用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器设计书

浙江海洋学院 1 用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器设计书 (一 )、总体布置简图 (二 )、工作情况： 速的容许误差为 5%。 工作有轻振，单向运转 (三 )、原始数据 输送机工作轴上的功率 P (： 5 输送机工作轴上的转速 n (r/ 65 输送机工作转速的容许误差（）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 机械设计课程设计书 2 (四 )、设计内容 电动机的选择与运动参数计算； 件图的绘制 (五 )、设计任务 (六 )、设计进度 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 第二阶段：轴与轴系零件的设计 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二 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）： d a ( 由电动机至输送机的传动总效率为： 总 = 4 5 根据 机械设计课程设计 10 表 2中： 1、 2、 3、 4、 5 分别为联轴器 1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器 2 和圆锥齿轮传动的传动效率。 浙江海洋学院 3 取 = 5 则： 总 =以：电机 所需的工作功率： / 总 =5/ 3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： 【（ 1（ 1+5%）】 65r/r/据 机械设计课程设计 10 表 2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 ： = 3 。则总传动比理论范围为： a = 18。 故电动机转速的可选范为 ： = a =(6 18) 65=390 1170r/符合这一范围的同步转速有： 750、 1000r/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/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 1 000 960 800 1500 50 720 1240 2100 合考虑电动 机和传动装置的尺寸、重量、价格 。 和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。 此选定电动机型号为 主要性能： 中心高 H 外形尺寸 L (+ 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 32 520 345315 216 178 12 28 80 10 41 电动机主要外形和安装尺寸 。 机械设计课程设计书 4 三 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 工作机 主动轴转速 n 可得传动装置总传动比为： 960/65=传动比等于各传动比的乘积 （二） 分配传动装置传动比 ia=i（式中 i 分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比） （三） 分配各级传动装置传动比： 根据指导书 2 （ 圆锥齿轮传动 i=2 3） 因为： i 所以： i 浙江海洋学院 5 （ 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， .i0,. 01， 12， .P， P， . （ T， T， . （ N m） n ,n ,. （ r/ 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 ： 1、运动参数及动力参数的计算 （ 1）计算各轴的转速： 轴： n = 60（ r/ 轴： n = n / i=960/： n = n 螺旋输送机 ： n /i 0=r/ 2）计算各轴的输入功率： 轴： P = 01 = 1= 轴： P = P 12= P 2 3 = ： P = P 23= P 2 4= 螺旋输送机轴： P 2 5=5 14 0 99= （ 3） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： 550 Pd/550 60= m 轴： T = 01= 1= m 轴： T = T i 12= T i 2 3 =m ： T = T 2 4= m 螺旋输送机轴： T 2 5=m 机械设计课程设计书 6 （ 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 = = P轴承 = = P轴承 = 轴承 =W （ 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 =N m T = T轴承 =m T = T轴承 =m T 轴承 = m 综合以上数据，得表如下 轴名 功效率 P （ 转矩 T （ N m） 转速 n r/ 动 比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 60 1 轴 60 轴 轴 送机轴 浙江海洋学院 7 四 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 40质 ），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40轮精度初选 8 级 (2)、初选主要参数 1 ， u= 1 u=21 03 由 表 10取齿宽系 数 d1 u+1） a= 3） 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 2 t t=106 P/106 5/960 =104N 械设计表 10 0齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 502 。 0 13 计算应力循环次数 6060 960 1（ 2 8 300 5） 109 108 由图 10接触疲劳寿命系数 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1600564 H2550539 4）、计算 机械设计课程设计书 8 入 H中较小值 3 21 12 32 =v=100060 11 nd 00060 =s b 及模数 mt b= d 1mm h=b/h= 已知工作有轻振， 查表 10 据 v=s,8 级精度，由图 10 8 查得动载系数 由表 10 4 用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， 图 10 13 查得 齿轮 1。故载荷系数 5. K= 1 实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 31 / 3 m m 11 5） 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5)得弯曲强度的设计公式为 m 3 211 2 F 计算载荷系数 K=V*1 取齿型系数 由表 10 5 查得 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 计算弯曲疲劳许用应力 浙江海洋学院 9 由图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 00齿轮的弯曲疲劳强度极限 80 由图 10弯曲疲劳寿命系数 弯曲疲劳安全系数 S=式（ 10 F= 带入数据 得： F1=325 F2=算大、小齿轮的 1 11F 25 = 2 22F =齿轮的数值大。 （ 6）、设计计算 m 324 =比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 就近圆整为标 准值 m=2接触疲劳强度算得的分度圆直径 出小齿轮齿数 Z1=d1/m= 齿轮齿数 36= 80 （ 7）、几何尺寸计算 计算分度圆直径 d1=m Z=2 35=70 mm d2=m 180=360算中心距 a=m （ 2） =2（ 35+180） /2= 215 算齿轮宽度 b= d=70 取 0 0 8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图 10机械设计） （ 二 ）、减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮： 45 钢。调质处理，齿面硬度为 230齿轮： 45 钢。正火处理，齿面硬度为 190齿轮精度初选 8 级 (2)、初选主要参数 机械设计课程设计书 10 6， u=3 1 u=26 3=72 取12 0 , 0 . 3 （ 3）确定许用应力 A: 定极限应力 和 齿面硬度：小齿轮按 230齿轮按 190查图 10 =580=550 查图 10 =450=380: 计算应 力循环次数 N，确定寿命系数 1=6060 1 （ 2 8 300 5） =108 1/u=108/3=108 查图 10 19 得 ：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式 M P 51k 1 11 M P l i 查图 10 E 11l i E 22l i （ 4）初步计算齿轮的主要尺 因为低速 级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（ 10 26）试算，即 3 22RR（试选载荷系数 K=算小齿轮传递的转矩 106 P/106 105N 浙江海洋学院 11 材料弹性影响系数 由机械设计表 10 4）试算小齿轮分度圆直径 3 22RR（= 3 =）计算圆周速度 v=100060 21 nd 00060 =s 因为有轻微震动，查表 10 据 v=s,8 级精度，由图 10 8 查得动载系数 故载荷系数 K=V*1 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 31 / 3 算大端模数 m m 11.5 5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式 (10 23) m 3 2212 F ）（ 确定计算参数 =表 10得 H =1 ）齿形系数和应力修正 系数 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数 算。其中 机械设计课程设计书 12 查表 10齿形系数 力修正系数 ） 计算大、小齿轮的 1 11F = 2 22F =齿轮的数值大。 4）设计计算 m 3 2212 F ）（ = 32224 0 . 0 134 =比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=2接触疲劳强度算得 的分度圆直径 出小齿轮齿数 Z1=d1/m= 0 大齿轮齿数 0 （ 7）、 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=m Z=2 20=40 mm d2=m 60=120)计算锥距 R=2122 ）（）（ =)计算齿轮宽度 b= R R= 5 0 浙江海洋学院 13 五 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 45#调质，硬度 217的输入功率为 W 转速为 60r/据课本 15，并查表 15 15 d 33 10 2、 求作用在齿轮上的受力 因已知道小齿轮的分度圆直径为 0 周力 向力 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 1 ， 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 6 密封 盖 7 轴承端盖 8 轴端挡圈 9 半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 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%，取机械设计课程设计书 14 =22据计算转矩 A m，查标准 5014 1986，选用凸缘联轴器，半联轴器长度为 2段长 0右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径 ， 取 30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30取该段长为 4 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 6207 型轴承，其尺寸为 d D B=35 72 17，那么该段的直径为 35度为0右起第四段 ， 为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 45度取 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 54度圆直径为50轮的宽度为 55，此段的直径为 54度为 5 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 45度取 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 35度 0、 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： B= =直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 那么 = = 浙江海洋学院 15 2 判断危险截面并验算强度 1 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 m ,由课本表 15 : =60 则： e= = =1000/(453)= 2 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= = =1000/(243)=m 所以确定的尺寸是安全的 。 （二）、减速器输出轴（ ） 1、 初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217的输入功率为 械设计课程设计书 16 转速为 据课本 15，并查表 15 15 d 330 2、 求作用在齿轮上的受力 因已知道大齿轮的分度圆直径为 60 520N 周力 向力 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 1 滚动轴承 2 轴 3 齿轮 4 套筒 5 滚动轴承 6 密封盖 7 键 8 轴承端盖 9 轴端挡圈 10 半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 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 32据计算转矩 A T =标准 50141985，选用 弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 2段长 0起第二段，考 虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 40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30取该段长为 4 浙江海洋学院 17 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 6209 型轴承，其尺寸为 d D B=45 85 19，那么该段的直径为 45度为 1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 180第四段的直径取 50轮宽为 b=50了保证定 位的可靠性，取轴段长度为 8起第五段，考虑齿轮的轴向定位 ,定位轴肩，取轴肩的直径为 56长度取 起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 60度取 20起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 45度 9、 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： B= =760N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 那么= =出轴上各段受力情况及弯矩图 机械设计课程设计书 18 2） 判断危险截面并验算强度 1 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 由课本表 15 : =60 则： e= = =1000/(503)= 2 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= = =106 1000/(323)= 所以确定的尺寸是安全的 。 六 箱体的设计 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。 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。 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。 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出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 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。 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。 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 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。 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： 名称 符号 尺寸（ 浙江海洋学院 19 机座壁厚 10 机盖壁厚 1 10 机座凸缘厚度 b 15 机盖凸缘厚度 b 1 15 机座底凸缘厚度 b 2 25 地脚螺钉直径 0 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 6 机盖与机座联接螺栓直径 2 轴承端盖螺钉直径 0 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 d 8 外机壁距离 8, 24, 20 凸缘边缘距离 4, 20， 16 轴承旁凸台半径 2, 8 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 35 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 20 机盖、机座肋厚 ， 8 轴承端盖外径 0， 105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以 不干涉为准，一般 s= 键联接的选择及校核计算 2 联接用平键联接 轴径 0 8 T =手册 选用 A 型平键 A 键 16 10 L=82据课本（ 6得 p=2 T/(d k L)=2 1000/（ 16 5 32） = R (150输入轴与联轴器 1 联接采用平键联接 轴径 40T =m 查手册 选 C 型平键 键 8 7 l=00 h=7 p=4 T /（ d h l） 4 1000/（ 8 7 40） = p (1503. 输出轴与联轴器 2 联接采用平键联接 机械设计课程设计书 20 轴径 20T =m 查手册 选 C 型平键 键 10 8 l=00 h=8 p=2 T /（ d k l） =2 1000/（ 10 4 70） = p (150八 滚动轴承的选择及计算 根据条件， 按每年工作 300 天计算 , 轴承预计寿命 8 300 5=24000 小时 （ 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 向力作用，所以 P= 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 9 9 8 8 . 2 8 60601 601616 （ 3）选择轴承型号 选择 6207 轴承 40002 5 4 0 9 7 . 9800196060 10)(6010 366 预期寿命足够 此轴承合格 （ 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 向力作用，所以 P= 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 42 36 . 98 0 010 601616 浙江海洋学院 21 3 选择轴承型号 选择 6209 轴承 4000429 32 3. 0)(6010 366 预期寿命足够 此轴承合格 九 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 A T =m， A T =m， 其中 工况系数， 3）型号选择 根据 径 的转速 查标准 5014 1985，输出轴选用 弹性柱销联轴器，其额定转矩 T=315许用转速 n=5600r/m ,故符合要求。 根据 径 的转速 查标准 5843 1985，输入轴选用 凸缘联器，其额定转矩 T=100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 面指示器 选用游标尺 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 械设计课程设计书 22 十一、润滑与密封 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35 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。 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 滑油。 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） F） 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十二、设计小结 机械课程设计是我们学完了大学的全部基础课、专业基础课以及大部分专业课之后进行的 ,也是一次理论联系实际的训练 ,因此 ,它在我大学生活中占有重要的地位。 我的题目是螺旋输送机上用的单级蜗杆减速器，对于我们这些新手来说，这是很大的考验，我一千次一万次的问自己，怎么才能找到课堂所学与实际应用的最佳结合点？怎么才能让自己的设计在篇幅上简单，在使用价值上丰富？怎样让自己的业余更近专业？怎样让自己的计划更具有序性，而不会忙无一用？机会是老师， 学校， 以及无数代教育工作者给的，而能力是自己的，耐性是需要的。经过自己的琢磨，听取了学姐，学长们的建议，还查阅了很多书籍，才做到了心中有数，才了解了机械课程 设计的真正用意 培养自学能力，养成程序编辑的好习惯。我从来不相信车到山前必有路的说法，认为那只是懒惰者自寻懒惰的借口，我要积极，要把握，要努力。我们自己能做到的仅此而已，因为人力也有所不能及。 就我个人而言，我希望能通过这次课程设计对自己的大学学习情况做出总结 ,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的研究生生活打下一个良好的基础。但是这次课程设计的确显得有点心有余而力不足 : 首先是自己的心态问题 ,轻视这次课程设计 ,以为可以像以前一样轻轻松松地通过 ,其次就是基本知 识问题 ,由于以前上课不太认真，结果就落下了很大一截 ,自己很想好好的把它补上来 ,但一直没补上来 ,说起这事情自己心里不免有些惭愧 !从而就这样 ,自己面对课程设计困难重重 ,在一次又次的打击与挫折下 ,自己心里不免有点不满起来 ,然而现实就是现实 ,没办法 ,课程设计是必须完成的 但在外人看来 ,我就是行 ,结果自己只能强迫自己去前进 !然而自己心里怎么也没有高兴感 ! 结果拿去给老师检查的时候 ,也许一两次还可以接受 ,但是在需要面对改正错误四五次的 浙江海洋学院 23 时候自己的心里不免郁闷和烦躁 ,同时也存在一定的不满 ,但是从 这次设计也可以看出一些问题 : 应该保持认真的态度 ,坚持冷静独立的解决问题 认真学好基本知识 ,扎实自己的基本知识 ,使面对问题时不会遇到很多挫折 ,从而打击自己的信心 ,结