用于螺旋输送机级圆珠齿轮减速器E

1、课程设计课程名称：机械设计基础设计题目：用于螺旋输送机的一级圆珠齿轮减速器 E1学 院：专 业：年 级：学生姓名：徐国韬指导教师：日 期：教务处制目 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、润滑方法和密圭寸形式，润滑油牌号的选择十二、设计小结29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

2、洁。(2) 原始数据：运输机工作轴扭矩 T=550N.m，运输机工作轴转速 n=130r/min。T=550N.m 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:X总一 n联轴器轴承x n圆珠轮x n圆珠轮n 总=0.80P 工乍=7.4 KWx n工作机=0.992x 0.983x 0.97X 0.93X 0.96=0.80(2) 工作机所需的工作功率：Tn_550 130P 工作 一 9550 一 9550 =7.4 KW(3) 电动机所需的工作功率：P电机=p工作n总=0.8 =9.25 KW3、确定电动机转速：

3、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,贝U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/mi n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。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=n 电动/n

4、=1460/130=11.22、分配各级传动比i 总=11.2据手册得i圆柱齿=4i圆锥齿 =2.24nI =1460r/minn ii= n 皿=292r/mi n(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圆锥齿=i总/ i圆柱齿= 1125=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/minnil = n皿=n/i 圆柱齿=1460/5=292 r/min nw=n /i圆柱齿 =292/2.24=130 r/min2、计算各轴的功率Pi=P 电机 x n 联轴器=11 x 0.99=10.89 KWP

5、ii=Pi x n 轴承 x n 圆柱齿= 10.89x 0.98x0.97=10.35 KWPiii =Pii x n 轴承 x n 联轴器=10.35 x 0.98 x0.99=10.04 KWPw =Pm x 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/ni=9.55 x 106 x10.89/1460=71233 N mmn iv=130 r/mi nPi=10.89KWPii = 10.35KWPiii=10.04KWPv=9.15KWT|=71233N mmTii=338502N mmTm=

6、328363N mmTii=9.55 x 106Pii/nii=9.55 x 106 xi圆柱齿=5Z1=22Z2=110u=5H】1=720MpaH】2=700Mpa10.35/292= 338502 N mmTiii =9.55 X 106Piii/niii =9.55 X 106 x10.04/292= 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 Ra 1.63.2卩m(2)

7、 按齿面接触疲劳强度设计由公式d- 3 2? uu1 (篙)2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=5X 22=110实际传动比io=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 $ d=1.2取 k=1.2Ze=189.8Zh=2.5接触疲劳极限查表有a Hiimi =720 Mpam=2mm(T Hlim2=700 Mpa取安全系数Sh = 1.0，由T h= T Hlim/SH得：d1=44mmt hi= t Hiimi/SH=720/1.0=720Mpad2=2

8、20mmT h2= T Hlim2/SH =700/1.0=700Mpabi=58mm故得：b2=53mm、/2K0 u1/ZeZh、2 爲2X.2汉712335 + 1 ,189.8汉2.5、2di 昱3()=3()Y Fa1=2.83 *du 叭V1.25700= 42.9Y Fa2=2.2模数：m=di/Zi=43/2=1.95mY Sa1 = 1.58取标准模数：m=2mmYsa2=1.83(3)校核齿根弯曲疲劳强度T由试T F=(2kTl/bm2Zl)YFaYsa T h确F1=476Mpa定相关参数如下：t分度圆直径：di=mZi=2X 22=44mf 2=472Mpad2=mZ2

9、=2X 110=220mm齿宽：b= $ ddi = 1.2X 44=53mm取 b2=53mmbi=58mm查表得齿形系数丫Fa和应力修正系数丫SaYFa1=2.83Ysa1=1.58YFa2=2.2Ysa2=1.83查表得弯曲疲劳极限(T FE1=595 Mpa(T fe2=590 Mpa取 Sf=1.25 由t f= t fe /Sf 计算两 轮的许用弯曲应力t f】1= t Fiim1 /SF=595/1.25=476Mpat f2= t Fiim2 /Sf =590/1.25=472Mpa将求得的各参数代入式中2T F1=(2kT 1/bm 乙)Y Fa1Y Sa1=(2 X 1.2

10、X 71233/53X 22 X 22) X 2.83 X 1.58= 163.9Mpa t f】1T F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1 Ysa1=(2 X 1.2X 71233/58X 22 X 110) X 2.2 X 1.83=26.9Mpa t f】2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TF1=163.9Mpat F2=26.9Mpaa=132mmda1=48mmda2=224mm df1 =39mmdf2=215mmV=3.36m/s乙=17Z2=41u=2.41S 1=22 度S 2=68 度Zv1=18.3Zv=109.3Y Fa1=3.04Y Fa2=

11、2.25Ysa1 = 1.53a=m/2(Z i+Z2)=2/2(22+110)= 132mm取 ha*=1c*=0.25则齿顶圆直径：dai=(Z1+2ha*)m=(22+2 X 1)X2=48mmda2=(Z2+2ha*)m=(110+2 X 1)X2=224mm齿根圆直径：df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2 X 0.25) X 2=39mmdf2=(Z2-2ha*-2C* )m=(110-2-2X0.25) X 2=215mm(5)计算齿轮的圆周速度VV= n dn 1/6O X 1000=3.14 X 44 X 1460/60 X 1000=3.36m/s查表可知，齿

12、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 34KT1YfaYsaY RZr(1-0.5 r)2 Ju2 +1 a H=34汽 1. 328363 _ 225.83,0.25 172(1 -0.5 0.25)2.2.42 T 406=4.78取 me=5(2) 圆锥齿轮的其它参数计算d1=mex Z1=5X 17=85d2=mex Z2=5X 41=205RE=e Z12 z22=5 172 412 =110.952 2b C.語=105X

13、 13635=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，则采用过 渡配合固定。d1=35mmL1=82mmd2=40mmL2=75mmd3=45mmL3=40mmd4=50mmL4=55mmd5=60mmL5=10mmd6=55mmL6=8mmd7=45mmL?=20mmL=290mm(2) 联轴器选择根据 T=338502N *mm

14、和 dmin=35mm, 初选联轴器为TL6弹性套柱销联轴器，主 动端 di=35mm。(3) 确定轴各段直径和长度，见图 aI段：di=35mm由联轴器确定Li=82mma=55mmb=57.5mm c=126mmFt=3077NFr=1120NII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皿段：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=40mmW段：Fav=Fbv =560NFah =F bh=1538.5 NMcv=30800N - mmMch=846

15、18N - mm直径d4=50mm, L4=55mm (比齿宽小 2mm)V段：d5=60mm, L5=10mmW段：d6=55mm, L6=8mmMC=90049N - mm叫段:d7=45mm, L7=20mm整段轴长L=290mm。Mec=222168N.mm(T e=17.78MPa该轴强度足够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=2x 338502/220=3077Ndmin=22mm径向力 Fr=Ft - tan a =30

16、77 X 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=F/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=FavX 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=FAhX a=1538.5X 55=84618 N mm(d) 绘制合成弯矩图，见图eM c=(M cv2+M ch2)1/2=(3080O2+846182)1/2=90049N mm(e) 绘制扭矩图，

17、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=M c2+( a T)22=900492+(0.6X2 1/2338502)2 =222168N - mm(g) 校核危险截面C的强度33a e=Mec/0.1d43=222168/0.1 X 503= 17.78MPaC.JP=105X 脛=20.52mm nX 1460考虑有键槽，将直径增大4%,则d20.52X (1+4%)=21.34mm所以选dmin=22mm (由联轴器确定d=22mm)轴承预计寿命40000h八、滚动轴承的选择及校核计

18、算Lh=89815h此轴承合格Far= Fbr =1637 NCr=24500NA型平键16 x 10er p=90.27Mpa该键安全A型平键10x 8根据已知条件，轴承预计寿命为16X 250X 10=40000hTp=128.95Mpa该键安全计算输出轴承：已知 n =360r/min2Fa=0Far=Fbr=(Fav+Fah2)1/2=(5602 +1538.552=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Lh输入轴联轴器TL4X 52GB4323输入轴联轴器TL6X 82GB4323Lh= (106/60n)X (ftC/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16