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。二应完成的工作1 .减速器装配图1张（A0图纸）；2 .零件工作图12

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f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，语后流畅。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，尢重大语法错误。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，

3、有f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。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40000kW圆周速度也可从很低至60m/s70m/s,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

4、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20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、设计小结机械设计课程设计任务书计算与说明计算结果一、传动力某拟7E设计用于螺旋输送机

5、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：刀总二刀2联轴器X刀3轴承X刀圆珠轮X刀圆珠轮X刀工作机=0.992X0.983X0.97X0.93X0.96=0.80(2)工作机所需的工作功率：Tn820-130二P工作=9550=9550=7.4kw(3)电动机所需的工作功率：上一74P电机="息=0-8=9.25KW3、确定电动机转速：查表按推荐值

6、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)x130=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、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总二门电动/n=1460/130=11.22、分配各级传动比(1) 取齿轮i

7、圆柱齿=5(单级减速器i=36合理)(2) ,i总=圆柱齿xi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=1460r/minT=820N.mn=130r/minY总=0.80P工作=7.4KW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=nID=nI/i圆柱齿=1460/5=292r/minmv=nm/i圆柱齿=292/2.24=130r/minnII=nm=292r/minnW=130r/min2、 计算各轴的功率PI=P电机X打联轴器=11X0.99=10.89K

8、WPII=PIXY轴承X刀圆柱齿=10.89X0.98X0.97=10.35KWPIII=PIIX刀轴承X刀联轴器=10.35X0.98X0.99=10.04KWPIY=Pinx刀轴承X刀圆锥齿=10.04X0.98X0.93=9.15KW3、 计算各轴扭矩(Nmm)TI=9.55X106PI/nI=9.55X106X10.89/1460=71233N-mmTII=9.55X106PII/nII=9.55X106X10.35/292=338502N-mmTIII=9.55X106PIII/nIII=9.55X106X10.04/292=328363N-mm六、传动零件的设计计算1、圆柱齿轮传动

9、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Ra<1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计d1_32KT1U-1(ZEZH)2由公式'du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=5X22=110实际传动比i0=110/22=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4d=1.2取k=1.2ZE=189.8ZH=2.5接触疲劳极限查

10、表有tHlim1=720MpatHlim2=700Mpa取安全系数SH=1.0,由tH=tHlim/SH得：tH1=tHlim1/SH=720/1.0=720MpatH2=tHlim2/SH=700/1.0=700Mpa故得：,2KT1u-1ZEZHx221.27123351189.82.5od1-31(-E-H-)2-3,()2,du二h'1.25700=42.9PI=10.89KWPII=10.35KWPIII=10.04KWPW=9.15KWTI=71233N-mmTII=338502NmmTIII=328363N-mmi圆柱齿=5Z1=22Z2=110u=5tH1=720Mpa

11、tH2=700Mpam=2mm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tF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa&IH确定相关参数如下：分度圆直径：d1=mZ1=2X22=44md2=mZ2=2x110=220mm齿宽：b=4dd1=1.2x44=53mm取b2=53mmb1=58mm查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSaYFa1=2.83YSa1=1.58YFa2=2.2YSa2=1.83查表得弯曲疲劳极限tFE1=595MpatFE2=590Mpa取SF=1.25由kF=tFE/SF计算两轮的许用弯曲应力tF1=tFliml/

12、SF=595/1.25=476MpatF2=tFlim2/SF=590/1.25=472Mpa将求得的各参数代入式中tF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1二(2X1.2X71233/53X22X22)X2.83X1.58=163.9Mpa<tF1tF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2X1.2X71233/58X22X110)X2.2X1.83=26.9Mpa<tF2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：da1=(Z1+2ha*)m=(22+

13、2X1)x2=48mmda2=(Z2+2ha*)m=(110+2x1)x2=224mm齿根圆直径：df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2x0.25)x2=39mmdf2=(Z2-2ha*-2C*)m=(110-2-2x0.25)x2=215mm(5)计算齿轮的圆周速度VV=兀d1n1/60X1000=3.14X44X1460/60X1000=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Ra<1.63.2m(

14、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=17X2.4=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)d1=44mmd2=220mmb1=58mmb2=53mmYFa1=2.83YFa2=2.2YSa1=1.58YSa2=1.83IF1=476MpatF2=472MpatF1=163.9MpatF2=26.9Mpaa=132mmda1=48mmda2=224mmdf1=39mmdf2=215mmV=3.36m/sZ1=17Z2=41u=2.

15、416 1=22 度8 2=68度ZV1=18.3ZV2=109.3YFa1=3.04YFa2=2.25YSa1=1.53YSa2=1.83t FE1=700Mpat FE2=580Mpat H1=490Mpat H2=406Mpa齿数比：u=i0=2.4134KTiYfaYsa由公式m>、rZ；(1-05r)2Ju2+1*H确定参数如下取K=1.2R=0.25Z24182=arctanZ1=arctan17=68度81=90-82=90-68=22度由ZV=Z/COS6有：ZV1=Z1/COS61=17/COS22。=18.3ZV2=Z2/COSS2=41/COS68。=109.3查表

16、有：YFa1=3.04YSa1=1.53YFa2=2.25YSa2=1.83tFE1=700MpatFE2=580MpatH1=0.7tFE1=0.7X700=490MpatH2=0.7tFE2=0.7X580=406Mpa已知T1=Tm=328363N-mm故：34KT1YfaYsa，RZ12(1-0.5OR)2Ju2+1IH41.23283632.251.830.25172(1-0.50.25)22.421406=4.78取me=5(2)圆锥齿轮的其它参数计算d1=meXZ1=5X17=85d2=meXZ2=5X41=205me2_2-5-27T%Z1Z2-11741RE=2=2=110.

17、95b<Re/3=110.95/3=36.9mm(取36mm)齿顶圆直径：da1=d1+2mecosS1=85+2x5cos22。=94.27da2=d2+2mecos82=205+2x5cos68。=208.7齿根圆直径：Df1=d1-2mecos61=85-2X5cos22。=75.73Df2=d2-2mecos62=205-2X5cos68。=201.25me=5d1=85d2=205b=36da1=94.27da2=208.7Df1=75.73Df2=201.25dmin=35mmd1=35mmL1=82mmd2=40mmL2=75mm d3=45mm L3=40mm d4=50

18、mmL4=55mm d5=60mmL5=10mm d6=55mm L6=8mm d7=45mmL7=20mmL=290mma=55mmb=57.5mmc=126mm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、lb=750Mpa、t-1b=75Mpa，取c=105。3P310.35d>C.1n=105x3360=32.16mm考虑有键槽，将直径增大4%,则d>32.16X(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

19、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=338502Nmm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aI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出段：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=40mmIV段：直径d4=50mm,L4=55mm(比齿宽小2mm)V段：d5=60mm,

20、L5=10mmV!段：d6=55mm,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=55mmb=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=338502Nmm贝u：圆周力Ft=2T2/d2=2X338502/220=3077N径向力Fr=Fttan”=3077xtan200=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=560NFAH=FBH=Ft/2=3077/2=1538.5N由两边对称，知截面C的弯矩也

21、对称。截面C在垂直面弯矩为MCV=FAVXa=560X55=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：Ft=3077NFr=1120NFAV=FBV =560NFAH=FBH=1538.5NMCV=30800N mmMCH=84618N 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+(

22、0.6 X 338502)21/2=222168N mm(g)校核危险截面C的强度t e=Mec/0.1d43=222168/0.1 x 503=17.78MPa< t -1b=75MPa所以该轴强度足够。MC=90049N mmMec=222168N.mmt e=17.78MPa该轴强度足够MCH=FAHXa=1538.5X55=84618Nmm(5)输入轴最小直径确定选用40Cr调质,硬度241286HBs、lb=750Mpa、t-1b=75Mpa，取c=105。3P3谈dmin=22mmd>C.n=105X'1460=20.52mm考虑有键槽，将直径增大4%,则d&g

23、t;20.52X(1+4%)=21.34mm所以选dmin=22mm(由联轴器确定d=22mm)Y1图bAFrI/FlX，z/黑FrJ1F3L一一et川FT111IT-轴承预计寿命40000hFAR= FBR =1637NCr=24500N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16X250X10=40000h计算输出轴承：已知nn=360r/minFa=0FAR=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=1fP=1.2计算轴承寿命LhLh=(106/60n)x(ftCr

24、/fpP)£=(106/60X360)X(1X24500/1637X1.2)3=89815h>40000h，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16X10GB1096-79键长取l=30mm键高h=10mm从课本表10-10查得:Ip=140MPa据课本P243式(10-5)得tp=4T/dhl=4X338502/(50X10X30)=90.27Mpa<tp，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10

25、X8GB1096-79键长取l=30mm键高h=10mm从课本表10-10查得:Ip=140MPa据课本P243式(10-5)得tp=4T/dhl=4X338502/(35X10X30)=128.95Mpa<tp，该键安全。十、联轴器的选择1 .输入轴联轴器选择根据T=71233Nmm和dmin=22mm,选联轴器为TL4X52GB4323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=338502Nmm和dmin=35mm,初选联轴器为TL6X82GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm,从动端d2=35mm,Y型轴孔，A