广东工业大学机械制造的课程设计报告.doc

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1、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 3三，高速级齿轮设计 5四低速级齿轮计算 9五. 轴系设计11六. 润滑与密封方式的选择 15八. 减速器附件的选择 17九. 其他技术说明 18十.总结18参考文献19致谢19一.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：F1 7总：由电动机到工乍机之、间的总效率=3.604kw电动机所需功率10001000选择电机型号为Y132S-4 型计

2、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：各轴传动参数表项目电动机轴高速轴I中间轴U低速轴川功率 kw4.454.0053.8463.694转速r/mi n1440720203.9780.94转矩N mm4.35 O05传动比i23.532.52效率0.900.960.96二.带传动设计1. 确定计算功率Pea由表8-8查的工作情况系数 KA=1.1，故2.选择V根据Pca，带的类帚4.45kwm由图8-11选用a型。3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1 )初选小带轮的基准直径 dd1，取小带轮的基准直径 dd1=90mm2 )验算

3、带速v。因为5m s v 30m s，所以带速适合。3 ）计算大带轮的直径。取标准值180mm4. 确定v带的中心距和基准长度Ld1 ）初定中心距a0 = 400 mm2 ）计算带的基准长度Ld° ： 2a° 匸他1 dd2)(dd7dd1)24a°1229mm=2 400 匸(90 180)(叫90)224汉 400由表8-2选择带的基准长度Ld = 1250mm3）计算实际的中心距 0）4001250一12292411mm中心距的变化范围为 392-449mm5. 验算小带轮上的包角016. 计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由 dd1 =90mm

4、 n =1440 r min，查表得 p0=1.O64kw根据 =1440r min，i=2 和 A型带，查表得：p°=o.17kw。查表得 ka =0.96，kL=0.93.于是P =(F0Po) Ka Kl =(1.064 -0.17) 0.96 0.93=1.102kw2)计算带的根数PcaZ 二Pr進:4.31.104取5根。7. 计算单根v带的初拉力F。:120.64N% 二500 qv一500°895 °105 67828. 计算压轴力Fpa1167'FP =2zF0sin 丄=2 5 120.64 sin1198.65N2 29. 主要设计结

5、论。选用A型V带5根，带基准长度1250mm带轮基准直径dd1=90mmdd2 = 180mm中心距控制在 a=392-449mm单根初拉力 F0=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=20 .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 乙=24，大齿轮齿数z2 = iz1 = 3.53 24 = 84.72，取z2 = 852. 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

6、轮的转矩 人=5.31 104 N m试选载荷系数KHt -1.3选用齿宽系数'd =1 初选螺旋角2 =14 查得区域系数ZH =2.433 计算接触疲劳强度用重合度系数Z.查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 螺旋角系数 Z，_ cos： f：cos14 : 0.985 计算接触疲劳许用应力Ah 1。由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 二H lim1 = 550MPa 二H lim2二370MPa计算应力次数小齿轮 2 =60m jLh =60 720 （2 8 300 8）=1.6589 10998大齿轮 N2 /i =1.6589 109/3.53 =4.699

7、4 108查的接触疲劳寿命系数KHN1 =0.93, KHN2 =1.04取失效概率为1%安全系数为S=1.所以 kH J =KHN1°Hlim1 =°.93汉55°=511.5MPaS1取两者中较小的I- 2 =384.8MPa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。 圆周速度V。 齿宽b。2 ）计算实际载荷系数Kh 查的使用系数Ka =1 根据v和7级精度，查的动载系数Kv =1.074 齿轮的圆周力 Ft1=2 &31 102.211 103N，d1t48.029查表得齿间载荷分配系数用插值法查得7级精度，小齿轮

8、相对支承非对称布置是K =1.419则载荷系数为Kh = KaKvKh :K =1 1.07 1.4 1.419=2.1263) 按实际载荷系数算的的分度圆直径Ky =1.34畑10.99dl皿忙=48.029呻TT ®374mm= d1 cos - / z1 = 57.374 cos 14 /24 ： 2.320mm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。 试选载荷系数KFt=3 计算弯曲疲劳强度的重合度 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算'-F 1 o当量齿数zv1 =©/cos3 1 =24/cos314 =26

9、.27 ,zv2 二 z2/cos3 - - 85/ cos314 =93.05查图得齿形系数YFa1 =2.62YFa2 =2.21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Flim J - 380MPa由表查的弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.87 KFn2 =0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.4 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。 圆周速度v 齿宽hb/h 齿咼及宽咼比2) 计算实际载荷系数Kf 根据v=1.371m/s , 7级精度，由图查得动载荷系数 由查表得齿间载荷分配系KFa =1.4数用插值法

10、得kh 1.416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mn =2mm ;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d1 = 57.374mm来计算小齿轮的齿数，即 zd1 cos ： / mn 二 57.374 cos14 / 2 = 27.83。z2 = iz = 3.53 汉 28 = 98.8499取z1 =28，则，取4. 几何尺寸的计算。(1) 计算中心距取 a = 130mm。(2) 修正螺旋角(3) 计算大小齿轮的分度圆直径。(4)

11、 计算齿轮宽度 b 二 ddi =1 57.37 =57.37mm 取 b2 58mm b 63mm5.主要设计结论。齿数乙=28 z2 =99模数m = 2mm,压力角=20，螺旋角：=12.333，变为系数 xi =0X2 = 0 ，中心距 a = 130mm，齿宽 b = 58mm bi = 63mm四. 低速级齿轮计算1. 选用精度等级，材料及齿数。1).压力角,-20 .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 z, =24，大齿轮齿数z2=2.52 2

12、4 =60.48，取勺=602. 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 T2 =1.80 105 N m试选载荷系数 KHt =1.3选用齿宽系数'd -1 初选螺旋角一：=14 查得区域系数ZH -2.433 计算接触疲劳强度用重合度系数Z.查的材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 螺旋角系数 Z，. cos 一：二.cos14 : 0.985 计算接触疲劳许用应力tH 1。由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为；Hlim1 = 550MPa cHlim370MPa计算应力次数小齿轮 N1 =60q jLh

13、=60 203.97 (2 8 300 8) = 4.70 1088 8大齿轮 N2 =NJi =4.70 10 /2.52 =1.87 10查的接触疲劳寿命系数 KHN1 =1.03, KHn2=1.07取失效概率为1%安全系数为S=1.所以 kh 1 = KHN1°Hlim1 = 1.03汉550 =566 5MPa1S1取两者中较小的 Lh丨二bH 2 =395.9MPa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。 圆周速度V。 齿宽b。2 ）计算实际载荷系数 Kh 查的使用系数Ka =1 根据v和7级精度，查的动载系数 Kv =1.03齿轮的

14、圆周力Ft1 =去18 104.909 103N，dit73.33查表得齿间载荷分配系数 用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置是K H = 1.425则载荷系数为KH =KaKvKh-.Kh =1 1.03 1.4 1.425 =2.0553）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。 试选载荷系数K Ft =1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算YFaYaaO当量齿数zv1 =乙/cos3 ： =24/cos314 =26.27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

15、根弯曲疲劳系数分别是tFlimJ- 380MPa由表查的弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.92 KFn2=0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.4 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。圆周速度v齿宽b = d d1 = 1 54.169 = 54.169mmh =?2han cn mnt =h2 1 0.252.19 =4.9275mmb/h = 10.99齿高及宽咼比2) 计算实际载荷系数Kf根据v=0.579m/s , 7级精度，由图查得动载荷系数由查表得齿间载荷分配系数用插值法得K. =1.420结合查图得则载荷系数为KKAKvKF

16、aK-1 1.02 1.2 1.35=1.65243) 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mn=3mm ；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d1 =85/4221199计算小齿轮的齿数1.35即 z = d1 cos : /mn =85.422 cos14 /327.628。取乙=28 ，贝V Z2 =iz1 =2.52 28 =70.56 取 z2 =715. 几何尺寸的计算。(1) 计算中心距取 a = 153mm。(2) 修正螺旋角(3) 计算大小齿轮的分度

17、圆直径。(4) 计算齿轮宽度取b 92mm5.主要设计结论。齿数乙=28 Z2 =71模数m=3mm，压力角=20，螺旋角13.931 ,变为系数 为=0X2 =0，中心距 a=153mm，齿宽 b = 87 mm92mm。五. 轴系设计1.低速速轴的设计。51) 功率 p3 =3.964kw,转速帀=80.94r/min,转矩 T3 =4.35 10 N mm2) 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%贝4) 各段的直径。d1 =42mm；半联轴器需要定位，故设计一定位轴肩，定位轴肩的高度人=（0.070.1冋h=2.944.2mm,此处安装毡圈，查标准工作内

18、径为50mm,因此d2=50mm;与轴承配合，轴承内径有标准系列，取 d3=55mm.同时选择角接触轴承，型号为7211AC;按照轴承的安装尺寸，查手册，h=（0.070.1）d3 =3.855.5mm,取d4 =65mm；轴环的直径用来定位齿轮，设计一定位轴肩，取d5=70mm；该段为安装齿轮处，取d6=60mm；一根轴两端的轴承 同型号，取 d7=55mm。5）各段的长度。d6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L85mm ；ds轴段为轴环，长度L大于（1.52）h, h=5,取L10mm ；d4轴段根据齿轮与内壁距离和d3轴段的长度，取L4 =83.5mm

19、；ds轴段安 装轴承，考虑非定位轴肩，取L3 =22m m；d2轴段外伸，按外伸轴长度的设 计方法确定L2=39mm；d1轴段安装联轴器，为保证固定可靠，取L1 =112mm；d7轴段，根据轴承宽度和齿轮与内壁距离，确定 d7=45.5mm。6）轴的强度校核计算轴上的载荷：载荷水平面垂直面支反力弯矩合成弯矩扭矩T=435000Nmm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,轴承径向载荷/N轴向载荷/N12819.431917.21 亍21414.352900.59e=0.68, f p =1.5，因为一=0.68 = e，= 2.

20、02 - eFr1Fr 故 P 二 fpFr1 =4265.89N106 C 乎轴承寿命Lh( L)3二4192597h，寿命足够。60n P2. 中间轴的设计1) 功率 P3 =3.846kw,转速 n3 =203.97r/min2) 求作用在齿轮上的力。大齿轮直径d 202.68mm小齿轮直径d3 = 86.56mm，3）轴的结构设计（1）确定轴各段的直径，最小直径d兰A；：卫=112沁扌上264 mm = 28.193mm n 267.334）查轴承标准尺寸确定第 1段以及第5段直径为d1=30mm同时选定轴承型号 70206AC第2段定位轴肩，直径取d2=36mm第3段装齿轮，直径取8

21、5mm第4段齿轮定位轴肩d4 =40mm第五段装齿轮，d34mn；第六段装轴承d30mrm（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）轴的的强度校核载荷水平面垂直面支反力危险截面弯矩合成弯矩扭矩T=180000Nmm9）轴承寿命计算。选取 7206AC,10）轴承的径向载荷轴承径向载荷/N轴向载荷/N12792.201898.70 H23663.312548.710）轴承的轴向载荷取载荷系数为1.1,Fa1= 0.68 =e 吕=0.71 _eFr2e=0.68, fp =1.5，因为F

22、 r1故 p = fpFr1 =4188.3N轴承寿命Lh10660nC 10（詈）3= 501860h，寿命足够。3, 高速轴的设计功率 R =4.005kw,转速 m =720r/min转矩 T53100N mm 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A。=112最小直径d ZA：卫 日仔彳苇护口口二20.199mm 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,dmin =20.199 1.03=20.80将dmin圆整为22m第一段外伸轴取22mm；

23、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。载荷水平面垂直面支反力弯矩合成弯矩扭矩T=53100Nmm（2）校核轴上的强度。（3）11）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.

24、1,轴承径向载荷/N轴向载荷/N11470999.62506.761404.68e=0.68, f-1.5，因为 Fa1 =0.68 二 e,屉=2.77 _ePFMFr2故 P = fpFn =2205N106 C 10 轴承寿命臥（R3=602531 h，寿命足够。六. 润滑与密圭寸方式的选择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 63密圭寸方式的选择JB/ZQ由于使用油润滑，所以箱体内

25、部用封油盘密封，输出输入轴端用毛毡圈( 4406-1986)密封。七.箱体的结构设计八减速器附件的选择通气塞罩：选用通气螺塞M24材料为Q235名称符号计算公式结果箱座厚度8mm箱盖厚度8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓 直径M12盖与座联结螺栓 直径d2 = (0.5 0.6 ) dfM10高速轴轴承端盖 螺钉直径轴承外径d=100d3=8mm螺钉数均为4中间轴轴承端盖 螺钉直径轴承外径d=46d3=6mm螺钉数均为4低速轴轴轴承 端盖螺钉直径轴承外径d=46d3=6mm螺钉数均为4大齿轮顶圆与内 箱壁距离

26、A, >1.2 a10mm齿轮端面与内箱 壁距离氐 2 ><!9mm箱盖，箱座肋厚6.8mm6.8mm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=30m啲螺塞，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

27、定轴承时应留有轴向间隙 0.050.1mm；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

28、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

29、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 刘 锋，禹奇才.工程力学（材料力学部分）M.华南理工大学出版

30、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。