螺旋输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器设计

1、机械设计课程设计计算说明li；螺旋输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器设计电动机的选择(2)、选择电动机系列：按工作要求及工作条件，选用y系列三和交流界步电动机，封闭式 结构,电压为380vo(2) 、选电动机功率按文献表1-7确定各部分效率如下：平带传动效率： = 0.96一对角接触球轴承效率：耳2二0.98斜齿圆柱齿轮传动效率：巾=0.99%二rji x 於 x 7/3=0.96 x 0.982 x 0.99=0.913(3) 电动机功率pvv=-=1.5kw pd = 1-5 = 1.6 k wfw 95503 tla 0.913从设计手册表12-1可采用额定功率为2.2kw的电动机3、确定电动

2、机转速按表1-8的传动比范围，单级圆柱齿轮减速器传动的传动比为35,平带传动的传动比为24,总传动比范围为ia二620,转速可选范围nd = x nw = (620) x 150 < 900-3000 r/mn可见电动机同步转速可选750i7min,：1000r/rnin,：l500r/rnin三种，根据相同功率的四种转速, 从表121可査出型号方案电动机型号额定功率pdkw同步转速r/min满载转速r/min质量kg1y100l1-42.215001430342y112m-62.21000940453y132s-82.275071063综合考虑选择第一种较好，因此选用电动机型号为y10

3、0l1-40型号额定功率kw转速r/min启动转矩/额 定转矩最人转矩/额 定转矩质量(kg)y100l1-42.215002.22.3344、传动比分配根据电动机满转转速作转速n,可得传动装置传动比。总传动比° =匹=探=9.53,综合分配传动比，la = 圆柱齿轮传动比ix.=4,带传动比2.385、计算传动装置的运动和动力参数i轴：电动机轴= pm = 2.2/cw71=1430t=9549x 冬=9549 x = 14.70/v mnw1430ii轴：减速器输入轴p2 = p1xr1 = 2.20 x 0.96 = 2.11kw兀2 =严=y=600.84r/min=9549

4、 x = 9549 x2.11600.48=33.53/v-miii轴：减速器输岀轴卩3 =卩2 x “2 x 巾=2.11 x 0.99 x 0.98 x 0.98 = 2.01/cwn2 600.84 十小 “/h3 = g=15021r/m，nt3 = 9549 x9549x1= 127.78/v.miv轴：螺旋输送机p4 = p3 x 耳4 = 2.01 x 0.99 = 1.99/cw n4 = n3 = 150.21r/mmt4 = t3 = 127.78nm计算项目及内容电机轴i轴ii轴iii螺旋输送机功率p/kw2.22.112.011.99转矩t/(nm)14.7033.53

5、127.78127.78转速 n(r/min)1430600.84150.21150.21传送比i2.3841效率110.960.95070.99四、传动零件的设计(一)、齿轮传动的设计由机械设计斜齿圆柱齿轮的设计可得设计步骤如下：1、选择齿轮材料及精度等级(1) 、运输机为一般工作机，转速不高，故选用7级精度(gb1009588)。(2) 、查表得选择小齿轮40cr (调质热处理)硕度位280hbs,大齿轮(45 钢调质热处理)硬度为240hbs,二者的硬度差值为40hbso2参数选择及计算(1) 、选择齿数由于采用软齿而闭式传动，故z1=25, z2=i1z1=100,取zi二25z2=1

6、00。实际齿 数比:u=100/25=4；传动比误差为0。(2) 、选择齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软面，查表得到(pd = 1.0 o、初选螺旋角0 = 15。，法向压力角= 20° o(4)、计算儿何参数tan % =现鱼=tan2° = 0.3768, ® = 20.6469° = 20°38,49h cos /?cosl5sin 風=sin 0 cos % 二 sin 15° cos 20 =0.2432,炕=14.0761° = 14°434”+j匕+2 cos 0)2

7、 - (z2 cos a, f j(z)+2 cos /?)2 -(2j cos at )22 cosl（zt + z 2） sinat=l.647% = 0.318（p= 0.318 x 1.0 x 25 xtanl5° = 2.1303、按齿面接触疲劳强度设计（1）、确定计算参数a）载荷比较平稳，齿轮为软面，齿轮在两轴承间对称布置故取载荷系数k = l2°b）计算转矩 th=t2=33.53n*m=3.353*104n*mmoc）区域系数zh二'cos心 = 2.4247。n sine cosafd）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数zf = 189.8vw oe）计

8、算6小“大齿轮为碳钢调质，由表可得所列公式，oh怙人二hbs+350二240+350二590。f）计算寿命系数n3=60n3jlh=60x 150.21 xl0x365xl6=5.26x 108no=3o（hbs 大严二30* （240） 2 4=1.5*107n3>n0,取 khn2='。g）计算巧由表8.5,选安全系数sh=.0 h大二 ° hiim ><* khn2/sh=590mpa（2）、计算齿轮参数a）计算di >32x12x3353x103x(4+1)/189.8x2.52590)1x4=40.22mmb）计算法面模数叫mn=di*cos

9、 b /zi=40.22*cosl5w /25=1.564、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）>确定计算参数a）计算螺旋角系数引1，取切=1。y-l_£-_ = l_lx = 0.875" "120 120b）计算slimo flim 小=0.44*hbs，h+186=0.44*280+186=309.2mpao fhm>=0.23*hbs 人+160=0.23*240+160二215.2 mpac）确定齿形系数5s计算当量齿数：zvi=zi/cos3 b =27.74,zv2=z2/cos3 b =110.96由查表取相关数据,可得 yfal=2.56/y

10、fa2=2.17/yfsi=4.14,yfs2=84.33d）计算寿命系数n3=7.01*108/n2=in3=4*7.01*108=2.8*109n>n（）=4x10°,取 g严 s = 1 oe）计算（7选取安全系数s卩=1.3。0 flim 小小二kfni* ° flim 小/sf二237.8mpa0 flim 大大二kfn2*。flim se65.5mpa（2）、计算齿根弯曲疲劳强度a）判断大小轮的弯曲疲劳强度比较yfsi/ 0 flim小小=0.017与yfs2/ ° flim大大=0510,由:殆彳尸片，故按大齿轮计算弯曲疲劳强度。b）计算齿轮的

11、法面模数mn32kt2ypcos2 b yfs2/（ <1）dz? £ a。flim 大大）mn1.745、确定模数按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算由mn1.74查表得到mq6、齿轮传动的屮心距a=mn(z1+z2)/2cosp =2*(25+100)/2cos15 =129.41mm取 a=130mmo7、实际螺旋角为cos b =mn(zi+z2)/2a6=15.94°8、计算齿轮的几何尺寸mt=mncos b =1.93mmdi=mtzi=48.25mm49mmd2=mtz2=193mmdai=di+2mn=52.25mm53mmda2=d2+2mn=1

12、97mmb2= <1)d* 二 1.0*48.25二48.25mm选用 b2=48.25mm49mm,bi=b2+(2s3)=52mm9、计算节圆速度v = ji dini/60/1000= ji *49*600.48/6000=1.54m/s五、轴的设计计算（一）、输入轴及其装置的设计1按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料，调质处理，查表粗取a0=110mm2o由于 di$ao*（p2/n2）1/3110*（2.11/600.84）1/3=16.72mm,所以 dlmin=17rnmo同时考虑到键榊的大小，将轴的直径增大12%,则dlmin=19.04mmo2、输入轴的结构设计（

13、1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮轴的齿轮部分安排在箱体中央，由于轴径太小而采用 齿轮轴式固定齿轮。因为轴的转速高，轴承宜采用油润滑的方式。轴承都用套筒 来定位，而轴承靠轴承端盖来固定，输入轴的伸出段与大带轮通过键连接，并用 轴端挡圈来实现轴向定位。（2）、确定轴各段直径和长度a）轴i ：计算出最小轴径dimin=17mm,增加12%, dimin=19.04mm则取 dlmin=22mm第1轴段结构参数di=22mm,li=60mm长度由实际设计得出。主要是与带轮连接。b ）轴ii ：轴ii段结构参数初定定位轴肩h=o.ldi=2.2mm轴径 d2=22+4.8=26.8mm

14、,则取 d2=28mmo密封圈选型：（摘自gb/t13871-1992）摘自书p168页表16-11型号：旋转轴唇型密封圈材质：橡胶内径 di=30mm外径d=42mm宽度b=7mm所以，轴ii段结构参数d2=3qmm l2=70mm,长度由实际设计得出。这段用 来和轴承端盖连接。c）轴iii：轴iii段结构参数ds非定位轴肩自由确定，d.>d2即可。同时，因 为要与轴承配合,故取心=35mm。轴承选型：（摘自 gb/t292-1994）p152 表 15-3型号:7207c内径/mm|d: 35 外径/mm | d: 72 厚度/mm|b: 17安装尺寸/mm|damin: 42安装尺

15、寸/mm i damax： 65所以，轴m段长度根据设计得到：厶=31加加。则第3轴段结构参数d3 = 35mm厶=32mm。这段用来和轴承连接。d）轴iv：轴iv段为齿轮轴上的齿轮结构齿轮的齿顶圆直径dal=46mm,又 小齿轮宽度bi二44mm,故此段轴的的长度则l4=44mmo这段用来和齿轮连接。e）轴v：轴v结构参数考虑到轴承距箱体内壁的距离为35mm取在 根据实际设计得出l5=30mmo由轴承内径可得出d5=35mmo所以l5=30mm, d5=35mmo这段用来和轴承连接。轴全长为 l 总二l1+l2+l3+l4+l5二60+70+32+44+30二236mm(3) 、轴上零件的周

16、向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接，轴与大带轮之间的平键，按di=24mm,查 得平键截面b*h=8*7=56mm2l=40mmo键榊用键槽铳刀加工。为保证大带轮与轴配合冇良好的对屮性，故选择大带轮与轴的周向定位是由过渡配合来为邑，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的 %尺寸公差为k6。3、轴的强度校核(1) 、计算轴上的载荷ft=2*t2/di=4174nfr=ft*tanan/cos b =1573nfa=ft*tan p =1118n列岀力的平衡方程组，解岀:课程设计基础黄平朱文坚主编科学出版社2009rhi=rh2=2087nrvf=1118nma=111.8nr

17、vl=1882.6n,rv2=309.6nfrrdftrhirll2(2) 、校核轴的强度轴的材料是45号钢，调质处理。由表查得巧=650mpa,贝u6 为(0.09 0.1)巧，即 58565mpa,取a =60mpao轴的计算应力为因此该轴满足强度要求。(二) 、输出轴及其装置的设计1、按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料，调质处理，杳表粗取a0=110mm2o由于ao*(p3/n3)1/3ho*(2.ol/15o.21)1/3=28.82mm,所以 dimin=30mmo 同时考虑到键槽 的大小，将轴的直径增大12%,则dlmin=33.6mm,则取di=34mm02、输出轴的结构

18、设计(1) 、轴上零件的定位，固定和装配联轴器通过设计阶梯轴定位，并与轴通过键连接，大齿轮通过套筒和轴肩定位配 合，轴承采用油润滑、套筒加轴肩来进行定位，并用轴承端盖固定。(2) 、确定轴各段直径和长度a)轴i :计算出最小轴径dimin=28.82mm,增加12%则取di=34mm连接联轴器选型：lt型弹性套柱销联轴器(摘自gb/t 4323-2002)型号:lt5公称转矩tn/(n-m): 125许用转速n| 钢(r/min):4600轴孔直径 dl、d2、dz|钢(mm): 30、32、35轴孔长度| l（mm）推荐:65轴i结构参数di=34mm,li=65mmo主要用于轴与联轴器的连

19、接。b）轴ii：轴ii结构参数初定定位轴肩h=2.4mm,轴径d2=48.8mmo密封圈选型；（摘自 gb/t13871-1992）型号：旋转轴唇形密封圈材质：橡胶内径d=50mm外径d=72mm宽度b = 8mm轴ii结构参数d2=48.8mm l. = 49nvn，长度由实际设计得出。这段用来和轴承端盖连接。c）轴iil轴iii结构参数禺丄3非定位轴肩自由确定d3>d2即可,%根据轴 承选型来确定：（摘口 gb/t2761994）型号:6210基本尺寸/mm|d: 55基本尺寸/mm|d: 90基本尺寸/mm | b:18安装尺寸/mm |da （min）: 62安装尺寸/mm |

20、da （max）: 83轴iii段长度根据实际设计给出：d3=55mm £,=380这段用來和轴承连接。d）轴iv结构参数心厶4非定位轴肩自由确定，d. > d3即可，d4为配合尺寸，由 （gb/t2822-2005）取标准尺寸d4=60mm,为了保证轴向定位轴段长度应小于齿轮 宽度则取s二40mm。这段用来和齿轮连接。e）轴vv结构参数£厶定位轴肩h = 4mm轴径 d5=60+8=68mm 并取厶f）轴vih轴vii结构参数考虑到轴承距箱体内壁的距离为3-5mm取5mm,在根据实际设计得出l6=28mmo由轴承内径可得出d6=55mmo所以l6=28mm, d6=

21、55mmo这段用来和轴承连接。轴全长为 l 总二l1+l2+l3+l4+l5+l6二65+49+38+40+9+28二229mm(3) 、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位和联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。轴与联轴器z间 的平键，按轴径di=34mm,选与联轴器连接的键为b*h=10*8=80mm2l=40mm,轴 与齿轮之间的平键按轴径d4=60mm ,选与大齿轮连接的键为 b*h=18*ll=198mm2l=35mm,键槽均用键槽铳刀加工。为保证齿轮、联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴配合为 电,齿轮轮毂与轴的配合为邑；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保 % %证的，

22、此处选轴的尺寸公差为k6。3、轴的强度校核(1)、求轴上的载荷ft7krillrh2rv2(2)、校核轴的强度轴的材料是45号钢,调质处理。由表查得ob= 650mpa ,贝u匕为(0.090.10 , 即 58.565mpa,取a =60mpao轴的计算应力为。因此该轴满足强度要求。六、键连接的选择和计算(一) 、输入轴和大带轮的连接键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为 1订=100120mpa,取o订= 110mpa。轴径di=24mm,选取与带轮连接的平 键为b*h=8*7=56mm2l=40mm,键的工作长度l=lb=408=32mm,键与轮毂键 槽的接触高度k=0.5

23、h=3.5mmo贝i：o p=2t2*103/(kldi)=2*50.09*103/(3.5*32*24)=37.27mpa< o p键的强度足够。(二) 、输出轴和联轴器的连接键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击时许用挤压应力为 1订=100120mpa,取aj = 110mpao轴径di=34mm,选与联轴器连接的键 为b*h=10*8=80mm2l=40mm,键的工作长度l=lb=30mm,键与轮毂键槽的接触 高度 k=0.5h=4mmo 贝lj：o p=2t3*103/(kldi)=2*174.75*103/(4*30*34)=85.66mpa<o p键的强度足够。(三)

24、、输出轴和大齿轮的连接键与轮毂的材料均为45钢，在轻微冲击吋许用挤压应力为 1二100120mpa,取q, = 110mpa。轴径d4=60mm,选与大齿轮连接的键 为b*h=18*ll=198mm2l=35mm,键的工作长度l=lb=17mm,键与轮毂键槽的接 触高度 k=0.5h=5.5mmo 贝u：o p=2t3*103/(kld1)=2*174.75*107(5.5*17*60)=62.30mpa<o p键的强度足够。七、滚动轴承的选择和设计（一）、输入轴上的轴承设计（二）、输出轴上的轴承设计八、联轴器的选择在输出轴的计算屮已选定联轴器型号，选lt7型弹性套柱销联轴器。英公称 转

25、矩为? = 500/v许用传速为36007min。考虑到载荷波动，由表1"取工作情况系数岛=13。则计算转矩为：:=kat = 1.3x279.82 = 363.77tv m < t则联轴器满足要求。九、箱体结构尺寸（一）、箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证 传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量 约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗, 重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分尺寸一般按经验 公式在减速器装配草图的设计和绘制过程屮确定。（二）、箱体的材料及制造方法十、润滑和密封设计（一）、润滑齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但 起到润滑的作用，同吋有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮 啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合 适浸油深，保持一定的深度和存油量。齿轮传动的润滑采用油润滑，箱底的油高 为50mm,比大齿轮卜方的齿顶i员i高10mm