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

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

2、作1. 减速器装配图1张（A0图纸）；2. 零件工作图12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

3、。图纸质量一般，有较多错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×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40000kW，圆周速度也可从很低至60m/

4、s一70ms，甚至高达150ms。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 双驱动目 录一、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

5、计小结 一、 机械设计课程设计任务书计 算 与 说 明二、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。三、电动机选择1、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：总=2联轴器×3轴承×圆珠轮×圆珠轮×工作机 =0.992×0.983×0.97×0.93×0.96=0.80(2) 工作机所需的工作功率：P工作=

6、7.4 KW(3) 电动机所需的工作功率：P电机=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）×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，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。质量123kg。四、计

7、算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n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×i圆锥齿i圆锥齿=i总/ i圆柱齿= 11.2/5=2.24五、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速nI=n电机=1460 r/minnII= n=nI/i圆柱齿=1460/5=292 r/minn=n/i圆柱齿=292/2.24=130 r/min2、 计算各轴的功率PI=P电机×联轴器=11×0.99=10.89 KWPII=PI×轴承×圆柱齿=10.89

8、15;0.98×0.97=10.35 KWPIII=PII×轴承×联轴器=10.35×0.98×0.99=10.04 KWP=P×轴承×圆锥齿=10.04×0.98×0.93=9.15 KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×10.89/1460=71233 N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×10.35/292= 338502 N·mmT

9、III=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×10.04/292= 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 齿轮采用软齿面，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Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由公式 确定参数如下：传动比i圆柱齿=5取小齿轮齿数Z1=22。则大齿轮齿数：Z2=i圆柱齿Z1=5×22=110 实际传动比i0=110/22=5传动比误差：i圆柱

10、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Hlim1=720 Mpa Hlim2=700 Mpa 取安全系数SH=1.0，由H=Hlim/SH得：H1=Hlim1/SH=720/1.0=720Mpa H2=Hlim2/SH=700/1.0=700Mpa故得：模数：m=d1/Z1=43/2=1.95m取标准模数：m=2mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度由试 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定相关参数如下：分度圆直径：d1=mZ1=2×22=44md2=mZ2=2&#

11、215;110=220mm齿宽：b=dd1=1.2×44=53mm取b2=53mm b1=58mm查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSa YFa1=2.83 YSa1=1.58YFa2=2.2 YSa2=1.83 查表得弯曲疲劳极限 FE1=595 Mpa FE2=590 Mpa取SF=1.25 由 F= FE /SF计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 /SF=595/1.25=476Mpa F2=Flim2 /SF =590/1.25=472Mpa将求得的各参数代入式中F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.2×71233/53×

12、;22×22) ×2.83×1.58=163.9Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1.2×71233/58×22×110) ×2.2×1.83=26.9Mpa< 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*=1 c*=0.25则齿顶圆直径：da1=(Z1+2ha*)m=(22+2×1) ×2=48mmda2=(Z2+2ha*)m=(110+2×1

13、) ×2=224mm齿根圆直径：df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2×0.25)×2=39mmdf2=(Z2-2ha*-2C*)m=(110-2-2×0.25)×2=215mm (5)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×44×1460/60×1000=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

14、Ra1.63.2m(1)按弯曲疲劳强度设计计算 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=17×2.4=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由公式m确定参数如下:取K=1.2R=0.252=arctan= arctan=68度1=90-2=90-68=22度由ZV=Z/COS有：ZV1=Z1/COS1=17/COS22。=18.3ZV2=Z2/COS2=41/COS68。=109.3查表有：YFa1=3.04 YSa

15、1=1.53 YFa2=2.25 YSa2=1.83FE1=700 MpaFE2=580 MpaH1=0.7FE1=0.7×700=490MpaH2=0.7FE2=0.7×580=406Mpa已知T1=T=328363 N·mm故：m = =4.78取me=5 （2）圆锥齿轮的其它参数计算 d1=me×Z1=5×17=85d2=me×Z2=5×41=205RE=110.95bRe/3=110.95/3=36.9mm (取36mm) 齿顶圆直径：da1=d1+2mecos1=85+2×5cos22。=94.27da2

16、=d2+2mecos2=205+2×5cos68。=208.7齿根圆直径:Df1=d1-2mecos1=85-2×5cos22。=75.73Df2=d2-2mecos2=205-2×5cos68。=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、-1b=75Mpa，取c=105。dC.=105×=32.16mm考虑有键槽，将直径增大4%，则d32.16×(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

17、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，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d1=35mm。（3）确定轴各段直径和长度，见图a段：d1=35mm 由联轴器确定L1=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d

18、4=50mm, L4=55mm（比齿宽小2mm）段:d5=60mm, L5=10mm段:d6=55mm, L6=8mm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=57.5mm c=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=2×338502/220=3077N径向力Fr=Ft·tan=3077×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=

19、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。截面C在垂直面弯矩为MCV=FAV×a=560×55=30800N·mm (c)绘制水平面弯矩图,见图d。截面C在水平面上弯矩为：MCH=FAH×a=1538.5×55=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

20、转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=900492+(0.6×338502)21/2=222168N·mm (g)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d43=222168/0.1×503=17.78MPa< -1b=75MPa所以该轴强度足够。（5）输入轴最小直径确定选用40Cr调质，硬度241286HBS、b = 750 Mpa、-1b=75Mpa，取c=105。dC.=105×=20.52mm考虑有键槽，将直径增大4%，则d20.52×(1+4%)=21.34mm所以选dm

21、in=22mm（由联轴器确定d=22mm）八、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16×250×10=40000h计算输出轴承： 已知n=360r/min Fa=0 FAR= FBR = (FAV2 +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=（106/60n）×(ftCr/fpP)=（106/60×360）×(1×24500/1637×1.2)3 =89815h>4000

22、0h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=50mm L4=55mm T=338502Nmm选用A型平键，键16×10 GB1096-79键长取l=30mm 键高h=10mm从课本表10-10查得：p=140MPa据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=4×338502/(50×10×30)=90.27Mpa<p 该键安全。2、校核输出轴与联轴器的平键联接轴径d4=35mm L4=82mm T=338502Nmm选用A型平键，键10×8GB1096-79键长取l=30mm 键高h=10mm从课本

23、表10-10查得：p=140MPa据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=4×338502/(35×10×30)=128.95Mpa<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TL4×52 GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=22mm, 从动端d2=22mm，Y型轴孔，A型键槽。2.输出轴联轴器选择根据T=338502 N·mm和dmin=35mm，初选联轴器为TL6×82 GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm，从动端d

24、2=35mm，Y型轴孔，A型键槽。十一、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择 因齿轮的圆周速度V=3.36m/s，所以齿轮采用油润滑。其接触应力小于500MPa,润滑油牌号选用L-CKB, 采用毡圈密封。十二、设计小结 将近三周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用，更增强了我的自学能力。通过这些天来的实践，我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程，涉及的知识相当广，几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。理论力学的受力分析、材料力学的应力作用、互换性测量的公差配合、工程材料的材料选择等等，都需要温故知新，灵活运用。从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成，内心不觉涌动一种激情，

25、似乎看到积流成河的壮丽景象。这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。最后，要感谢耐心指导的老师！通过本次课程设计，我收获颇丰，同时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。我会在今后的学习中继续努力。参考文献1 王世刚. 机械设计实践 （修订版）哈尔滨工程大学 出版社2003 2机械设计手册第2版,徐灏主编.北京：机械工业出版社，20013机械设计课程设计,殷玉枫 主编.北京：机械工业出版社,20004机械原理第6版，孙桓，陈作模 主编.北京：高等教育出版社，20015机械设计手册，机械设计手册编委会 主编.北京：机械工业出版社，20046互换性与质量控制基础，林景凡，王世刚，李世

26、恒 主编.北京：中国科学技术出版社，19997材料力学第4版，刘鸿文 主编.北京：机械工业出版社,19928机械设计课程设计，朱文坚，黄平主编.华南理工大学出版社，20039 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书M.南京：南京理工大学，2010.210徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙：湖南大学出版社，2006.计算结果T=820N.mn=130r/min总=0.80P工作=7.4 KW电动机型号Y160M-4i总=11.2据手册得i圆柱齿=4i圆锥齿=2.24nI =1460r/minnII= n=292r/minn=130 r/minPI=10.89KWPII=10.35KWPIII=10.04