单级斜齿圆柱齿轮减速器(10号)用于双滚式压碎机的传动系统中

1、单级斜齿圆柱齿轮减速器 中北大学课程设计任务书 2015/2016学年第 1 学期学 院： 中北大学信息商务学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： XXX 学 号： XXXXX 课程设计题目： 单级斜齿圆柱齿轮减速器 起 迄 日 期： 2015年12月14至 2016年1月1号 课程设计地点： A306 指 导 教 师： XXX 系 主 任： XXX 下达任务书日期: 2015年 12 月 14 日课 程 设 计 任 务 书1设计目的：(1) 通过课程设计，培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分析解决机械设计问题的能力。 (2) 学习机械设计的一般方法，掌握

2、机械设计的一般规律。 (3) 进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等。2设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）： 设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于双滚式压碎机的传动系统中。方案简图（题号10）：原始数据：碎料箱滚子轴转速 130 rpm；碎料箱输入轴所需功率 4.9 KW。技术条件：该压碎机两班制连续工作，单向回转，有较大振动，压碎机滚子转速允许误差为5%，使用期限8年。3设计工作任务及工作量的要求包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等：设计分段进行，在没有原则错误时才能进行下一阶段设计，以保证设计质量。1) 设计

3、计算 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、键，选择联轴器等。2) 草图绘制、审查和修改 根据上述设计计算，绘制装配图的主、俯视图。3) 绘制装配图 除绘制草图内容外，绘制装配图的侧视图，编写技术要求，对零件编号，填写明细表及标题栏等。4) 绘制零件图 选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。鼓励采用计算机绘图。5) 编写设计说明书 要求内容全面，条理清楚，书写认真，图示正确，符合规定要求。课 程 设 计 任 务 书4主要参考文献：1. 杨可桢,程光蕴.机械设计基础.第四版.北京:高等教育出版社,19992. 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版

4、.北京:高等教育出版社,1999 5设计成果形式及要求：1) 草图 1张（A1坐标纸）2) 减速器装配图 1张（A0图）3) 零件图 2张（A3图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图）4) 设计说明书一份6工作计划及进度：2015年12月14日 12月22日 设计计算 12月23日 12月24日 编写设计说明书 12月25日 12月28日 草图绘制、审查和修改 12月29日 12月30日 绘制装配图 12年30日 12月31日 绘制零件图 2016年 1月5日 答辩系主任审查意见： 签字： 年 月 日课 程 设 计 说 明 书学生姓名： XXX 学 号： XXXXX学 院： 中北大学信息

5、商务学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 题 目： 单级斜齿圆柱齿轮减速器 指导教师： XXX 职称: 教授 2015 年 12 月 24 日目录1、 传动方案的分析和拟定.12、 电动机的选择.13、 传动装置运动及动力参数计算.34、 传动零件的设计计算.55、 轴的计算.136、 滚动轴承的选择和计算.207、 键连接的选择和计算.238、 联轴器的选择.249、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.2410、 参考资料.2531一、传动方案的分析和拟定 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要

6、组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。带传动可用于两轴中心距离较大的传动并且带具有弹性,可缓和冲击和振动载荷,运转平稳,无噪声，当过载时,带即在轮上打

7、滑,可防止其他零件损坏，结构简单,设备费低,维护方便故本文在选取传动方案时，采用带传动。 本文设计传动系统的传动装置由电动机、带、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计该减速器，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。二、电动机的选择1、选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2、选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.9

8、9（弹性联轴器），则：总=0.894所以5.48根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。3、确定电动机转速 工作机轴转速为=130 取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为130.00 =780 2600 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132S-4，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速

9、满载电流总传动比V 带减速器Y132S-45.5144011.60 68.00 11.1 3 3.7电动机型号为Y132S-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数 表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG1324753152161401238801033三、传动装置运动及动力参数计算 电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。1 、计算各轴转速轴 480 轴 130 工作机轴 130 2、计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =5.480.96=5.2608轴 =5.

10、26080.990.97=5.0519工作机轴 2=5.05190.990.990.99=4.9017各轴输出功率轴 =5.26080.99=5.2082轴 =5.05190.99=5.0014工作机轴 =4.90170.99=4.85263、计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为29.04 轴输入转矩104.668轴输入转矩371.120工作机轴输入转矩359.962各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。4、计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。 表 3.1 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/min

11、i电动机轴5.48 29.04 1440.0030.960 轴5.26085.2082 104.688103.641 480 3.70.960 轴5.05194.0014371.120367.409130 1.000 0.980 工作机轴4.9017 4.8526359.962356.362130 四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算（1）已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速； 大带轮带轮转速与初选带传动传动比=3。（2） 设计步骤A、确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.1。故有： =1.15.57 =6.028 B、选择V带带型 据和选用

12、A带。C、确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=100。 2）验算带速v，有： = =7.54 m/s 因为7.54 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 1003=300 取=300D、确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距=3892)计算带所需的基准长度 =1453 选取带的基准长度=14003）计算实际中心距 =373.5 中心距变动范围：373.5-0.0151400 = 352.5 373.5+0.031400 = 415.5 E、验算小带轮上的包角 =180-（300-100）0.1535=149.317 90F

13、、计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由100和1440r/min查得 P=1.32据=1440r/min，=3和A型带，查得 P=0.17查得=0.95，=0.93，于是： =(+) =(1.32+0.17)0.930.95 =1.32 2）计算V带根数z 4.47 故取5 根。G、计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =261.33N应使实际拉力大于H、计算压轴力压轴力的最小值为： =2520.18 N（3） 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 4.1 带传动的设计参数带型A中心距373.5小带轮直径100包角149.3

14、17 大带轮直径300带长1400带的根数5初拉力261.33 N带速7.54 m/s压轴力2520.18 N2、 齿轮的设计计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS。初选齿轮1齿数20，齿轮2齿数86，初选螺旋角14。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1端面重合度，查得0.75，0.89，则1.64齿轮副传动比，=4区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班

15、制，一年工作300天，工作10年）480283001013.82 3.455 查得接触疲劳寿命系数0.93，0.95取失效概率为，安全系数1，得：=558=522.5则许用接触应力= =540.25有=56.75 圆周速度1.42 齿宽156.75 =56.75模数2.66 2.252.66 =5.98556.75/5.985=9.48纵向重合度0.318120tan14=1.59 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据1.32 ，8级精度，查得动载系数1.04；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.

16、3；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.251.041.21.42 =2.21 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 56.75 =63.2 计算模数：3.06按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.251.041.21.3=2.03 根据纵向重合度1.59 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数=21.89 =94.14 查取齿形系数：查得2.72 ，2.20 查取应力校正系数： 1.57，1.784查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得=332.14 =257.86 计算齿轮的并加以比较=

17、0.0129 =0.0152 齿轮2的数值大则有：=1.84 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径63.2 来计算应有的齿数。则有：(63.2cos14)/231取31，则4 31=124 实际传动比i=4 齿轮传动比差值为= (4-4)/4100%=0%几何尺寸计算计算中心距：=159.74将中心距圆整为160mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=14.35因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：64.00 256.01 计算齿轮1宽度：164.0

18、0 =64.00 圆整后取70。齿轮2宽度65。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 amm160传动比 i 4模数 mnmm2螺旋角 14.35端面压力角a20啮合角 a20齿数 z 31124分度圆直径dmm64.00256.01齿顶圆直径damm68.00 260.01齿根圆直径dfmm59.00251.01齿宽 bmm7065螺旋角方向 右旋左旋材料 40Cr(调质)45 钢(调质)齿面硬度 HBS280HBS240HBS五、轴的计算1、轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小

19、直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴24.25轴38.0 （3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴25.9475 轴41.811 将各轴的最小直径分别圆整为：=30，=452 、轴的结构设计及校核（1）高速轴的结构设计 各轴段直径及长度的确定：d11：轴1的最小直径，d11=30。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10，取d12=36。d13：安

20、装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为角接触球轴承7207C，根据轴承内圈尺寸取d13=40。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=47。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=64 。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=47。d17：滚动轴承轴段，d17=40。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=40。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=65.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=30l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，

21、取l14=10l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=70l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=32图5.1高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d1730364047644247长度l11l12l13l14l15l16l174065.63010701032（2）高速轴的校核已知条件：高速轴传递的扭矩=102.567 ，转速=480，齿轮的螺旋角=14.35 ，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径=64 。齿轮1的作用力圆周力 3205.2径向力1185.9轴向力1089.072 齿轮2

22、的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。A、支撑反力，在水平面上为其中带轮压轴力=2520.18 如高速轴结构图所示 =92.1 =63.5 =63.5=3480.134 =1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上为=1602.52465.04 -1232.52 =1602.7 轴承1的总支承反力为3831.36 轴承2的总支承反力为2677.93 B、弯矩计算在水平面上a-a剖面右侧-136264.65 a-a剖面左侧-171112.65b-b剖面为-232108.578 在垂直面上为-101758.75

23、合成弯矩a-a剖面左侧199083.86 合成弯矩a-a剖面右侧170067.34 合成弯矩b-b剖面232108.578 C、转矩102567 齿轮轴和b-b处弯矩较大，且该点轴颈较小，故b-b剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为6280 抗扭截面系数为12560 最大弯曲应力为16.33 扭剪应力为8.1按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故 取折合系数0.6，则当量应力为19.00查得60 ，故强度满足要求。（3）低速轴的结构设计各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=55，选取轴承型号为角接触球轴承7211C。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求

24、d22=62。d23：齿轮处轴段，d23=57。d24：滚动轴承处轴段d24=55。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=53。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=45。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=35。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5l23：大齿轮宽度，取l23=62l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=47.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=57.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=84图5.2低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径

25、d21d22d23d24d25d26556257555345长度l21l22l23l24l25l263512.56247.557.684（4）低速轴的校核齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。圆周力3205.2径向力1185.9 轴向力1089.072A、支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 =109.6 =64 =64496.164689.736在垂直平面上为1602.6 1602.6 轴承A、B的总支承反力为1172.7 1744.7B、弯矩计算在水平面上a-a剖面左侧31754.496 在水平面上a-a剖面右侧44143.104 在垂直面上a-a剖面为102566.4 合

26、成弯矩，a-a剖面左侧107369.5 合成弯矩，a-a剖面右侧148485.9C、转矩393977 因a-a剖面右侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=16,=5。其抗弯截面系数为10645.63 抗扭截面系数为22911.25 最大弯曲应力为13.9 扭剪应力为17.2 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为24.88 查得60 0.4000 P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）16（小时）=48000h。=59642 h48000h 轴承具有足够寿命。2、

27、低速轴承 查滚动轴承样本可知，轴承7210C的基本额定动载荷Cr=42.8kN，基本额定静载荷Cr0=32kN。（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=1624.65 NB点总支反力=1610.86 N。（2）求两轴承的轴向力Fa轴承派生轴向力Fd=efr 其中，e为判断系数，其值由的大小确定，由于现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算478.28 N629.13 N轴向力647.8449349N因此1276.97 N629.13 N=0.0399 =0.0197 利用插值法得0.412 ,0.389 。再

28、计算：492.63 N611.82 N1259.67 N611.82 N=0.0394 =0.0191 两次计算的值相差不大，因此确定0.412 ,0.389 ，1259.67 N，611.82 N。（3）求轴承的当量动载荷P1.0535 0.3890 =利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44,Y1=1.3598对轴承2 X2=1,Y2=0根据工况，查得载荷系数fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2686.81 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1887.38 N（4）验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（

29、年）300（天）16（小时）=48000h。=449137 h48000h 轴承具有足够寿命。7、 键连接的选择和计算1、高速轴端键选择的型号为键A834 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=34-8=26，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3.5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度73.00 MPa150MPa满足强度要求。2、低速轴齿轮处键选择的型号为键A1649 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-16=33，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度63.73 MPa150MPa满足强度要求。3、低速轴端联轴器键选择的型号为键A1278 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-12=66，