机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：二级展开式圆柱直齿轮减速器设计者：张xx学号：131301xx专业班级：13机械x班指导教师：李xx完成日期：2016年1月12日天津理工大学中环信息学院目录一课程设计的任务 (3)二电动机的选择 (4)三传动装置的总传动比和分配各级传动比 (5)四传动装置的运动和动力参数的计算 (6)五传动零件的设计计算 (6)六轴的设计、校核 (15)七滚动轴承的选择和计算 (16)八键连接的选择和计算 (17)九润滑和密封的选择 (17)十设计总结 (22)十一参考资料 (20)一、课程设计的任务1．设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。
课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计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，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
2．设计题目：带式输送机传动装置设计。
带式输送机已知条件：方案编号输送带工作拉力F(N)输送带工作速度V(mm)鼓轮直径（mm）81630 2.12253.设计任务1．选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；2．确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3．进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4．对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；5．校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6．绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7．编写课程设计说明书。
4．传动装置部分简图二、电动机的选择1．电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。
2．确定电动机输出功率P d电动机所需的输出功率P d =P w /η其中：Pw ----工作机的输入功率η---由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率：)(1000Kw FVP W =Kw 638.310001.21630=⨯=总效率η=η3轴承·η2齿轮·η2联轴器·η带查表可得：η带=0.96，η轴承=0.98，η齿轮=0.98，η联轴器=0.99，则η=0.983×0.992×0.982×0.96=0.86电动机所需的功率：P d =P w /η=3.638/0.86=4.107KW3．确定电动机转速工作机转速n w∵v=601000Dnπ⨯∴n w=253.1782251.2100060D 100060=⨯⨯⨯=⨯ππνr/min 确定电动机转速可选范围:双级圆柱齿轮传动比范围为i 减=8～40，则电动机转速可选范围为:n’d =n w i 总=(8～40)n w=(8～40)×178.253=1426.0248～7130.124r/min其中：i 总=i 减=8～40i 减——减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有3000r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。
（建议：在考虑保证减速器传动比i 减>14时，来确定电机同步转速）。
4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由《机械设计手册》或指导书选定电动机：Y132S1-2型号（Y 系列）数据如下:额定功率P：5.5kw (额定功率应大于计算功率)满载转速：n m =2920r/min （n m —电动机满载转速）同步转速：3000r/min 电动机轴径:38mm 电动机轴长:80mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1．传动装置的总传动比i 总=i 减=n m /n w =2920/178.253=16.381n w ——工作机分配轴转速2．分配各级传动比减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。
i 减=i 高*i 低i 高——高速级传动比i 低——低速级传动比建议取：i 高=总i 4.1=4.615则：i 低=i 总/i 高=3.550四、传动装置的运动和动力参数的计算1．计算各轴的转速Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：n Ⅰ=2920r/min Ⅱ轴（中间轴）：n Ⅱ=n Ⅰ/i 高=2920/4.62=632.03r/min Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：n Ⅲ=n Ⅱ/i 低=632.03/3.31=191.53r/min Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）:n W =n Ⅲ=191.53r/min 2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴：P Ⅰ入=P d ·η联轴器带=5.5×0.99=5.445kwP Ⅰ出=P Ⅰ入·η轴承=5.445×0.98=5.34kwⅡ轴：P Ⅱ入=P Ⅰ出·η齿轮=5.34×0.98=5.23kwP Ⅱ出=P Ⅱ入·η轴承=5.23×0.98=5.12kwⅢ轴：P Ⅲ入=P Ⅱ出·η齿轮=5.12×0.98=5.03kwP Ⅲ出=P Ⅲ入·η轴承=5.03×0.98=4.92kwⅣ轴:P Ⅳ入=P Ⅲ出·η联轴器=4.92×0.99=4.87kw P W =P Ⅳ出=4.87×0.96=4.78kw 3.计算各轴的输入转矩和输出转矩公式:T=9.55×106×P/n (N ·mm)=17.99（N/m）Ⅰ轴：T Ⅰ入=T 总×η联=17.99×0.99=17.81(N·m)T Ⅰ出=T Ⅰ入×η轴=17.81×0.98=17.45(N ·m)Ⅱ轴：T Ⅱ入=T Ⅰ出×η齿×i 高=17.45×0.98×4.62=79.01(N ·m)T Ⅱ出=T Ⅱ入×=79.01×0.98=77.43(N ·m)Ⅲ轴：T Ⅲ入=T Ⅱ出×η齿×i 低=77.43×0.98×3.31=251.17(N ·m)T Ⅲ出=T Ⅲ入×=251.17×0.98=246.14（N ·m)Ⅳ轴：T Ⅳ入=T Ⅲ出×η联=246.14×0.99=243.68(N ·m)T W =T Ⅳ出=T Ⅳ入×η轴=243.68×0.98=238.81(N ·m)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率P（kw）转矩T （N·m）转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电机轴 5.517.9929201Ⅰ轴 5.445 5.3417.8117.4529204.62Ⅱ轴 5.23 5.1279.0177.43632.033.31Ⅲ轴5.03 4.92251.17246.14191.531Ⅳ轴4.874.78243.68238.81191.53五、传动零件的设计计算1．设计高速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数，齿数（1)确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮。
（2)材料选择：由表10—1选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095—88)（4)选小齿轮齿数Ｚ1＝26，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.62×26=120.12,取Z 2=1212）按齿面接触强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即32H εE H 1ht t 1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥σφA 确定公式中各参数值1.试选3.1H =t K2.计算小齿轮传递的转矩45.1798.099.0）2920/5.51055.9（ η· η·） η/P 1055.9（T 6轴联总61=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=ed （N ·m ）3.由表10-7选取齿宽系数1d =φ4.由表10-20查的区域系数Z H =2.55.由表10-5查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa ½6.由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε])2/(cos arccos[Z *a ha Z +=αα其中Z1=26，Z2=121，α=20所以：︒=33.311a α︒=16.23a2α931.12/)]tan (tan 2Z )tan (tan 1[ 21=-+-=παααααa a Z ε8478.03ε-4 Z ε==α7.计算接触疲劳需用应力][H σ由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa600lim1=H σMPa5502lim =H σ由式10-15计算盈利循环次数911061.12)1530082(129206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N 9921077.262.4/1061.12⨯=⨯=N 由图10-23查取接触疲劳寿命90.01=HN K 95.02=HN K 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－14得MPaSK HHN H 540][1lim 11==σσPaSK H HN H M 523][2lim 22==σσ取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即][H σ=][2H σ试算小齿轮分度圆直径32H εE H 1ht t 1][ Z Z Z ·u 1u · d T 2K d ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥σφ=34.883（mm ）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备1）圆周速度v）（m/s 42.6100060n d v 1t 1=⨯=π2）齿宽bb=d φ×d 1t =1×34.883=34.883B 计算实际载荷系数K H1）由表10-2查的使用系数K A =12）根据v=5.33m/s ，7级精度，由图10-8查的动载系数K v =1.123）齿轮的圆周力F t1=2T 1/d 1t =2×17.45×103/34.883=1×1033N K A F t1/b=1×103/34.883=28.667N/mm<100N/mm查表10-3得齿间在和分配系数2.1K H =α4）由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数504.1K H =β由此，得到实际载荷系数021.2504.12.112.11K K K K K H H V A H =⨯⨯⨯==βαC 由式10-12可得按实际载荷系数算的的分度圆直径)(041.403.1021.2883.343311mm K K d d Ht H t ===及相应的模数m=d 1/Z 1=40.041/26=1.53）按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式10-7试算模数：3F SaFa 211t ][Y Y ·2m σφεdZ Y T K Ft ≥确定式中各参数值1.试选3.1K Ft =2.由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数690.0704.175.025.075.025.0Y =+=+=αεε3.计算][Y Y F Sa Fa σ由图10-17查得齿形系数Y Fa1=2.68；Y Fa2=2.16由图10-18查的应力修正系数Y Sa1=1.62；Y Sa2=1.83由图10-22查的弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85；K FN2=0.88由图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPa 500Flim1=σ；MPa380Flim2=σ取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14得MPa 57.3034.150085.0][lim111F =⨯==S K F FN σσMPa86.2384.138088.0][lim222F =⨯==S K F FN σσ01405.057.30361.165.2][Y Y 1F Sa1Fa1=⨯=σ01654.086.23883.116.2][Y Y 2F Sa2Fa2=⨯=σ因为大齿轮的][Y Y F SaFa σ大于小齿轮，所以取01654.0][Y Y F SaFa =σ4.试算模数0898.101654.0·201690.0174503.12][Y Y ·2m 323F SaFa 211t =⨯⨯⨯⨯=≥σφεdZ Y T K Ft （2）调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备1.圆周速度v）mm （796.21200898.1·Z m d 1t 1=⨯==）m/s （33.31000602920796.21100060n d v 11=⨯⨯⨯=⨯=ππ2.齿宽b）mm （796.21796.211d b 1d =⨯==φ3.宽高比b/hh=（2ha *+c *）m t =(2×1+0.25)×1.0898=2.452（mm ）b/h=21.796/2.452=8.89计算实际载荷系数K1.根据v=3.33m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.082.由F t1=2T 1/d 1=2×17450/21.796=1.6×103（N ）K A F t1/b=1×1.6×103/21.796=73.46（N/mm ）<100N/mm 查表10-3得出齿间载荷分配系数2.1K F =α3.由表10-4用插值法查的504.1K H =β，结合b/h=8.89，查图10-13得40.1=βF K 则载荷系数为814.14.12.108.11K K K K K F F V A F =⨯⨯⨯==βα由式10-13，可得按实际载荷系数算得得齿轮模数）mm （217.13.1814.10898.1K K m m 33Ft F t ===对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 得大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.217并就近圆整为标准值m=2.254）几何尺寸计算计算分度圆直径d 1=Z 1m=26×1.5=39mmd 2=Z 2m=121×1.5=181.5mm 计算中心距a=（d 1+d 2）/2=110.25mm计算齿轮宽度mm45451d b 1d =⨯==φ5）验算F t =2T 1/d 1=2×17450/40=872.5Nmm /N 1008125.21405.8721b F K t A <=⨯=设计合适∴2．设计低速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数，齿数（1)确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮。