机械课程设计

(完整word版)机械设计课程设计

机械设计《课程设计》

课题名称一级圆柱齿轮减速器的设计计算

系别机械系

专业机械设计与制造

班级17机制17701班

姓名

学号

指导老师

完成日期2018年6月27日

目录

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第一章绪论

第二章课题题目及主要技术参数说明

2。1课题题目

2.2主要技术参数说明

2。3传动系统工作条件

2。4传动系统方案的选择

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算

3。1减速器结构

3.2电动机选择

3。3传动比分配

3.4动力运动参数计算

第四章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)

4。1齿轮材料和热处理的选择

4.2齿轮几何尺寸的设计计算

4。2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸

4.2。2齿轮弯曲强度校核

4。2.3齿轮几何尺寸的确定

4。3齿轮的结构设计

第五章轴的设计计算(从动轴）

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5。1轴的材料和热处理的选择

5。2轴几何尺寸的设计计算

5。2。1按照扭转强度初步设计轴的最小直径

5。2.2轴的结构设计

5。2。3轴的强度校核

第六章轴承、键和联轴器的选择

6。1轴承的选择及校核

6.2键的选择计算及校核

6。3联轴器的选择

第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构

尺寸的计算

7。1润滑的选择确定

7。2密封的选择确定

7.3减速器附件的选择确定

7.4箱体主要结构尺寸计算

第八章总结

参考文献

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第一章绪论

本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基

础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软

件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练.通过这

次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面:

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的

基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械

设计方面的知识。

（2)通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程

序和方法,树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力.

（3)另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘

图数据处理、计算机辅助设计方面的能力.

（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。

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第二章课题题目及主要技术参数说明

2。1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传

动。

2。2主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=1150N，输送带的工作速度V=1。6m/s，输送机滚筒直径

D=260mm.

2.3传动系统工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转;空载起动，工作载荷较平稳;两班制（每

班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源

的电压为380/220V。

2.4传动系统方案的选择

图1带式输送机传动系统简图

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计算及说明结果

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第三章减速器结构选择及相关性能参数

计算

3。1减速器结构

本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。

3.2电动机选择

（一）工作机的功率Pw

w

P=FV/1000=1150×1。6/1000=1.84kw

(二)总效率

总



总



=

带



齿轮



联轴器



滚筒

2

轴承



=20.960.980.990.960.990.876＝

（三）所需电动机功率

d

P

)(2.1001.84/0.876/KWPP

wd



总



查《机械零件设计手册》得Ped=3kw

电动机选用Y112M-4n满

=1420

r/min

3。3传动比分配

工作机的转速n=60×1000v/（D)

=60×1000×1.6/（3.14×260）

=117.589r/min

min)/(076.12589.117/1420/rnni

满

总

取3

带

i则4.02512.076/3/

带

总

齿

iii

3。4动力运动参数计算

电动机

选用：

Y100L2-4

3

带

i

齿

i=4。025

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（一)转速n

计算及说明结果

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0

n

=

满

n

=1420（r/min）

I

n

=

0

n

/

带

i

=

满

n

/

带

i

=1420/3=473。333（r/min)

II

n

=

I

n

/

齿

i

=473.333/4。025=117。589（r/min)

III

n

=

II

n

=117.589（r/min）

（二）功率P

)(612.1

0

kwPP

d



)(1.9740.942.100

01

kwPP

带



)(1.9160.990.981.974

12

kwPP

轴承齿轮



)(1.8750.990.99916.1

23

kwPP

轴承联轴器



（三）转矩T

2.100/14209550/9550

000

nPT

=14.126（N﹒m）

)(40.68430.9614.126

01

mNiTT

带带



025.40.990.98684.40

12



齿

轴承齿轮

iTT

=158.872(N﹒m)

10.990.99872.158

23



齿带

轴承联轴器

iTT

=155。710(N﹒m）

计算及说明结果

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将上述数据列表如下：

轴号

功率

P/kW

N/（r。

min—1)

T

/

(N﹒m）

i



02.100142014.126

30。96

11。974473。33340.684

21.916117。589158。8724。0250.97

31.875117。589155。71010。98

第四章齿轮的设计计算

4。1齿轮材料和热处理的选择

小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236

大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190

4.2齿轮几何尺寸的设计计算

4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸

由《机械零件设计手册》查得

aHaH

MPMP530,580

2lim1lim



，S

Hlim=1

1,200,215

lim2lim1lim



FaFaF

SMPMP

025.4589.117/333.473/

21

nn

由《机械零件设计手册》查得

ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1。1

由

a

H

NH

H

MP

S

Z

580

1

1580

lim

11lim

1













a

H

NH

H

MP

S

Z

530

1

1530

lim

22lim

2











计算及说明结果

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

a

F

NF

F

MP

S

Y

244

1

1.1215

lim

11lim

1













a

F

NF

F

MP

S

Y

204

1

1.1200

lim

22lim

2











（一)小齿轮的转矩

I

T

)(42.3793771.974/473.9550/9550

111

mNnPT

（二）选载荷系数K

由原动机为电动机,工作机为带式输送

机,载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查

《机械原理与机械零件》教材中表得，取K

＝1.1

（三）计算尺数比





=4.025

（四）选择齿宽系数

d



根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布

置。查《机械原理与机械零件》教材中表得,

取

d



＝1

（五）计算小齿轮分度圆直径

1

d

1

d≥

计算及说明结果

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1

d766

u

uKT

Hd

I

2

2

3

][

)1(





=766

025.45301

)1025.4(684.401.1

2

3





=44。714（mm)

（六）确定齿轮模数m

mm

d

a343.1124.0251

2

44.7

1

2

1

m=（0.007～0。02）a=(0。007～0。02)

×185.871

取m=2

（七）确定齿轮的齿数

1

Z和

2

z

36.22

3

714.44

1

1



m

d

Z取Z

1=24

6.96244.025

12

ZZ

取Z

2=96

(八）实际齿数比'

4

24

96

1

2

'

Z

Z



齿数比相对误差006.0'













Δ〈±2.5％允许

（九）计算齿轮的主要尺寸

)(48242

11

mmmZd

)(192962

22

mmmZd

Z1=24

Z2=96

1

d=48mm

2

d=192m

m

计算及说明结果

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中心距mmdda12019248

2

1

2

1

21



齿轮宽度)(48481

12

mmdB

d



B1=B2+(5~10)=53～58(mm)

取B1=57(mm）

（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度

sm

nd

v/189.1

100060

333.4734814.3

100060

11













查表应取齿轮等级为9级，

但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。

4.2。2齿轮弯曲强度校核

（一)由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲

应力



aF

MP244

1





aF

MP204

2



（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力

由《机械零件设计手册》得

1F

Y=2。63

2F

Y=2.19

比较

FF

Y/的值

1F

Y

/[

1F

]=2.63/244=0.0108〉

2F

Y/

［

2F

]=2.19/204=0。0107

计算大齿轮齿根弯曲应力为

a=120mm

B1=57m

m

B2=48m

m

V=1.189

0

（m/

s）

定为IT7

计算及说明结果

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22366

63.2741.1012000

2000

2

2

2

2

11

1





ZmB

YKT

F

F





1

)(952.40

F

MPa

齿轮的弯曲强度足够

4.2.3齿轮几何尺寸的确定

齿顶圆直径

a

d

由《机械零件设计手册》得h

*

a=1c＊=

0.25

)(542)1224(22

1111

mmmhZhdd

aaa



)(1962)1296(22

2222

mmmhZhdd

aaa



齿距P=2×3.14=6.28（mm)

齿根高)(5.2mmmchha

f



齿顶高

)(221mmmhha

a



齿根圆直径

f

d

)(435.22482

11

mmhdd

ff



)(1875.221922

22

mmhdd

ff



4.3齿轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构

大齿轮的关尺寸计算如下:

轴孔直径d=50)(mm

轮毂直径

1

D=1.6d=1。6×50=80)(mm

轮毂长度)(66

2

mmBL

轮缘厚度δ0

=（3~4)m=6~8（mm）取

0



=8

轮缘内径

2

D

=

2a

d

—2h-2

0

=196-2×4.5—2

强度足够

1a

d

=54m

m

2a

d

=196

mm

h=4.5m

m

S=3。

14mm

P=6。

28mm

hf=2.5m

m

ha=2mm

df1=43m

m

df2=187

mm

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×8

计算及说明结果

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=171(mm）

取D2=170（mm)

腹板厚度c=0。3

2

B=0.3×48=14.4

取c=15（mm）

腹板中心孔直径

0

D

=0。5（

1

D+

2

D)=0。

5(170+80)=125(mm）

腹板孔直径

0

d=0。25（

2

D—

1

D）=0.25（170

—80）

=22。5（mm)

取

0

d=20(mm）

齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1

齿轮工作如图2所示:

计算及说明结果

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第五章轴的设计计算

5.1轴的材料和热处理的选择

由《机械零件设计手册》中的图表查得

选45号钢，调质处理,HB217～255

b



=650MPa

s



=360MPa

1



=280MPa

5。2轴几何尺寸的设计计算

5。2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径

从动轴

2

d=c

2

2

3

n

P

=115

587.117

955.13=29。35

考虑键槽

2

d=29.35×1。05=30.82

选取标准直径

2

d=32mm

5。2.2轴的结构设计

根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原

则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

5。2。3轴的强度校核

从动轴的强度校核

圆周力

t

F

=

2

2

2000

d

T=2000×

158.872/192=1654.92

径向力

r

F

=

t

F

tan=1654。92×tan20°

=602。34

由于为直齿轮，轴向力

a

F=0

作从动轴受力简图：（如图3所示）

D2=32m

m

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从动轴

RA

RB

RHA

RHB

Ft

Ft

Fr

RvA

RvB

Ft

水平面弯矩

垂直面弯矩

合力弯矩

扭矩

危险截面

当量弯矩

从动轴受力简图

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计算及说明结果

L=110mm

HA

R

=

HB

R=0.5

t

F

=0.5×1654.92=827.46)(N

HC

M

=0。5

HA

RL=827。46×110×0.5/1000=51。

72)(mN

VA

R=

VB

R=0.5

r

F

=0.5×602。34=301.17)(mN

VC

M=0。5

VA

RL=501.17×110×

0.5/1000=36.4)(mN

转矩T=158.872)(mN

校核

C

M=22

VCHC

MM=2282.1872.51

=55。04)(mN

e

M=22aTM

C

=2

2872.1586.004.55=118.42)(mN

由图表查得，

b

1



=55MPa

d≥10



b

e

M

1

3

1.0





=10

55*1.0

42.1183=29。21（mm）

考虑键槽d=29.21mm〈45mm

则强度足够

第六章轴承、键和联轴器的选择

6。1轴承的选择及校核

考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴

承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62072

个（GB/T276-1993）从动轴承62092个

从动轴

承2

个

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（GB/T276-1993）

寿命计划：

计算及说明结果

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两轴承受纯径向载荷

P=

r

F

=602。34X=1Y=0

从动轴轴承寿命:深沟球轴承6209，基本额定功负荷

r

C=25.6KN

t

f=1=3

h

L

10

=













P

Cf

n

rt

2

6

60

10

=3

6

34.602

100016.25

589.11760

10

















=10881

201

预期寿命为:8年，两班制

L=8×300×16=38400<

h

L

10

轴承寿命合格

6。2键的选择计算及校核

（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×

40GB/T1096-2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其

许用挤压力p



=100MPa

p



=

lh

F

t

`

=

hld

T

I

4000=

32308

872.1584000



=82.75〈p



则强度足够,合格

（二)与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在轴中部安装，故

同一方位母线上，选键14×52GB/T1096—2003，

b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢,其

许用挤压应力p



=100MPa

p



=

lh

F

t

`

=

hld

T

I

4000

=

50358

872.1584000



=45.392<p



则强度足够，合格

从动轴

外伸端

键10×

40

GB/109

6-2003

与齿轮

联接处

键14×

52

GB/T10

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96—

2003

计算及说明结果

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6。3联轴器的选择

由于减速器载荷平稳,速度不高，无特殊要求，考虑

拆装方便及经济问题,选用弹性套柱联轴器

K=1.3

C

T=9550

II

II

n

KP

=9550×

589.117

916.13.1=202。290

选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩

n

T

=250，

C

T

<

n

T

。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，

选d=35，轴孔长度L=82

TL8型弹性套住联轴器有关参数

选用

TL8型

弹性套

住联轴

器

型号

公称

转矩

T/(N·

m)

许用

转速

n/

（r·1min

轴孔

直径

d/m

m

轴孔

长度

L/m

m

外

径

D/

m

m

材料

轴孔

类型

键

槽

类

型

TL625033003582

16

0

HT2

00

Y型

A

型

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第七章减速器润滑、密封及附件的选择确

定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图

7。1润滑的选择确定

7.1。1润滑方式

1.齿轮V=1。2＜＜12m/s应用喷油润滑,但

考虑成本及需要，选用浸油润滑

2.轴承采用润滑脂润滑

7。1。2润滑油牌号及用量

齿轮浸油

润滑

轴承脂

润滑

计算及说明结果

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1.齿轮润滑选用150号机械油,最低~最高油面距10~20mm，

需油量为1.5L左右

2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间

隙的1/3～1/2为宜

7.2密封形式

1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法

2。观察孔和油孔等处接合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封

3.轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

轴的外伸端与透盖的间隙,由于V<3（m/s),故选用半粗羊毛毡

加以密封

4。轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入

轴承内部

7。3减速器附件的选择确定

列表说明如下：

齿轮用

150号

机械油

轴承用

2L—3

型润滑

脂

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计算及说明结果

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7。4箱体主要结构尺寸计算

箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度

b=1.5,=15mm

箱盖厚度1

=8mm箱盖凸缘厚度1

b=1。

5,1

=12mm

箱底座凸缘厚度2

b=2.5，=25mm，轴承旁凸台高

度h=45，凸台半径R=20mm

齿轮轴端面与内机壁距离1

l=18mm

大齿轮顶与内机壁距离1

=12mm

小齿端面到内机壁距离2

=15mm

名称功用数量材料规格

螺栓安装端盖12Q235

M6×16

GB5782—1986

螺栓安装端盖24Q235

M8×25

GB5782—1986

销定位235

A6×40

GB117—1986

垫圈调整安装365Mn

10

GB93—1987

螺母安装3

3

A

M10

GB6170—1986

油标尺

测量油

面高度

1组合件

通气器透气1

3

A

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上下机体筋板厚度1

m=6.8mm,2

m=8.5mm

主动轴承端盖外径1

D=105mm

从动轴承端盖外径2

D=130mm

地脚螺栓M16,数量6根

第八章总结

通过本次毕业设计,使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联

系有了实际的体会.同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还

需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复

的考虑和探讨.但作为一次练习,确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面

的内容,通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的

选用等方面的认识和应用能力。总之,本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

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参考文献

1

、

《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学出版社。

2

、

《机械设计课程设计》,银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出版社。

3

、

《机械制图》教材

4

、

《机械设计基础》教材

5

、

《工程力学》教材

6、其它机械类专业课程教材