精密机械课程设计螺旋输送机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器

1、课程设计说明书华侨大学课程设计论文题 目 精密机械设计 学 院 机电学院 专 业 班 级 学 生 学 号 指导教师 二一一 年 一 月 二十一 日精密机械设计课程设计任务书A(3)姓名 专业 班级 学号 一、设计题目：螺旋输送机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器二、系统简图：三、工作条件：螺旋输送机单向运转，有轻微振动，两班制工作，使用期限5年，输送机螺旋轴转速的容许误差为±5%，减速器小批量生产。四、原始数据已知条件题 号1234输送机螺旋轴功率P（kW）3.544.55输送机螺旋轴转度n（r/min）50556065五、设计工作量：1. 设计说明书1份2. 减速器装配图1张3. 减速

2、器零件图2张指导教师： 开始日期： 2011年 1 月 9 日 完成日期：2011 年1 月 20 日计 算 及 说 明结 果一、 电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=2×3××根据机械设计课程设计10表2-2式中：1、2、 3、4分别为联轴器、滚动轴承（两对）、圆柱直齿轮传动和圆锥齿轮传动

3、的传动效率。取=0.99，0.992，0.97，.3则：总=0.992×0.9923×0.97×0.93 =0.86所以：电机所需的工作功率：Pd=/总 =3.5/ 0.86 =4.06 (kw)总=0.86Pd=4.06 (kw)34计 算 及 说 明结 果 3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： n【（1-5%）（1+5%）】×50r/min 47.552.5 r/min根据机械设计课程设计10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比=6 。则总传动比理论范围为：a ×=24。故电动

4、机转速的可选范为 Nd=a× n =(624)×50 =3001200 r/min则符合这一范围的同步转速有：750和1000 r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M2-65.51000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格n47.552.5 r/min Nd=3001200 r/min

5、计 算 及 说 明结 果 和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781238×8010×41电动机主要外形和安装尺寸二、 计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=

6、 nm/ n=960/50=19.2ia=19.2计 算 及 说 明结 果 总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P10表2-3，取i0=4（圆锥齿轮传动 i=26）因为：iai0×i所以：iiai019.2/44.8四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各

7、轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数i0=4i i4.8计 算 及 说 明结 果 1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： 轴：n= nm=960（r/min）轴：n= n/ i=960/4.8=200r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i 0=200/4=50 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1=4.06×0.99=4.02（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =4.02×0.992×0.9

8、7=3.87（KW）III轴： P= P·23= P·2·1 =3.87×0.992×0.99=3.81（KW） 螺旋输送机轴：PIV= P·2·4=3.51（KW）n=960（r/min）n= n=200r/minnIV=50r/minP=4.02（KW）P=3.87（KW）P=3.81（KW）PIV=3.51（KW）计 算 及 说 明结 果 （3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×4.06/960=40.39 N·m轴： T= Td·0

9、1= Td·1=40.39×0.99=39.98 N·m 轴： T= T·i·12= T·i·2·3 =39.98×4.8×0.992×0.97=184.68N·mIII轴：T = T·2·4=181.37 N·m螺旋输送机轴：TIV = T ·i0·2·4=669.30N·m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P×轴承=4.06×0.992=3

10、.99KWP= P×轴承=3.87×0.992=3.84KWP = P×轴承=3.81×0.992=3.78KW（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=39.98×0.992=39.66 N·mT = T×轴承=184.68×0.992= 183.20N·mT = T×轴承=181.37×0.992= 179.92N·mT Td=40.39 N·mT=39.98 N·mTII=184.68N

11、83;mT=181.37 N·mTIV=669.3N·mPI=3.99KWPII=3.84KWPIII=3.78KwTI=39.66NmTII=183.20NmTIII=179.92 计 算 及 说 明结 果 综合以上数据，得表如下：轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴4.0640.3996010.99轴4.023.9939.9839.669600.964.8轴3.873.84184.68183.202000.98轴3.813.78181.37179.9220040.92输送机轴3.513.51669.30

12、669.3050计 算 及 说 明结 果传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.8 Z2=Z1·u=20×4.8=96 取Z2=96由表10-7选取齿宽系数d1（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t 确定各参数值1) 试选载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P

13、/n1=9.55×106×3.99/960 =3.97×104N·mm3) 材料弹性影响系数由机械设计表10-6取 ZE=189.84) 区域系数 ZH=2.55) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×960×1×（2×8×300×5）1.382×109 N2N1/4.82.879×1087) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.97 8）计算接触

14、疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.90×600MPa540MPaH20.95×550MPa533.5MPad1Z1=20Z2=96T1=3.97×104N·mmN11.382×109 N22.879×108H1540MPaH2522.5MPa计 算 及 说 明结 果（4）、计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值d1t=46.561mm2) 计算圆周速度v=2.340m/s3) 计算齿宽b及模数mtb=d*d1t=1×46.561mm=46.561mmmt=2.328 mmh=2

15、.25mt=2.25×2.328mm=5.24mmb/h=46.561/5.24=8.884) 计算载荷系数K 已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.34m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1.14；d1t46.561 mmv=2.340m/sb=46.561mmmt=2.328mmh=5.24mmb/h=8.88计 算 及 说 明结 果由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH=1.343由图1013查得KF=1.290直齿轮KH=KF=1。故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=1.25×1.14×1×1.

16、343=1.9145) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=52.969mm6) 计算模数m m =mm=2.65 mm（5）按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1） 确定计算参数A. 计算载荷系数K=KA*KV*KF*KF=1.25×1.14×1×1.290=1.838B. 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.80；YFa2=2.188K=1.914d1=52.969mmm=2.65 mmK=1.838计 算 及 说 明结 果C. 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.786

17、 D. 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）F= F1=303.57Mpa F2=238.86MPaE. 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01430=0.01636 大齿轮的数值大。（6）、设计计算m=1.81mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.81并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=52.969mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=52.969/

18、2=26.48取Z1=271=303.57Mpa2=238.86MPa=0.01430=0.01636m1.81mmm=2mmZ1=27计 算 及 说 明结 果 大齿轮齿数 Z2=4.8x27=129.6 取Z2=130（7）、几何尺寸计算a) 计算分度圆直径d1=m·Z=2×27=54 mm d2=m·Z1=2×130=260mmb) 计算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（27+130）/2=157 mmc) 计算齿轮宽度b= d1·d=54 取B2=54mm B1=60mm （8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图1

19、0-39（机械设计）Z2=130d1=54 mmd2=260mma=157 mmB2=54mm B1=60mm计 算 及 说 明结 果轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质，硬度280HBS轴的输入功率为PI=4.02 KW 转速为nI=960r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力d计 算 及 说 明结 果 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=54mm而 Ft1=1470.4NFr1=Ft=535.2N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）确定

20、轴各段直径和长度1，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，而联轴器另一段与电动机相连，D=38mm则轴应该取=30mm，根据计算转矩TC=KA×TI=1.3×39.99=51.99Nm，查标准GB/T 50141986，选用HL3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=60mm,轴段长L1=58mm2，右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径Ft1=1470.4NFr1=535.2ND1=30mmL1=58mm计 算 及 说 明结 果 取35mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为25mm，故取该段长为L

21、2=58.5mm3，右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为40mm，长度为L3=35mm4，右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为58mm，分度圆直径为54mm，齿轮的宽度为60mm，则，此段的直径为D5=58mm，长度为L5=60mm5，右起第五段，右起第五段，该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D5=40mm，长度L5=35mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的

22、支反力：RA=RB=Ft/2 =735.2N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0D2=35mmL2=58mmD3=35mmL3=20mmD4= 58mmL4=60mmD5= 40mmL5=35mmRA=RB=735.2N计 算 及 说 明结 果 那么RA=RB =Fr/2=267.6N1） 作出轴上各段受力情况及弯矩图2） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：RA=RB 267.6 N计 算 及 说 明结 果 e= MeC2/W= MeC2/(0.

23、1·D43)=70.36×1000/(0.1×503)=5.62<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=25.61 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。（二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=3.87KW 转速为nI=200r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度

24、圆直径为d2=260mm而 Ft1=1420.6NFr1=Ft=510.6N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。dFt1=1420.6NFr1=510.6N计 算 及 说 明结 果 3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）确定轴各段直径和长度1，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取32mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3×184.68=240.08N.m，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm2，右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40

25、mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为25mm，故取该段长为L2=58.5mm3，右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则D1=32mmL1=80D2=40mmL2=58.5mm计 算 及 说 明结 果 轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为45mm，长度为L3=42.5mm4，右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为260mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=54mm，为了保证定

26、位的可靠性，取轴段长度为L4=50mm5，右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=62mm ,长度取L5=6mm6，右起第六段，该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D6=45mm，长度L6=32.5mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =710.3N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=255.3N3） 作出轴上各段受力情况及弯矩图D3=45mmL3=42.5mmD4=50mmL4=50mmD5=62mmL5=6mm D6=45mm，L6=3

27、2.5mmRA=RB=Ft/2=710.3NRA=RB =255.3N计 算 及 说 明结 果4） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)计 算 及 说 明结 果 =124.83×1000/(0.1×503)=9.75<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1

28、×323)=32.35Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。三、 箱体的设计1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。4. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸

29、出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。计 算 及 说 明结 果5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用8.

30、环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：计 算 及 说 明结 果 名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C122，

31、 18, 16df，d1, d2至凸缘边缘距离C220, 16，14轴承旁凸台半径R114凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 42大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D280， 85轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2计 算 及 说 明结 果四、 键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=50mm L3=50mm T=184.68Nm查手册 选用A型平键A键 16×10 GB1096-2003

32、 L=L1-b=50-16=34mm根据课本（6-1）式得p=4 ·T/(d·h·L)< R (100Mpa)1. 输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d2=30mm L2=58mm T=39.66N·m查手册 选A型平键 GB1096-2003A键8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8=52mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）< p (100Mpa)3. 输出轴与联轴器2联接采用平键联接轴径d2=32mm L2=80mm T=183.20N·m查手册 选A型平键 GB109

33、6-2003A键10×8 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 ·T/（d·h·l）< p (150Mpa)计 算 及 说 明结 果五、 滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh=2×8×300×5=24000小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=535.2N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号选择6208轴承 Cr=19.8KN预期寿命足够此轴承合格2.输入轴的轴承设计计算（1）初步

34、计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=510.6N计 算 及 说 明结 果 （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号选择6209轴承 Cr=24.5KN预期寿命足够此轴承合格六、 联连轴器的选择（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC2=KA×T=1.3×39.66=51.56Nm， TC1=KA×T=1.3×183.20=238.16Nm，其中KA为工况系数，KA=1.3（3）型号选择根据TC1，轴径d

35、1，轴的转速n1， 查标准GB/T 50141985，输入轴选用HL3型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=635Nm, 许用转速n=5000r/m ,故符合要求。根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5200r/m ,故符合要求。十、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5十一、润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。二、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十二