设计用于螺旋输送机一级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书 设计题目 螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器 机械设计制造及其自动化 专业 （2） 班 设计者 鲍贵洲 学号 20120764110 指导教师 陈刚 2014 年 12 月 24 日三明学院机电工程学院目录一、电动机的选择3二、确定传动装置的总传动比和分配级传动比及运动 和动力参数计算53、 圆柱齿轮的设计计算64、 圆锥齿轮的设计计算11五、低速轴设计14六、高速轴设计16七、键的连接设计19八、箱体结构设计20九、密封和润滑的设计21十、设计小结以及参考文献22机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器运动简图: 1电动机2联轴器3

2、级圆柱齿轮减速器4开式圆锥齿轮传动5输送螺旋 已知条件：1.工作参数：运输机工作轴转矩T/(N.m)=820; 运输机工作轴转轴n/(r.min)=130;2. 工作条件：连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限8年，生产10台，两班制工作，运输机工作转速允许误差±5%.设计工作量：一 编写设计计算说明书份(附:内容顺序如下)1 目录（标题及页次）2 设计任务书3 电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算4 带的选择及计算、齿轮的设计计算5 轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）6 润滑密封及拆装等简要说明8 参考资料二 绘制减速器装配图1张；三 绘制减速器零件图2张。 设 计

3、 计 算 及 说明 结 果一、电动机选择1.1电动机类型和结构的选择：选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，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。 1.2确定电动机的功率和型号电动机所需功率为：由电动机至输送机的传动总效率为：根据机械设计课程设计P9表3-1式中：分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱测量传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取 T=820N/m n=130r/min =0.85 所以：电机所需的工作功率： 电机额定功率=15kw由机械设计课程设计得=15k

4、w确定电动机转速： 根据机械设计课程设计附录A得推荐传动比的合适范围取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 取开示圆锥齿轮传动比 为则总传动比理论范围故电动机转速可选范围为： 符合这一范围的的同步转速有750、1000和1500r/min根据容量和转速，查机械设计课程设计附录K.1及K.2得到三种电动机的型号：方案电动机型号额定功率电动机转速电动机质量传动装置传动比总传动比圆锥齿轮传动 减速器同步转速满载转速1Y160L-4151500146014411.6833.892Y180L-61510009701957.7673.883Y200L-8157507302505.842.52.34综合考虑电动

5、机和传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮传动、减速器传动比，可见第一方案比较合适因此选定电动机型号为Y160L-4,其主要性能：额定功率15KW，满载1460r/min。额定转矩2.2.质量144kg二、计算总传动比和分配各级传动比2.1确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配 （1） 传动装置总传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 可得传动装置总传动比为：ia= nm/ n = 1460/130=11.23 总传动比等于各传动比的乘积ia=i0×i (式中i0 、i分别为开式圆柱齿轮和圆锥齿轮的传动比） （2）分配各级传动装置传动比： Y160L-4型电动机ia=

6、11.23i0=3i=3.74 根据指导书，取i0 =3（圆柱齿轮传动 i=35） 因为：iai0 ×i 所以：iiai0 11.23/33.74 2.2将传动装置各轴由高速至低速依次定为： 电机轴、轴、轴、轴、轴i0,i1，.为相邻两轴间的传动比 01，12，.为相邻两轴的传动效率 P，P，.为各轴的输入功率 （KW） T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m） n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min） 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）计算各轴的转速： 轴（高速轴）：n= nm=1460（r/min） 轴（低速轴）：n= n/ i=146

7、0/3=486.67 r/min III轴：n= n=486.67r/min IV轴：nIV= n/i0=486.67/3.74=130.12 r/min （2）计算各轴的输入功率： 轴： P=Pd×01 =Pd×1=13.13×0.99=13（KW） 轴： P= P×12= P×2×3=13×0.99×0.97=12.48（KW） III轴： P= P·23= P·2·4=12.48×0.99×0.99 =12.23（KW） 轴：PIV= P·2

8、3;5=12.23×0.93×0.99=11.26（KW） （3）计算各轴的输入转矩：=1460 r/min=486.67 r/min=486.67r/min=130.12r/min=13 kW =12.48 kW=12.23 kW=11.26 kW 轴： T=9550×P/n=85 N·m 轴：T=9550×P/n=224.9N·m III轴：T= 9550×P/n=240N·m轴：TIV = 9550×PIV/nIV=826.41N·m 2.3综合以上数据，得表如下：轴名功效率P （KW）转

9、矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率电动机轴1598.114601轴138514600.99轴12.48224.9486.6730.96轴12.23240486.673.740.98轴11.26826.41130.120.92三、圆柱齿轮的设计 3.1、选精度等级、材料及齿数 1 运输机为一般工作机器，速度不高，参考表10-6，选用7级精度（GB10095-88）。2 通过查表10-1选择小圆柱齿轮40C r（调质热处理）硬度 280HBS ，大齿轮45钢（调质热处理）硬度240HBS，二者硬度差值为 40HBS；3 取小齿轮齿数Z1=28，大齿轮齿数Z2=Z1×

10、i=28×3= 84。实际传动比i=84283, 传动比误差：|33/3|23 ,所以可用。 3.2按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即 d2tT=85 N·m T=224.9N·mT=240N·mTIV=826.41N·m=28=84（1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数KHt=1.6。2) 小齿轮传递的转矩 T1=(9.55×106P1)/n1=8.5×104 Nmm3) 由图10-20查得区域系数ZH=2.5。4) 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 =1.735,5) 由表10-5查得材料

11、的弹性影响系数ZE=189.8 齿轮材料为锻钢6) 由表10-7选取齿宽系数=17) 由式（10-15）计算应力循环次数N=60njLhj 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；Lh为齿轮的工作寿命。 N2=3.76×109 / 3=1.25×1098) 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.959) 由图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-14）得=0.9×600540 Mpa =0.95

12、5;550522.5 Mpa取较小值，所以H=522.5 Mpa（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d1t得d1t=60.84mm=1.6=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2Z=0.869=600MPa=550MPaKHN1=0.9KHN2=0.95=540MPa=522.5MPa =60.84mm2) 计算圆周速度v=4.65m/s3) 计算齿宽b齿宽：b=dd1t=1×60.84=60.84mm 4) 计算载荷系数1 由机械设计表10-2查得使用系数=1。2 根据V=4.65m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.133 计算齿轮的圆周力 =2

13、×85000/60.84N=2.794×N/b=1×2.794×/60.84N/mm=45.92N/mm <100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.24 由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，齿向载荷分布系数=1.42 得到实际载荷系数 5 由式(10-9)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 =60.84×=64.71mm 及相应的齿数模数 m=mm=2.311mm 3.3.按齿根弯曲强度设计 （1）由式（10-7）计算模数，即 1）确定公式中的各参数值试选=1.6 由图10-17查得齿形系数 =2

14、.65 =2.23由图10-18查得应力修正系数 =1.58 =1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 =500 MPa =380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.85 =0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式（10-14）得=MPa=303.57MPa=MPa=238.86MPav=4.65m/sb=60.84mmK=1.925=64.71mmm=2.311mm=1.6=2.65=2.23=1.58=1.76=500 MPa=380MPa=0.85=0.88S=1.4 =0.0138 =0.0164 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0164 2

15、）试算模数 =1.571mm (2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V d1=mtZ1=1.571×28=43.988mm V=m/s=3.36m/s 齿宽b b=d×d1=1×43.988mm=43.988mm 宽高比b/hh=2(2ha*+c*)mt=2×(2×1+0.25) ×1.571mm=3.535mmb/h=12.44 2）计算实际载荷系数KF 根据V=3.36m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08 由 查表10-3得齿间载荷分配系数d1=43.988mmV=3.36m/sb=43

16、.988mm 3）由机械设计表10-4用插值法查得 ，结合b/h=1.44 查图10-13，得=1.45 则载荷系数KF=KA·KV··=1.566 4）由式（10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=取由弯曲疲劳强度算得的模数1.560，并且近圆整为标准值m=2按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=64.71mm。小齿轮齿数Z1=取Z1=33，则大齿轮齿数Z2=i2·Z1=,取Z2=102，Z1Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几个计算 （1）计算分度圆直径 （2）

17、计算中心距 （3）计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm, =b+(510)mm=6974mm 取=72mm，而使大齿轮的齿宽等级设计齿宽，即=b=64mm5、圆整中心距后的强度校核 （1）齿面接触疲劳强度的校核 =502MPa< 齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 =1.45m=2Z1=32Z2=102=720mm=64mm （2）齿根弯曲疲劳强度校核 将数据代入（10-6）得 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能 力大于大齿轮。 6、主要结论 Z1=32 Z2=102 模

18、数m=2mm 中心距a=134mm 齿宽b1=72mm, b2=64mm 大齿轮选用45号钢，小齿轮选用40Cr 并采用7级精度。四、圆锥齿轮设计（1）选择齿轮材料和精度等级材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为2400HBS。精度等级取7级。试选小齿轮齿数取（2）按齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度设计公式 试选载荷系数：。 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数： 确定弹性影响系数：由表10-5， 确定区域系数：查图10-20，标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式（10-15），计算应力循环次数： 查图10-23得接触疲劳寿命系数：，= 查图10-25(d

19、)得疲劳极限应力：， 由3式（10-14）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则 齿轮的圆周速度 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表10-2得b：动载系数，查图10-8得c：齿间分配系数，查表10-3得d：齿向载荷分布系数 e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径计算齿轮的相关参数，(3)按齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数当量齿数，查图10-17和图10-18得，取安全系数由图10-22得弯曲疲劳寿命系数，查图10-24(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力 =2.27mm（2） 调整齿轮模数 1）计算圆周速度V = V=m =3.78mm2

20、） 齿宽b=37mm3） 计算实际载荷系数4） 由式（10-13）可得实际载荷模数为 取标准模数m=2mm，则 （3） 几何尺寸计算 1）计算分度圆 2）计算分锥角 ， 3）计算齿宽 b = 取（4） 主要结论 ，m=2mm， ， 材料均选取45号钢调质，精度等级取7级。 b=37mm= m=2mm五.低速轴设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器（2）轴的结构设计选45号钢材料进行正火处理，正火处理可以提高强度和硬度，操作简便，产生周期短，成本也低。选取毛胚直径d100mm，已算得=12.48K

21、W,=486.67r/min，=225000 N·m根据机械设计课本表15-3取得Ao=112dminAo=33mm1) 联轴器的选择 计算转矩 Tca=×=292000N·m 查附录J，选用LX2型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔径d=35mm，半联轴长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。（3）确定轴各段直径和长度直径部分：d=35mm；d=38mm；d=40mm；d=45mm；d=50mm；d=40mm。因为半联轴器的轴向定位要求，轴右端需要制出一个轴肩，所以d=d+2（0.070.1）·d=38mm.该段有滚动轴承，选用深沟球轴承

22、6308，尺寸为d×D×T=40×90×23，所以该段d=40mm.该段为齿轮轴段，取其d=45mm.该段有轴环，轴肩高度h=（23）R，查表得R=1.6，取h=4 则d=50mm.此段为轴承段，与段直径一样，所以d=40mm.长度部分L=58mm；L=50mm；L=49mm；L=62mm；L=10mm；L=47mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以LL1，取L=58mm轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外断面与半联轴器间的距离l=30mm，所以L=50mm、取齿轮距箱体内壁之距

23、离=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，去s=8mm，已知滚动轴承T=23.75，L=49mm已知齿轮轮毂的宽度为64，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，所以L64mm，取L=62mm轴环宽度b1.4h，h=（23）R，h=（46），取L=10mm由轴承型号可得L=47mm（4）轴的受力分析 已知T2=225N·m 齿轮上作用力大小的受力分析圆周力Ft=2T2/d2= 2206N 径向力Fr=Ft·tan=803N轴向力Fa=0N轴的跨距：左右轴承的支反力作用点到齿轮作用力作用点的距离为54+80+

24、10+57+23.75=224.75mm。做轴的受力简图，如图A 做水平面受力图和弯矩图 ，如图A Fbh2=Fah2=Ft/2=1855.5N Mch=Fah2×224.75=4.17×105N·mm 做垂直面的受力图和弯矩图,如图A Fav2=Fr*94/224.75=565N Fbv2=Fr-Fav2=786N Mcv=Fav2×95+Fbv2×130.75=1.56×105N·mm M=（Mch）2+(Mcv)2=2.52×105N·mm =(M2+(T) 2)/W=19.98Mpa 查机械设计书

25、本表15-1得到（-1）=55Mpa，所以安全六.高速轴设计1、高速轴的计算 (1)轴上的功率，转速，转矩， (2)求作用在齿轮上的力 圆周力，径向力 (3)初估轴的最小直径 先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。 根据3表15-3，取，于是得 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器 孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查3表14-1 查标准GT/T 5014_2003或手册，选用LX1系列，孔径选为。故 取，联轴器与轴配合的轮毂长度为38mm。 (4)轴的结构设计 1.轴段1，由联轴器型号直径为24mm，右端应有轴肩

26、定位，为了轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故要略短些，取。 2.轴端2，为了满足小齿轮的轴向定位要求,轴段左边需要制造出一轴 肩,h=(0.0070.1)d，考虑到密封圈标准,故d=32mm；左端联轴器又端面距 离短盖取30mm，加上轴承宽度和端盖宽度20mm，轴段长度定为50mm。 3.轴段3，由轴承内圈直径得轴段直径为32mm，由于轴承只受径向力的作用，选用圆深沟球轴承6307系列，尺寸为35×80×21，所以d=35mm；取齿轮距箱体16mm，由挡油盘的标准取宽度为8mm，则=21+16+8+2=48mm； 4.轴段4为过渡段，取，取L=10mm。 5.轴

27、段5，由于小齿轮较小，由第三步齿轮左端与左轴承之 间采用轴套定位，已知小齿轮齿宽为72mm，为轴筒压紧，故取，齿轮右段采用轴肩定位，轴肩高度h=（2-3）R，由轴径d=40mm，得R=1.6，故取h=4mm，则轴环处的直径48mm，轴环宽度，则。 6.轴段7，由第三步可得d=35mm， 。 2.轴上的载荷 1）轴的传递转矩 轴传递的转矩T=157.6N.M 2）求轴上的作用力 轴上的作用力齿轮上径向力FR1=Ft，其中n=20。，=0。 故FR1=1730N，齿轮上的圆周力Ft=2T2/d=865N,轴向力Fa=0N 3）求支反力 Fbh2=Fah2=Ft/2=865 在右轴承的支反力的作用点

28、引出齿轮作用力作用点的距离为0.5×21+50× 0.5+80+61=176.5 做轴的受力简图 做水平面受力图和弯矩图 Fbh2=Fah2=Ft/2=2378N Mch=Fah2×176.5=4.197×105N·mmd=24mm；d=32mm；d=35mm；d=38mm；d=40mm；d=48mm；d=35mm。L=36mm；L=50mm；L=48mm；L=8mm；L=70mm；L=10mm；L=46mm。 做垂直面的受力图和弯矩图 Fav2=Fr×75/213=609N ，Fbv2=Fr-Fav2=1121N Mcv=Fav&#

29、215;224.75=1.526×105N·mm M=（Mch）2+(Mcr)2=4.466×105N·mm =(M2+(T) 2)/W=25.34Mpa 查机械设计书本表15-1得到（-1）=55Mpa，所以安全七键连接设计7.1低速轴处1）齿轮处轴段直径 d=45mm，轴长62mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键的长度L=52mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（52-14）mm=38mm T=225N.m 按式（6-1）得P= =MPa=79.81MPa<

30、;P,故合适 键：b×h×l41×9×522）联轴器处轴段直径d=35mm，轴长58mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得键的宽度b=10mm，键高h=8mm，键的长度L=48mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（48-10）mm=38mm T=240N.m 按式（6-1）得P= =MPa=112MPa<P,故合适键：b×h×l10×8×48 7.2高速轴处 1）齿轮轴段直径d=24mm，轴长36mm查表6-2得 p=100120Mpa 查表6-1得键的宽度b=

31、8mm，键高h=7mm，键的长度L=26mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（26-8）mm=18mm T=157.6N.m 按式（6-1）得P= =MPa=41.3MPa<P,故合适键：b×h×l8×7×262）齿轮处轴段直径 d=40mm，轴长70mm，选用A型普通平键 查表6-2得 p=100120MPa 查表6-1得键的宽度b=12mm，键高h=8mm，键的长度L=60mm 按抗压强度校核 键的工作长度 l=L-b=（60-12）mm=48mm T=85N.m 按式（6-1）得P= =MPa=22.3MPa<P,故合适 键

32、：b×h×l12×8×60b=14mmh=9mmL=52mmb=10mmh=8mmL=48mmb=8mmh=7mmL=26mmb=12mmh=8mmL=60mm八箱体结构设计（1）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，尺寸设计根据手册第89页。（2）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，尺寸设计根据手册第90页确定。（3）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

33、类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。（4）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，尺寸设计根据手册第94页右图确定。（5）启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，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，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。（6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在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，尺寸参考手册p84确定。（7）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，尺寸参考手册p80确定。（8）吊环和吊钩 在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p8