最终王滕课程设计作业

1、课程设计说明书课程名称:机械设计课程设计设计题目:双级圆柱齿轮减速器设计指导老师: 刘 鸣学 院：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班 级：2010级机制班学 生：王滕学 号：201000163203目录一、设计任务：-3 -设计题目- 3 -原始数据- 3 -二、机械传动装置总体设计- 3 -1、初步决定电动机的同步转速- 3 -2、初估总传动比 i- 3 -3、确定传动类型和级数- 3 -4、确定传动机构简图- 3 -5、选择电动机- 4 -6、总传动比计算及分配- 5 -7、传动装置的运动和动力参数计算- 6 -三、传动零件设计计算- 7 -（一）V带传动的计算- 7 -（二）高

2、速轴齿轮的设计与校核- 11 -（三）低速轴齿轮的设计与校核- 16 -（四）链传动的设计计算- 22 -（五）传动比误差- 22 -四、轴系零件的设计计算- 23 -（一）轴的设计计算- 23 -（二）滚动轴承的设计- 31 -（三）键的设计计算- 35 -（四）联轴器的设计计算- 36 -（五）润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择- 37 -五、个人总结- 35 -六、参考文献- 36 -设计计算与说明计算结果一、设计任务书： 1、设计题目：铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动之，该减速传动装置由一个两级齿轮减速齿和其它传动件组成。运输带每日两班制工作，工作期限七年。设计此

3、传动装置2、原始数据：运输带主动鼓轮输入端转矩=800 N·m主动鼓轮直径D=300mm运输带运行速度=0.55m/s3、工作条件两班制工作,空载启动，中等载荷，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V二、总体传动方案的布置以及运动学分析1、初步决定电动机的同步转速初选： =1500 r/min2、初估总传动比 i运输带所在轴转速3、确定传动类型和级数 （由表2-1）=35 =1.52 =1.52.5 初选两级齿轮i =2.0 i= i减 i带 i链=10×2×2.057=41.134、确定传动方案画传动系统平面布置图此传动系统由

4、电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。选择电动机按传动装置的工作条件电动机结构特点、使用范围，我们选择使用Y系列异步电动机全封闭自扇冷鼠笼型三项异步电动机由手册选取1、 电机所需的输出功率 2、选型号 额定功率输出功率P0= 由表2-3初选电动机型号为：Y112M-4型。有关数据如下：方案号电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）最大转矩Y11

5、2M-44.0150014402.2Y112M-4型三相异步电动机的额定功率Pm=4kW,满载转速=1440r/min。由表2-4查得：电机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器段直径和长度分别为：D=28mm，E=60mm。传动装置总传动比的计算及其分配传动系统的总传动比i= = （）1、 分配传动比i带 = 1.82 i减 = 4 4.2 初选两级齿轮i =2.200 =1.869 由两级齿轮的传动比约为10且 故选 =3.535 =2.828运动和动力参数计算传动系统各轴输入功率: P=P0=3.804KW P=P带=3.804×0.95=3.614 KW P=P轴承齿轮

6、=3.614×0.99×0.97=3.471 KW P=P轴承齿轮=3.471×0.99×0.97=3.333 KW P=P轴承联轴器=3.333×0.99×0.993=3.277 KW P=P轴承链=3.277×0.99×0.92=2.985 KW 传动系统各轴转速： n=nm=1440r/min n=n/i带=1440/1.869=770.465 r/min n=n/i高=770.465/3.535=217.953 r/min n=n/i低=217.953/2.828=77.070 r/min n=n/1=77

7、.070 r/min n=n/i链=77.070 /2.200=35.032 r/min 传动系统各轴转矩：T=9550=9550×3.804/1440=25.228 N·mT=9550=9550×3.614/770.465=44.796 N·mT=9550=9550×3.471/217.953=152.088 N·mT=9550=9550×3.333/77.070=413.003 N·m T=9550=9550×3.277/77.070=406.064 N·m T=9550=9550×

8、;2.985/35.032=813.735 N·m 将各轴数据汇总得表格如下：轴号参数输入功率 KW转速 r/min输入转矩 N·m3.804144025.2283.614770.46544.7963.471217.953152.0883.33377.070413.0033.27777.070406.0642.98535.032813.735传动系统的总体设计1 V带传动设计计算工作情况系数 KA=1.2计算功率 Pc=KAPm=1.2×3.804=4.565kw选带型号 由图11.15，选择A型.小带轮直径 由表11.6，取D1=125mm大带轮直径 D2=（设

9、=1%） 取D2=236mm大带轮转速 n2=计算带长求Dm Dm=求 =初取中心距 a=500mm计算带长 L=基准长度 由图11.4 =1600mm 求中心距和包角中心距 a= =小带轮包角 求带的根数 带速 v=传动比 i= n1/n2=1440/770.465=1.869带根数 由表11.8 P0=1.91KW； 由表11.7 k=0.971 由表11.12 kL=0.99 ； 由表11.10 P0=0.162KW z=取z=3根求轴上载荷 张紧力 F0= (由表11.4 q=0.10kg/m)轴上载荷 FQ= 带轮宽度B B=（z-1）e+2fV带尺寸顶宽 b=13mm节宽bp=11

10、mm高度h=8mm带质量q=0.1kg/m轮缘尺寸 e=15 f=10带宽B=（z-1）e+2f=(3-1)*15+2*10=50mm高速轴齿轮的设计与校核1、材料选择及热处理 选小齿轮 45钢 调质处理 选大齿轮 45钢 正火处理 2、初步计算 转矩 尺宽系数 高速级 3、由表12.16，取初步接触疲劳极限 由图12.17c 许用接触应力 初步计算小齿轮直径 取d1=64mm初步齿宽 取b=43mm4、接触强度校核圆周速度V 精度等级 由表12.6知：选8级精度齿数z、模数m和螺旋角 取Z=25 Z2=ixZ=3.535×30=88 则 = 使用系数 由表12.9知：动载系数由图1

11、2.9知：=1.15齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：【（+）】cos 【（）】cos12.4291.675 1.178 +1.675+1.1782.853 =20.441 =0.979 由上所得：齿向载荷分布系数 由表12、11 载荷系数 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16 重合度系数 螺旋角系数 接触最小安全系数 总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 由图12、18 许用接触应力及验算 计算结果表明，接触疲劳强度足够中心距 取中心距a=145mm实际分度圆直径d 取 取 取整b=44mm 弯曲疲劳强度验算=26.843 =94.489 齿数系数 应力修正系数

12、重合度系数 螺旋角系数 齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数 弯曲疲劳极限 由图12、13c得 弯曲最小安全系数 弯曲寿命系数 尺寸系数 许用弯曲应力验算弯曲疲劳强度 =故齿根弯曲强度符合要求。低速级齿轮的设计与校核1、材料选择及热处理 选小齿轮 45钢 调质处理 选大齿轮 45钢 正火处理 2、初步计算 转矩 尺宽系数 高速级 3、由表12.16，取初步接触疲劳极限 由图12.17c 许用接触应力 初步计算小齿轮直径 取d1=92mm初步齿宽 4、接触强度校核圆周速度V 精度等级 由表12.6知：选8级精度齿数z、模数m和螺旋角 取Z=30 则 = 使用系数 由表12.9知：动载系数由图

13、12.9知：=1.10齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：【（+）】cos 【（）】cos11.9981.698 1.553 +1.698+1.5533.251 =20.410 =0.981 由上所得：齿向载荷分布系数 由表12、11 载荷系数 弹性系数 由表12.12 节点区域系数 由图12.16 重合度系数 螺旋角系数 接触最小安全系数 总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 由图12、18 许用接触应力及验算 计算结果表明，接触疲劳强度足够中心距 取中心距a=176mm实际分度圆直径d 取 取 取71mm 弯曲疲劳强度验算=31.863 =90.280 齿数系数 应力修正系数 重合

14、度系数 螺旋角系数 齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数 弯曲疲劳极限 由图12、13c得 弯曲最小安全系数 弯曲寿命系数 尺寸系数 许用弯曲应力验算弯曲疲劳强度故齿根弯曲强度符合要求。高速轴的设计与校核1. 轴长度的估算以及基本尺寸的选取和确定：箱内齿轮端面至箱内壁距离 a=11mm齿轮宽度 两大齿轮间的距离 c=11mm轴承端面到箱内壁的距离 D=10mm初估轴承宽度 E=20mm壁厚 =10mm箱体轴承座凸缘宽度 F=+C1+C2+7mm=61mm轴承端盖凸缘厚度 G=10mm轴承端盖螺钉头高度 H=6mm大带轮端面至轴承端盖螺钉的距离 K=20mm大带轮宽度 M=50mm 装 订

15、线 2. 选 材 料 45钢 调质处理 3. 计算小齿轮受力确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）齿轮上作用力F1399.873N；水平面反力 垂直面反力 受力图水平面受力图水平面弯矩图垂直面受力图垂直面弯矩图合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图4. 许用应力许用应力值应力校正系数 5. 画当量弯矩图当量转矩 当量弯矩 6、危险截面尺寸初步计算 大带轮 左端轴承 齿轮1 所以由上述计算，所用的轴的直径在危险截面处的直径必须满足上述表达式。（2）中间轴（轴）的设计计算1、轴的受力分析转矩 齿轮2圆周力 径向力 轴向力齿轮3圆周力 径向力 轴向力 水平面反力 垂直面反力 受力图水平面受力图水平面弯矩

16、图垂直面受力图垂直面弯矩图合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图2. 许用应力许用应力值应力校正系数 3.画当量弯矩图当量转矩 当量装 订 线当量弯矩 当量弯矩图 见 附图二4.确定危险截面，校核轴径尺寸 所以由上述计算，所用的轴的直径在危险截面处的直径必须满足上述表达式。（3）低速轴（轴）的设计计算1、轴的受力分析转矩 齿轮4圆周力 径向力 轴向力 水平面反力 垂直面反力 受力图水平面受力图水平面弯矩图垂直面受力图垂直面弯矩图合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图2.许用应力许用应力值应力校正系数 3.画当量弯矩图当量转矩 当量装 订 线当量弯矩 4.确定危险截面，校核轴径尺寸 所以由上述计算，所用的轴的直

17、径在危险截面处的直径必须满足上述表达式。输出轴（轴）的安全系数法校核选取齿轮与轴肩的接触面作为危险截面进行安全系数法校核。1、 对称循环疲劳极限 轴材料选用45钢调制，由表3.2所列公式可求疲劳极限2、 脉动循环疲劳极限 3、 等效系数 4、 截面上的应力弯矩 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转切应力 扭转切应力幅和平均切应力 5、 应力集中系数因在此截面处，有轴直径变化，由附录表1可查出 表面状态系数 尺寸系数 6、安全系数 设为无限寿命 弯曲安全系数 扭转安全系数 复合安全系数 （7） 滚动轴承的选择及校核计算 高速轴（II轴）轴承选择与校核 1、 轴上径向载荷 2、附加轴向力 3、当量动载荷

18、 4、选取轴承型号 故选择7208AC轴承中间轴（轴）的轴承设计计算 1、 轴上径向载荷 2、附加轴向力 3、当量动载荷 右端轴承被压紧 4、选取轴承型号 故选择7208AC轴承低速轴（轴）的轴承设计计算 1、轴上径向载荷 2、附加轴向力 3、当量动载荷 4、选取轴承型号 故选择7209AC轴承键的设计计算均采用A型键联结，联结方式为静连接（1）高速轴（轴）键的设计计算大带轮端的键 键所在轴头直径为34mm，轴段长为50mm所以键的公称尺寸 强度校核：所能传递的转矩 故该键强度符合要求齿轮1处的键 键所在轴头直径为44mm，轴段长度为48mm 所以键的公称尺寸 强度校核：所能传递的转矩 故该键

19、强度符合要求（2）中间轴（轴）键的设计计算齿轮2处的键 键所在轴头直径为45mm，轴段长度为50mm 所以键的公称尺寸 强度校核：所能传递的转矩 故该键强度符合要求齿轮3处的键键所在轴头直径为44mm，轴段长度为75mm 所以键的公称尺寸 强度校核：所能传递的转矩 故该键强度符合要求（3）低速轴（轴）键的设计计算齿轮4处的键 键所在轴头直径为50mm，轴段长度为78mm 所以键的公称尺寸 强度校核：所能传递的转矩 故该键强度符合要求联轴器的设计计算联轴器的选择与校核公称转矩：系数K取1.4，选用弹性柱销联轴器 主动端：Y型轴孔，其相关几何尺寸为 其键的公称尺寸校核：由润滑方式、润滑油牌及密封装

20、置的选择齿轮采用浸油润滑，当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060m轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的三分之一，采用稠度较小润滑脂，为防止油池中的齿轮润滑油将轴承中的油脂冲掉，应该采用挡油环密封在机座和机盖的结合面上禁止使用垫片，应涂以密封胶或水玻璃等粘结剂加以密封。减速器内装有220工业齿轮油，且油量达到规定的深度。油脂填充量： n1500min1 2/3 空间 n1500min1 1/31/2 空间换油时间：取决于油中杂质的多少和被污染的程度，一般半年左右.设计小结为期三周的课程设计就这样结束了，从一开始的期盼，

21、到一味的反感，再到收获的喜悦。一路上走来，洒满了无数的惊喜，相互交流中，更多了学到了很多课本上无法学到的知识。在设计中，首先是计算，从带传动到齿轮，再到联轴器等等。大量的数据一遍又一遍的计算，有的计算了四五遍。还记得前面因为带传动功率用错了，倒置从头再来。也记得把高速齿轮的算错了，又一次从头再来。这不像平时的作业，错了一处，改过来对其他的不会有很大的影响，一个地方出错，和后面有关联的都要改动，也许这可以叫做设计的整体性吧。大量的计算过后，除了巩固课本知识，还学到了狠多以前没有注意的知识点。画图的时候很多地方也是要计算的，有些地方要考虑设计的是否合理，使自身对减速器有一个立体的概念。不会的地方和同学交流，相互查找对方的错误，收获了知识的同时，也是我们有更的时间互相沟通，知道了那个地方容易出错，知道了那个方案更合理设计的时候计算很多，主要原因是很多是标准件，或者规定有特定值，轴承、键的选择、端盖的选择、齿轮轮毂的尺寸、密封圈这些都要查看书才能把图画的准确。最令我头疼的是CAD画正式草图，这也是我本次课程设计收获最多的一个地方。开始的时候，自己学着画，花费了好几个小时，还是画不出来，一点都不懂绝望的念头顿时就产生。我遇到不会的就跟舍友同学交流沟通，同时积极向老师请教，过了没多久，就会用了，于是通宵了一晚上把正式图的大概画