）校验小带轮的包角
a1=180o-(dd2-dd1)/ax57.3=180o-(315-112)/454.5x57.3=154.4o
a1>120,满足条件
（7 确定V带根数Z
根据dd1=112mm,n1=960r/min,由表6-5，用线性插值法得P0=1.16kw
由表6-6得，ΔP0=0.126kw,由表6-3的，KL=0.99,由表6-7得，kα=0.93
所以，Z≧==7.5/{(1.16+0.126)X0.99X0.93}=6.3
所以， Z=7
（8）计算V带的初始拉力F0和带轮轴上的压力Fa，由表6-1查的q=0.105kg/m
F0=500Pc/ZV(2.5/kα-1)+qv2=163.96N
Fa=2ZF0sin(a1/2)=2238.4N
2.3.2齿轮的设计
已知电动机额定功率P=7.5Kw,转0速960r/min,各轴的转速如：
转动轴
电机轴（0轴）
输入轴（1轴）
输出轴（1轴）
转速n
960
358.21
71.64
齿数比
2.68
5
电动机驱动，工作寿命年限为5年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳。
1、选择齿轮的精度等级、材料
输送机为一般工作机器，转动速度不高，为普通减速器，故选用8级精度（GB/T10095-2008），要求齿面粗糙度Ra≤3.2-6.3µm。①选择小齿轮材料为16MnCr5渗碳淬火，其硬度选为56～62HRC，大齿轮为40Cr表面淬火，其硬度为48～55HRC。
2、按齿面接触疲劳强度设计
Mn≥1.17
①、 转矩
=9.55 ×106P1/n1=9.55 ×106×7.2/358.21=1.9×105（N.mm）
②、 载荷系数k及材料的弹性系数ZE
查表7-10取K=1.5,查表7-11取ZE=189.8MPa1/2 1/2

③、 齿数Z1和齿宽系数Ψd和螺旋角β
取小齿轮的齿数Z1，则大齿轮的齿数Z2=Z1×i=20×5=100.对称布置、硬齿面，查表7-14取Ψd=0.9。初选螺旋角为15°。
④、 许用弯曲应力
由图7-26查得Flim1=880MPa, Flim2=740MPa
N1=60njLh=60×358.21×1×（5×52×5×16）=4.47×108
N2= N1/i=4.47×108/5.38=8.94×107
由图7-23查得YN1=1, YN2=1
由表7-9查得SF=1.5
根据【F】1=（YN1·Flim1）/SF=586.67MPa
【F】2=（YN2·Flim2）/SF=493.33MPa
0.0075MPa-1
0.0082MPa-1
则m≥1.17=2.6
由表7-2取标准模数m=3
⑤ 、确定中心距a及螺旋角β
a==186.35mm 取a=186mm
β=arccos[Mn(Z1+Z2)/2a]=14°59’ 与设计值相差不大，故不必重新计算
3、主要尺寸计算
d1=mz1/cosβ=62.1mm
d2=mz2/cosβ=310.6mm
b=Ψd1=0.9×62.1=55.89mm
经圆整理后b2=60mm, b1=b2+5=65mm
Da1=d1+2ha=66mm
Da2=d2+2ha=306mm
Df1=d1-2hf=52.5mm
Df2=d2-2hf=292.5mm
a=0.5×3（20+100）=180mm
4、按齿面接触疲劳强度校核
① 齿数比
U=i=5
② 许用接触应力【F】
由图7-25查得Hlim1=1510MPa，Hlim2=1220MPa
由表7-9查得SH=1.2
由图7-24查得ZN1=1，ZN2=1.16
【H】1=ZN1·Hlim1/SH=1258.33MPa
【H】2=ZN2·Hlim2/SH=1179.33MPa
由表7-11查得弹性系数ZE=189.8,故
H= =957.73MPa
H<【H】2齿根弯曲疲劳强度角和合格。
5、验算齿轮的圆周速度V
V=πxd1n1/60x1000=3.14x62.1x358.21/60x1000=1.16m/s
由表7-7可知，选8级精度是最合适的。
根据以上数据可以制成表格：
齿轮参数
法面模数
m=3
齿数
z1=20
z2=100
齿顶圆直径
Da1=66
Da2=306
螺旋角
β=15°
齿根圆直径
Df1=52.5
Df2=292.5
中心距
a=180
分度圆直径
d1=60
d2=300
齿轮宽度
b1=65
b2=60
6、选择润滑方式
闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度v≤12m/s，常将大齿轮的齿轮侵入油池中进行侵油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度v50°c=120mm/s, v100°c=23mm/s)

2.3.3轴的设计
1、高速轴（1轴）的设计
确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表11-1查得A=110，[]=55MPa,于是得
mm
此处有键槽用于配套V带轮，所以可将其轴径加大5%，即d=29.86×105%=31.35mm
(1) 轴各段的直径
所以d1取32mm,轴肩高取h=（0.07～0.1)d
d2=32+32×0.07×2=36.4,所以d2取38
d3=38+1×2=40
d3=d5=40
(2) 轴承的选择
因轴承受到径向力作用，故选角接触球轴承，查附表6-3，选取轴承代号为7208AC，其尺寸为：d×D×B=40×80×18
(3) 确定1轴各段长
L1=l2=100
L2=l1+l+e=l1+(0.1～0.15)D+1.2d3=20+0.15×80+1.2×10=44
L3=Δ2+Δ3+B=10+5+18=33
L3=L5=33
L4=65
A1=B1=(L3+L4+L5-B)/2=56.5

2、低速轴（2轴）的设计
确定轴的最小直径
由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并调质处理，由表11-1查得A=110、[]=55MPa，于是得：

此处有键槽用于配套V带轮，所以可将其轴径加大5%，即d=50.28×105%=52.794mm，则d1=54 ，轴肩高一般取h=(0.07～0.1)d
d2=54+54×0.1×2=64.8,d2取64
d3=64+2×3=70
d6=d3=70
d4=70+2×2=74
d5=70+0.1×2×70=84
轴承的选择
因轴承受到径向力作用，故选角接触球轴承，查附表6-3，选取轴承代号为7014AC，其尺寸为：
确定2轴各段长

B2=10+5+11.5+30=56.5
C2=30+11.5+2+3+10=56.5

则有：

2.3.4输出轴的强度校核

（1）画输出轴的受力简图（a)
（2）画出水平面的弯矩图（b)，通过列水平面的受力方程，有
FAH=FBH=1/2Ft=0.5×6078.7=3039.35N
MCH=FAH×56.5=3039.35×56.5=171723.275N.mm
（3）画竖直平面的弯矩图（c），通过竖直平面的受力平衡方程，有
....
-Fr56.5-Fa×0.5d+FBV×113=0....‚
由、‚两式，联立解方程得

（4） 画合成弯矩图，如图（d)

（5） 画转矩图，如图（e)

（6） 画当量弯矩图（f），转矩按脉动循环且，则

由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为

（7) 验算轴的直径

因为C截面有一键槽，所需要将直径加大5%，则
,而C截面的设计直径为74mm，所以强度足够。

(a)

(b)

(c)

(d) T
(e）
（f)
2.3.5轴承的校核
已知：拟用一对角接触球轴承支承。初选轴承型号为7014AC，已知轴的转速,两轴承所受的径向载荷分别为,轴向载荷,预期寿命1200h

计算轴承的轴向力
由表12-13查得7014AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有：
绘出如上图所示的计算简图，因为

故可有：轴承2被压紧，轴承1被放松，两轴承的轴向力分别为：

查表12-12则有： 查表12-11有
所以：

计算轴承的寿命Lh
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承1的寿命，取
根据《机械设计基础实训指导》书查7014AC轴承的C=45.8KN，根据书《机械设计基础》P221可知。查表12-9可知：

由此可见轴承的寿命大于预期寿命，所以选用该轴承合适。

2.3.6、键的选择
齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得：
在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=10mm x8mm，L=40mm
在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mm x 10mm，L=70mm
齿轮与轴连接平键截面b*h=20mm x 12mm，L=50mm
键槽均用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的配合为。角接触轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6 。

三 箱体的选择和确定

箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用，误差不能太大。
本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。
查表4-2得，箱体的数据初定为：
箱座壁厚：δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm
箱盖壁厚: δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm
箱座凸缘的最小厚度：b=1.5δ=15mm,故取b=20mm
箱盖凸缘的最小厚度:b1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm
箱座底凸缘的的最小厚度：,故取b2=30mm
箱盖上凸缘的的最小厚度 b2’=2.5d=25mm,故取 b2’=30mm
地脚螺栓的最小直径:df=0.036a+12=16mm ,故取df=18mm
地脚螺栓数目：
轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=13.5mm，取螺栓为M14
箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=0.6df=10.8mm，取螺栓为M11
连接螺栓的间距：l=125～200,取l=180mm
轴承端盖螺栓的直径: d3=（0.4-0.5）df d3 =9mm,故取d3=9mm
检查孔盖螺钉直径：d4=（0.3-0.4）df d4 =7.2mm 故取M8
定位销直径：d=（（0.7-0.8）d2 d=8.46 取d=9
df、d2、d1至外箱壁的距离C1=20mm
df、d2至凸缘边的距离C2=20mm
轴承旁凸台半径R1=C2=20mm
凸台高度h=55mm
外箱壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+10=50mm
齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>1.2δ=15mm
齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>δ=15mm，
箱盖、箱座肋厚m1=0.85δ1=8.5mm、m2=0.85δ=8.5mm
轴承端盖外径D2入=D入+2.5d3=105mm、D2出=D出+2.5d3=135mm
轴承端盖上螺钉的数目都为4
轴承旁连接螺栓的距离S入=D入+2d1=87mm、S出=D出+2d1=117mm
箱座内的深度Hd=d大/2+（30-50）=225mm
箱座总高度H=Hd+δ+（5-10）=245mm
箱座总长度L=a+2/1df1+2/1df2+2δ=417mm
箱座内的宽度Ba=15+15+65=95mm
螺纹油塞的直径:d油=10mm,取M10x1.25

参考文献

1、 《机械设计基础实训指导》，罗玉福等主编，大连理工大学出版社
2、 《机械设计基础》，王少岩等主编，大连理工出版社
3、 《机械制图》，钱可强主编，高等教育出版社
4、 《工程力学》，张定华主编，高等教育出版社
5、 《机械设计手册》，机械出版社