机械设计课程设计-用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器教材

1、齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计题目题号：一级圆柱齿轮减速器学院:机电工程学院专业班级：机械112班学生姓名：尹海亮指导教师：蔡有杰成 绩:2013 年 12 月 16 日齐齐哈尔大学机械设计制造及其自动化 专业机械设计课程设计任务书学生姓名： 尹海亮 班级：机械112学号：2011111042一 设计题目：设计一用于一级圆柱齿轮减速器给定数据及要求已知条件：运输机工作轴扭矩T=820N.m，运输机工作轴转速 n=130r/min。（允许运输带速度误差为 5%）;使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。小批量生产。二应完成的工作1. 减速器装配图1张（A0图纸）；2. 零

2、件工作图1 2张；3. 设计说明书1份。指导教师：蔡有杰发题日期2013年12月10日完成日期2013年12月16日机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分 值评价标准评价 等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理 论与实践发展趋势，科 学性强。方案确定合理， 技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与 图纸质量20设计说明书结构完整， 层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误 较少。设计说明书结构一般，层 次较清楚，无重大语法错 误。图纸质量一般，有较多错

3、 误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真， 勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为 A、B、C、D四级，低于A高于C为B,低于C为D。2、 每项得分=分值X等级系数（等级系数：A为1.0, B为0.8, C为0.6 , D为0.4）3、 总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。摘要一级圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小40000kV,圆周速度也可从很低至 60m/s 70吋s

4、,甚至高达150m/s。传动功率很大 的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷， 有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法 采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承关键词：圆柱齿轮 圆周速度 传动系统 双驱动18目录、机械设计课程设计任务书 二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择 十一、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择 十二、设计

5、小结机械设计课程设计任务书计算与说明计算结果:二、传动方案拟定设计用于螺旋输送机的一级圆珠齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：运输机工作轴扭矩 T=820N.m，运输机工作轴转速 n=130r/min。T=820N.m三、电动机选择n=130r/mi n1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：n总=n 2联轴器x n 3轴承x n圆珠轮x n圆珠轮x n工作机=0.992 x 0.983 x 0.97 x 0.93 x 0.96=0.80（2）工作机所需的工作功率：Tn 820 x 13

6、0P 工作=9550 =9550=7.4 KWn 总=0.80（3）电动机所需的工作功率：P 工作=7.4 KWPx作7.4P 电机=总=0-8 =9.25 KW3、确定电动机转速：查表按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围36。圆锥齿轮传动比范围23，则总传动比理时范围为618。故电动机转速的可选范围为nd= (618) x 130=7802340r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。综合考虑选 n=1500r/min电机。4、确定电动机型号（查设计书196页）根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及冋步转速，选定电动机型号为Y160M-4。其主要性能：额定

7、功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。质量123kg。电动机型号Y160M-4四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总=门电动/n=1460/130=11.22、分配各级传动比（1） 取齿轮i圆柱齿=5 （单级减速器i=36合理）（2）/ i总=i圆柱齿x i圆锥齿i 总=11.2 i圆锥齿=i总/i圆柱齿=11.2/5=2.24据手册得i圆柱齿=4五、运动参数及动力参数计算i圆锥齿=2.241、计算各轴转速nI=n 电机=1460 r/minnII= n 川=nl/i 圆柱齿=1460/5=292 r/minnW =n 川/i 圆柱齿=292/2.24=13

8、0 r/min2、计算各轴的功率PI=P 电机x n 联轴器=11 X 0.99=10.89 KWPII=PI x n 轴承x n 圆柱齿=10.89 x 0.98 x 0.97=10.35 KWPIII=PII x n 轴承x n 联轴器=10.35x 0.98X 0.99=10.04 KWPW =Pmx n 轴承x n 圆锥齿=10.04x 0.98x 0.93=9.15 KW3、计算各轴扭矩(N mm)TI=9.55 x 106PI/n 1=9.55 x 106 x 10.89/1460=71233 N mmTII=9.55 x 106PII/n 11=9.55 x 106x 10.35

9、/292= 338502 N mmTIII=9.55 x 106PIII/nIII=9.55 x 106x 10.04/292= 328363 N mm六、传动零件的设计计算1、圆柱齿轮传动的设计计算(1) 选择齿轮材料及精度等级齿轮米用软齿面，小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为 241286HBS。大齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度217286HBS。选8级精度，齿面精糙度Raw 1.63.2 m(2) 按齿面接触疲劳强度设计恥击严士1/;)2由公式dU h确定参数如下：传动比i圆柱齿=5取小齿轮齿数 Z仁22。则大齿轮齿数：Z2=i圆柱齿 Z仁5 x 22=110实际传动比i0=110/

10、22=5传动比误差：i圆柱齿-i0/i圆柱齿=5-5/5=0%2.5% (可用)齿数比：u=i0=5取 $ d=1.2取 k=1.2ZE=189.8ZH=2.5接触疲劳极限查表有d Hlim仁720 Mpar Hlim2=700 Mpa取安全系数 SH=1.0，由d H= d Hlim/SH 得：d H1= d Hlim1/SH=720/1.0=720Mpad H2= d Hlim2/SH=700/1.0=700Mpa故得：nI =1460r/mi n nII= n 川=292r/min nW =130 r/minPI=10.89KWPII=10.35KW PIII=10.04KW PW =9

11、.15KWTI=71233N mm TII=338502N mm TIII=328363N mmi圆柱齿=5Z仁22Z2=110 u=5d H仁720Mpa d H2=700Mpad1討晋(各 *d u2 汉1.2 汉 712335+1(189.8 汉 2.5)25 (700)1.2m=2mm= 42.9模数：m=d1/Z 仁43/2=1.95m取标准模数： m=2mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度由试 d F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa r H确定相关参数如下: 分度圆直径：d仁mZ1=2 X 22=44md2=mZ2=2 X 110=220mm齿宽：b= $ dd1=1.2 X 44

12、=53mm取 b2=53mmb仁58mm查表得齿形系数YFa和应力修正系数 YSaYFa 仁2.83YSa 仁1.58YFa2=2.2YSa2=1.83查表得弯曲疲劳极限 d FE1=595 Mpa d FE2=590 Mpa 取SF=1.25 由d F= d FE /SF计算两轮的许用弯曲应力 d F1= d Flim1 /SF=595/1.25=476Mpad F2= d Flim2 /SF =590/1.25=472Mpa将求得的各参数代入式中d F仁(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2 X 1.2X 71233/53 X 22 X 22) X 2.83X 1.58 =163.

13、9Mpa d F1d F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2 X 1.2 X 71233/58 X 22 X 110) X 2.2 X 1.83=26.9Mpa d F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(4)计算齿轮的相关参数中心距 a=m/2(Z1+Z2)=2/2(22+110)=132mm取 ha*=1c*=0.25则齿顶圆直径：da仁(Z1+2ha*)m=(22+2 X 1) X 2=48mm da2=(Z2+2ha*)m=(110+2 X 1) X 2=224mm 齿根圆直径：df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2 X 0.25) X 2=39mm df2=(Z2

14、-2ha*-2C*)m=(110-2-2 X 0.25) X 2=215mm(5)计算齿轮的圆周速度 VV= n d1n1/60 X 1000=3.14 X 44 X 1460/60 X 1000=3.36m/s查表可知，齿轮精度选择是合适的。2.圆锥齿轮传动的设计计算齿轮采用软齿面，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度 210230HBS。选8级精度，齿面精糙度 Raw 1.63.2m(1)按弯曲疲劳强度设计计算d1=44mmd2=220mmb仁 58mmb2=53mmYFa 仁2.83YFa2=2.2YSa1=1.58YSa2=1.83d

15、F1=476Mpad F2=472Mpad F1=163.9Mpad F2=26.9Mpaa=132mmda1=48mmda2=224mmdf1=39mmdf2=215mmV=3.36m/sZ1=17Z2=41u=2.41取Z1=17,已知圆锥齿轮传动比i圆锥齿=2.4，则大齿轮齿数 Z2=17 X 2.4=40.8。取大齿轮齿数为41。实际传动比i0=41/17=2.41传动比误差：i圆锥齿-i0/i圆柱齿=2.4-2.41/2.4=-0.42%（可用）齿数比：u=i0=2.41/4KTYfaYsa由公式m；rZi（1-0.5R）/ “ H确定参数如下：取 K=1.2 R=0.25Z2 41

16、S 2=arctan 乙=arctan 17 =68 度S 仁90- S 2=90-68=22 度由 ZV=Z/COS S 有:ZV1=Z1/COSS 1=17/COS22。=18.3ZV2=Z2/COSS 2=41/COS68。=109.3查表有:YFa 仁3.04YFa2=2.25YSa1=1.53YSa2=1.83cr FE1=700 Mpa(T FE2=580 Mpac H1=0.7 c FE1=0.7 X 700=490Mpac H2=0.7 c FE2=0.7 X 580=406Mpa 已知 T仁T 川=328363 N mm故:4KT1丫 faYsa3 2,mJ RZ1(一。5

17、R)2 u2 1C H4心.2 汉 3283630.25 172(1 _0.5 0.25)2 2.4212.25 1.83406=4.78取 me=5(2)圆锥齿轮的其它参数计算d1=me X Z1=5 X 17=85d2=me X Z2=5 X 41=205+Z225 J172 +412RE= 2= 2=110.95bw Re/3=110.95/3=36.9mm(取 36mm)齿顶圆直径：da仁d1+2mecosS 仁85+2 X 5cos22。=94.27S 1=22 度S 2=68度ZV仁 18.3ZV2=109.3YFa 仁3.04YFa2=2.25YSa1=1.53YSa2=1.83

18、c FE1=700Mpac FE2=580Mpac H1=490Mpac H2=406Mpame=5d1=85d2=205b =36da 1=94.27da2=208.7Df1=75.73Df2=201.25dmin=35mmd1=35mmL1=82mmd2=40mmL2=75mm d3=45mm L3=40mm d4=50mmL4=55mmd5=60mmL5=10mm d6=55mm L6=8mm d7=45mmL7=20mmL=290mma=55mmb=57.5mmc=126mmda2=d2+2mecos S 2=205+2 x 5cos68。=208.7齿根圆直径：Df1=d1-2mec

19、os S 仁85-2 x 5cos22。=75.73Df2=d2-2mecos S 2=205-2 x 5cos68。=201.25七、轴的设计计算输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 40Cr 调质，硬度 241286HBS、b = 750 Mpa、 C. n =105 x 360 =32.16mm考虑有键槽，将直径增大4%，则d32.16X (1+4%)=33.45mm所以选dmin=35mm2、轴的结构设计(1) 轴上零件的定位，固定和装配将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位， 右面用 套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定， 两轴承分别以轴肩和大筒定位，

20、则 采用过渡配合固定。(2) 联轴器选择根据T=338502 N mm和dmin=35mm ,初选联轴器为 TL6弹性套柱销联轴 器，主动端 d仁35mm。(3) 确定轴各段直径和长度，见图aI段：d仁35mm由联轴器确定 L仁82mmII段：考虑毡圈轴径取 d2=40mm，安装凸缘式轴承盖和弹性套柱销联轴器，考虑 必要的安装距离取 L2=75mm川段：初选用6209型深沟球轴承，其内径为45mm，查表得B=19mm , D=85mm ,所以 d3=45mm。 L3=40mm段：直径 d4=50mm,L4=55mm (比齿宽小 2mm)V段：d5=60mm,L5=10mmW段：d6=55mm,

21、 L6=8mmvn段:d7=45mm,L7=20mm整段轴长L=290mm 。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距a=55mm b=57.5mmc=126mm(4)按弯矩复合强度计算已知分度圆直径 d2=220mm、扭矩T2=338502 N mm则：圆周力 Ft=2T2/d2=2 X 338502/220=3077N径向力 Fr=Ft tana =3077X tan200=1120N(a) 绘制轴受力简图，见图b(b) 绘制垂直面弯矩图(如图c)轴承支反力：FAV=FBV=Fr/2=1120/2=560 NFAH=FBH=Ft/2=3077/2=1538.5N由两边对称，知截面 C的弯矩也对称。

22、截面C在垂直面弯矩为MCV=FA V X a=560X 55=30800N mm(c) 绘制水平面弯矩图，见图do截面C在水平面上弯矩为：MCH=FAH X a=1538.5 X 55=84618 N mm(d) 绘制合成弯矩图，见图eMC=(MCV2+MCH2)1/2=(308002+846182)1/2=90049N mm(e) 绘制扭矩图，见图f转矩：T=338502N mm(f) 绘制当量弯矩图，见图 g转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取a =0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+( a T)21/2=900492+(0.6 X 338502)21/2=222168N mm(g

23、) 校核危险截面C的强度d e=Mec/0.1d43=222168/0.1 X 503=17.78MPa C. n =105 X 1460 =20.52mm考虑有键槽，将直径增大4%，则d 20.52 X (1+4%)=21.34mm所以选dmin=22mm (由联轴器确定 d=22mm )Ft=3077NFr=1120NFAV=FBV =560NFAH=FBH=1538.5NMCV=30800N -mmMCH=84618N -mmMC=90049N mmMec=222168N.mmd e=17.78MPa该轴强度足够dmin=22mm轴承预计寿命40000hFAR= FBR =1637N八、

24、滚动轴承的选择及校核计算 根据已知条件，轴承预计寿命为16X 250X10=40000h计算输出轴承：已知 n n =360r/minCr=24500NLh=89815h此轴承合格A型平键16X 10d p=90.27Mpa该键安全A型平键10X 8d p=128.95Mpa该键安全输入轴联轴器TL4 X 52 GB4323输入轴联轴器TL6 X 82 GB4323Fa=O FAR= FBR = (FA V2 +FAH2)1/2=(5602 +1538.52)1/2=1637N 试选6209型深沟球轴承，Cr=24500N取 =3取温度系数ft=1 fP=1.2计算轴承寿命LhLh= ( 10

25、6/60n )x (ftCr/fpP) =(106/60 X 360 )X (1 X 24500/1637 X 1.2)3=89815h40000h此轴承合格九、键联接的选择及校核计算1、校核输出轴与齿轮的平键联接轴径 d4=50mmL4=55mmT=338502Nmm选用A型平键，键16X 10 GB1096-79键长取l=30mm 键高h=10mm从课本表10-10查得：d p=140MPa据课本P243式(10-5 )得d p=4T/dhl=4 X 338502/(50 X 10X 30)=90.27Mpa d p该键安全。2、校核输出轴与联轴器的平键联接轴径 d4=35mmL4=82mmT=338502Nmm选用A型平键，键10X 8GB1096-79键长取l=30mm 键高h=10mm从课本表10-10查得：d p=140MPa据课本P243式(10-5 )得d p=4T/dhl=4 X 338502/(35 X 10X 30)=128.95Mpa d p该键安全。十、联轴器的选择1. 输入轴联轴器选择根据T=71233 N mm和dmin=22mm ,选联轴器为 TL4 X 52 GB4323弹性套 柱销联轴器，主动端 d仁22mm,从动端d2=22mm