螺旋输送机的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 姓名： 学号： 班级： 指导老师： 时间： 1目 录一、机械设计课程设计任务书 . 02二、传动方案拟定 . 02三、电动机的选择 . 03四、计算总传动比及分配各级的传动比 . 04五、运动参数及动力参数 . 04六、齿轮的设计计算 . 06七、轴的设计计算 . 14八、滚动轴承的选择及校核计算 . 21九、键联接的选择及计算 . 22 十、联轴器的选择 . 23十一、箱体的设计 . 24 十二、润滑方法和密封形式 . 25 十三、设计小结 . 26十四、参考资料目录 . 2736计 算 与 说 明主要结果1、 机械设计课程

2、设计任务书1、题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器2、传动见图 1电动机 2联轴器 3一级圆柱齿轮减速器 4开式圆锥齿轮传动 5输送螺旋 已知：运输机工作轴转矩T/(N.m)=780; 运输机工作轴转轴n/(r/min)=140;3、 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%.4、设计工作量如下。（1）减速器装配图一张（2）零件工作图2张（3）设计计算说明书一份2、 传动方案拟定设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器（1） 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，连续单向传动

3、。（2）原始数据 运输机工作轴转矩T/(N.m):780; 运输机工作轴转轴n/(r/min)=140;T/(N.m)=780n/(r/min)=140计 算 与 说 明主要结果3、 电动机的选择1、 电动机类型的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机是一 般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，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、电机容量的选择： 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表7表2-4式中： 分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱齿轮传动、联轴器2和圆 锥齿轮传动的传动效率。 取 T=780N/m n=140r/

4、min =0.85 所以：电机所需的工作功率 电机额定功率=15 kw由机械设计课程设计得=15 kw3、确定电动机转速 输送转速为 根据机械设计课程设计P5表2-2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，取开式圆锥齿轮传动比为 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1000和 1500r/min根据容量和转T=780N/m n=140r/min =0.85=15 kw计 算 与 说 明主要结果速，机械设计课程设计表2-4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1Y

5、160L-4151500146014211.6833.892Y180L-61510009701957.7673.88 综合考虑电动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：额定功率为15KW，满载转速为1460r/min，额定转矩2.2，质量142kg.4、 计算总传动比及分配各级的传动比1、确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配 1.1、传动装置总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为： = / = 1640/140=11.71总传动比等于各传动比的乘积： =i0

6、15;i 式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比 1.2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书，取i0=2（圆锥齿轮传动 i=23） 因为：i0×i所以：ii0 11.71/25.8555、 运动参数及动力参数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i0=2=11.71i5.855计 算 与 说 明主要结果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

7、5.1、运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转速： 轴：n= =1460 r/min轴：n= n/ i=1460/5.855=249.4 r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i0=249.4/2=124.7 r/min （2）计算各轴的输入功率： 轴： P=Pd×01 =Pd×1=13.5×0.99=13.365 KW 轴： P= P×12= P×2×3=13.365×0.99×0.97=12.83 KW 轴： P= P·23= P·2·4=12.83

8、15;0.99×0.99=12.57 KW 螺旋输送机轴：PIV= P·2·5=12.39×0.93×0.99=11.57 KW （3）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为：n= =1460 r/minn=n=249.4 r/minnIV=124.7 r/minP=13.36 KWP=12.83 KWP=12.57 KWPIV=11.57 KW计 算 与 说 明主要结果 Td=9550·Pd/=9550×13.5/1460=88.3 N·m 轴：T= Td·01= Td·1=88.3

9、5;0.99=87.4 N·m 轴：T= T·i·12= T·i·2·3 =87.4×5.855×0.99×0.97=491.4 N·m 轴：T= T·2·4=491.4×0.99×0.99=481.62 N·m螺旋输送机轴：TIV = T ·i0·2·5=481.62×2×0.99×0.93=855.7N·m计算结果汇总表轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速

10、nr/min传动比 i效率电动机轴88.3146010.99轴13.3787.414600.995.855轴12.83491.1249.40.971轴12.57481.6249.40.982输送机轴11.57855.7124.70.936、 齿轮的设计计算6.1 齿轮参数计算 1、选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 通过查表选择小圆柱齿轮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； 选择初选螺旋角=20°，取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数 Z2=Z1

11、×i=24×5.855= 140.52 取Z2=141。 2、按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即Td=88.3 N·mT=87.4 N·m T=491.4N·mT=481.62 N·mTIV =855.7 N·m=20°Z1=24Z2=141。计 算 与 说 明主要结果d2t（1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.6。2) 小齿轮传递的转矩 T1=(95.5×105P1)/n1=Nmm3) 查阅减速器和变速器设计与选用手册图10-30查得，选取 区域系数ZH=2.435。4)

12、查阅减速器和变速器设计与选用手册图10-26查得， =0.705, =0.805,则：=+=1.515) 查阅减速器和变速器设计与选用手册P201表10-6可得，材 料的弹性影响系数ZE=189.8 齿轮材料为锻钢6) 查阅减速器和变速器设计与选用手册表10-7可得，选取持 宽系数=17) 查阅减速器和变速器设计与选用手册10-13可得，计算应力 循环次数N=60njLh j 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=3.36×109 / 5.855=5.73×1088) 查减速器和变速器设计与选用手册可得，接触疲劳寿命系 数kHN

13、1=0.9，kHN2=0.959) 查减速器和变速器设计与选用手册可得，按齿面硬度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=550Mpa10) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数s=1机械零件设计手册N1=3.36×109N2=5.73×108计 算 与 说 明主要结果 =0.9×600540 MPa =0.95×550522.5 MPa H=(540+522.5)/2=531.25Mpa（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d1t 得 d1t2) 计算圆周速度3) v=4.4 m/s4) 计算齿

14、宽b及模数mnt.b=dd1t=1×62.49=62.49mm mnt=2.45mm h=2.25mnt=2.25×2.45=5.51mm=62.49/5.51=11.345) 计算纵向重合度 =0.318×1×24×=2.786) 计算载荷系数k 查阅资料可得使用系数kA=1，根据v=4.29m/s，7级精度， 查减速器和变速器设计与选用手册可得动载荷系数kv=1.11， 查减速器和变速器设计与选用手册可得， =1.42， 查减速器和变速器设计与选用手册可得，d1t62.49mmV=4.4 m/sb=62.49mmmnt=2.45mm=2.7

15、8计 算 与 说 明主要结果 查减速器和变速器设计与选用手册可得，7) 计算动载荷系数 8) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试（10-10a） 得，d1=d1t=62.49= 69.59mm9) 计算模数mn mn= 按齿根弯曲强度设计 mn 3、确定计算参数1) 由减速器和变速器设计与选用手册查的小齿轮的弯曲疲劳 强度=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380Mpa2) 由减速器和变速器设计与选用手册取弯曲疲劳寿命系数， KFN1=0.82，KFN2=0.863) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s1.3， F1=315.38 MPaF2=251.38 MPa4) 计算

16、载荷系数k。5)根据纵向重合度1.704，减速器和变速器设计与选用手 册得，螺旋角影响系数Y=0.875。6)计算当量齿数。计 算 与 说 明主要结果 =25.54 =150.057)查取齿形系数。 由减速器和变速器设计与选用手册得：YFa1=2.80，YFa2=2.2188)查取应力校正系数。 由减速器和变速器设计与选用手册得：Ysa2=1.55，Ysa2=1.7719)计算大、小齿轮的并加以比较Yfa1Ysa1/F1 Yfa2Ysa2/F2 比较后得大齿轮的数值大。 4、设计计算 mn=1.86mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取

17、mn2mm，已满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=56.19 mm来计算应有的齿数。于是由Z1=26.8mm 取z1=27，则z2=i·z1=5.855×27=158。 5、几何尺寸计算 中心矩 a=196.87 mm 圆整中心矩 a=196mm计 算 与 说 明主要结果 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=19.18°因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=57mmd2=335mm 计算齿轮宽度b=1×57=57mm圆整后取 B1=56mm，B2=60mm

18、斜齿轮传动参数表名称符号计算公式高速齿轮数值低速齿轮数值螺旋角19.18法面模数2端面模数2.08法面压力角20端面压力角20.73法面顶高系数1法面顶系数0.25分度圆直径d57195基圆直径53.56183齿顶高=22齿跟高=（+）2.52.5齿顶圆直径61199齿根圆直径52190标准中心距a=1966.2 锥齿轮设计 1、选择材料及确定许用应力小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC,=1500Mpa, =850Mpa; 大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，=1500Mpa, =850Mpa机械设计基础表111。取=1.25， =1，机械设计基础表11

19、5；取=2.5，=189.8机械设计基础表114;=476Mpa=/=1500Mpa 2、按齿面接触强度设计d （1）确定公式内的各计算数值 1）查机械设计基础，表11-3，试选载荷系数kt=1.1 2）u=,对一级直齿锥齿轮传动，取u5，取u=2 计 算 与 说 明主要结果3）小齿轮传递的转矩 T=(9550P)/n=356Nm=3.45×10Nmm4）选取区域系数ZH=2.55）一般取=0.250.3，选取=0.25 6）查机械设计基础表11-4可得，材料的弹性影响系数 ZE=188.9 齿轮材料为锻钢 所以d77mm由Tan=2,得=63.43度=44.44查机械设计基础表11

20、8，,119得代入公式查机械设计基础表41，取m=4所以取=23，=46 强度的校核圆周力F=接触强度校核公式如下将数据代入公式得弯曲疲劳强度校核公式如下=51.11查机械设计基础表118，,119得计 算 与 说 明主要结果 =192.552<=476Mpa直齿圆锥齿轮的基本参数传动比u=2分度圆锥角=63.43度，=26.57度分度圆直径= 齿顶高齿根高全齿高h=2.2m=8.8mm顶隙c=0.2m=0.8mm齿顶圆直径齿宽b=10m=40mm7、 轴的设计计算7.1 减速器输入轴（I轴） 7.1.1 初步确定轴的最小直径 选用40C r调质，硬度280HBS轴的输入功率为PI=13

21、.3 KW 转速为nI=970r/min （c取115）查机械设计基础课程设计表15-9得 连接联轴器，有一根键，则dm=de×1.05=27.4×1.05=28.8mm 初选弹性柱销联轴器 TL5(T=125N·m,L=62mm),则最小轴径dm取30mm 7.1.2 轴的结构设计由于齿根圆直径df3dm所以高速轴采用齿轮轴设计。 1）零件装备如下图：计 算 与 说 明主要结果2）确定轴各段直径和长度 左起第一段与TL5(T=125N·m,L=82mm)弹性柱销联轴器连接， 轴径d1=30mm轴长L1=60mm; 左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d

22、2=d1+2×(2-3)=3436mm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=34mm。箱体结 构未知，L2待定； 齿轮采用对称安装，则有L4=B1=57mm,d4=da=61mm,圆整，取值d4=61mm; 旋转构件应距离箱体15mm，则齿轮距箱体15mm，距离轴承 20mm,L5=4mm。轴承初选7207AC（d×D×B=30×72×17 mm），则 L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm 效果如下图所示：计 算 与 说 明主要结果 7.1.3 校核轴的强度 按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示图中 b=c=43.

23、5mm a=196mm(初取L2) T=86.31 N·m(1)确定作用在轴上的载荷： 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa= Fttg=4133×tg15.88°=11757.7 N(2) 确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算简图如图6.1a所示。 支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×4133=2067.5 N 截面-的弯曲力矩 MIH=FRBH b=2067.50×41=84767N·mm 垂直面中的计算简图如图6.1b所示。 支承反力 计 算 与 说 明主要结果 截面-的弯曲力矩 M´I

24、H =FRBV·b=1161×43.5=50503N·mm M´´IH =FRCV·c=397×43.5=11273N·mm合成弯矩（图1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm轴上的扭矩 T=117800 N·mm 画出轴的当量弯矩图，如图6.1e所示。从图中可以判断截面-弯矩值最大，而截面-承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。（3） 计算截面-、截面-的直径已知轴的材料为40C r（调质热处理）,其B=750MPa；-1b=70MPa，0

25、b=120MPa。则 70/120=0.58截面-处的当量弯矩 截面-处的当量弯矩 N·mm故轴截面-处的直径 mm 满足设计要求； 轴截面-处的直径计 算 与 说 明主要结果d=mm 有一个键槽，则增大5%得22.365mm，也满足设计要求。图6.1 7.2 减速器输出轴（轴） 7.2.1 初步确定轴的最小直径 选用45调质钢，硬度217-255HBS 轴的输入功率为PI=12.77 KW 转速为nI=284r/min （c取115） 拟定轴上零件的装配方案如下图所示：计 算 与 说 明主要结果 7.2.2确定轴各段直径和长度右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键

26、联 接，则轴应该增加5%，取42mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3× 284=369.2N·m，查标准GB/T 43232002，选用TL7型弹性套柱销 联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=110mm；右起第二段，考虑密封要求，d2取45mm，L2待定；右起第三段，初选7210AC(d×D×B=50×90×20),d3=50mm,L3=43.5mm右起第四段，安装齿轮，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm右起第五段，定位齿轮的轴肩，d5=60mm,L5=7.5mm右起第六段，d6=d3=5

27、0,L6=34 7.2.3 按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算 根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图所示：上图中 b=c=41.2mm a=120mm(初取L2) T=425 N·m (1)确定作用在轴上的载荷： 大齿轮分度圆直径d2=210mm 圆周力 Ft=计 算 与 说 明主要结果径向力 Fr=轴向力 Fa= Fttg=3969×tg15.88°=1129N确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图6.2a所示。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft

28、=0.5×3969=1989.5N 截面-（安装大齿轮）的弯曲力矩 MIH=FRBH b=1989.5×41=81569N·mm垂直面中的计算简图如图6.2b所示。支承反力：FRBV= FRCV=截面-的弯曲力矩 M´IH =FRBV·b=2086×41.2=85943 N·mm M´´IH =FRCV·c=-584×41.2=-24060 N·mm合成弯矩（图1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm轴上的扭矩：T

29、=387000 N·mm画出轴的当量弯矩图，如图6.2e所示。从图中可以判断截面-弯矩值最大，而截面-(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。（4） 计算截面-、截面-的直径已知轴的材料为45（调质热处理）,其B=650MPa；-1b=60MPa，计 算 与 说 明主要结果0b=102.5MPa。则 60/102.5=0.6 截面-处的当量弯矩 N·mm截面-处的当量弯矩 N·mm故轴截面-处的直径 d=mm 有一个键槽，则增大5%得35.51mm55mm 满足设计要求；轴截面-处的直径d=mm 有一个键槽，则增大5%得35.52mm，也满足设计要求

30、。八、滚动轴承的选择及校核计算 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴承根据轴劲值查机械设计课程设计选择6207 2个（GB/t2761994）从动轴承6210 2个（GB/T276-1994）寿命计划： 两轴承承受纯径向载荷 P=F=1564N X=1，Y=0主动轴轴承寿命：深沟球轴承6207，基本额定动负荷 预期寿命为：10年，两班制,轴承寿命合格L=10×300×16=48000h<计 算 与 说 明主要结果 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6210，基本额定动负荷 L=10×300×16=48000h<预期寿命为：10年

31、，两班制,轴承寿命合格 键的选择及校核1、 主动轴外申端d=30mm,考虑到键在轴中部安装，故选择键10×55GB/T 1096-2003，b=10mm,h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力=100Mpa < 则强度足够，合格2、 从动轴外伸端d=42mm，考虑键在轴中部安装，故选键12× 60GB109+-1990，b=12mm,L=80mm,h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力 =100Mpa < 则强度足够，合格 与齿轮连接处d=57mm,考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上， 选键16×55 GB2003-1996，b=16mm,L=55

32、mm,h=10mm。选择45钢，其 许用挤压应力=100Mpa < 则强度足够，合格9、 键联接的选择及计算一、高速轴连接联轴器处键 输入轴外伸端直径d=30mm，考虑到键在轴末端处安装，根据机械设计基础课设计表12-15中，选单圆头普通C型平键bh=10mm8mm。计 算 与 说 明主要结果 键长L=55mm。 选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，则其 工作表面的挤压应力为: 查表得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。二、安装低速轴与大齿轮连接处的键 直径d=57mm,考虑到键在轴中部安装，根据机械设计基础课设设 计表9-14中，选圆头普通A型平键，键bhL=

33、16mm10mm55mm。 选择45钢， ，则其工作表面的挤压应力为 当载荷平稳时，许用挤压应力，故连 接能满足挤压强度要求。三、安装低速轴与联轴器连接处的键 选用单圆头普通A型平键，根据齿处轴的直径为d=42mm，根据机械设计课程课设设计表9-14中，查得键的截面尺寸为键，键长取L=110mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力，键工作长度l=L-b=108mm，键与轮毂键槽的接触高度: 由于键采用静联接，冲击轻微，所以连接能满足挤压强度要求。十、联轴器的选择联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴

34、器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作计 算 与 说 明主要结果用。联轴器的选择原则：、转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠 性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；、转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；、对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；、装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；、环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；、成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸

35、成。十一、箱体设计减速器箱体的各部分尺寸表箱座厚度8箱盖厚度18箱盖凸缘厚度b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径d1M12盖与座联结螺栓直径d2M8螺栓的间距：150-200轴承端盖螺钉直径d3轴承外圈直径72/90直径M8螺钉数目6视孔盖螺钉直径单级减速器M5定位销直径dd=（0.7-0.8）d26df,d1,d2至外箱壁的距离181628df,d2至凸缘边缘距离8 5轴承座外径D2116 134轴承旁连接螺栓距离SS一般取S=D2116 134轴承旁凸台半径R116轴承旁凸台高度hh待定箱盖、箱座上肋板的厚度m=7mm,m=7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离110齿轮端面与箱内壁距离212十一、润滑方法和密封形式一.润滑方式（1）齿轮但考虑成本及需要，在这里选用浸油润滑。（2）轴承采用脂润滑二.润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齿轮）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）轴承润滑选用2L-3型润滑脂（GB 7324-198