机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器本科论文.docx

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机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器本科论文

齐齐哈尔大学普通高等教育

机械设计课程设计

题目题号：

一级圆柱齿轮减速器

学院：

机电工程学院

专业班级：

机械112班

学生姓名：

指导教师：

成绩：

2013年12月16日

齐齐哈尔大学

机械设计制造及其自动化专业

机械设计课程设计任务书

学生姓名：

班级：

机械112学号：

一设计题目：

设计一用于一级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

已知条件：

运输机工作轴扭矩T=820N.m，运输机工作轴转速n=130r/min。

（允许运输带速度误差为±5%）；使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

小批量生产。

二应完成的工作

1.减速器装配图1张（A0图纸）；

2.零件工作图1—2张；

3.设计说明书1份。

指导教师：

蔡有杰

发题日期2013年12月10日

完成日期2013年12月16日

机械设计课程设计成绩评阅表

题　目

评分项目

分值

评价标准

评价等级

得分

A级（系数1.0）

C级（系数为0.6）

选题合理性

题目新颖性

课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新

基本符合，新颖性一般

内容和方案技术先进性

设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。

方案确定合理，技术方法正确

有一定的科学性。

方案及技术一般

文字与

图纸质量

设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。

设计图纸质量高，错误较少。

设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。

图纸质量一般，有较多错误

独立工作

及创造性

完全独立工作，有一定创造性

独立工作及创造性一般

工作态度

遵守纪律，工作认真，勤奋好学。

工作态度一般。

答辩情况

介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，

介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。

评价总分

总体评价

注：

1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。

2、每项得分＝分值×等级系数（等级系数：

A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）

3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。

摘要

一级圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。

它传递功率的范围可从很小40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。

传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。

这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。

设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承

关键词：

圆柱齿轮圆周速度传动系统双驱动

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、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择

十二、设计小结

一、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，环境清洁。

（2）原始数据：

运输机工作轴扭矩T=820N.m，运输机工作轴转速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：

η总=η2联轴器×η3轴承×η圆珠轮×η圆珠轮×η工作机

=0.992×0.983×0.97×0.93×0.96

=0.80

（2）工作机所需的工作功率：

P工作=

=7.4KW

（3）电动机所需的工作功率：

P电机=

=9.25KW

3、确定电动机转速：

查表按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3~6。

圆锥齿轮传动比范围2~3，则总传动比理时范围为6~18。

故电动机转速的可选范围为

nd=（6~18）×130=780~2340r/min

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。

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=1460/130=11.2

2、分配各级传动比

（1）取齿轮i圆柱齿=5（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i圆柱齿×i圆锥齿

∴i圆锥齿=i总/i圆柱齿=11.2/5=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=1460r/min

=nⅢ=nI/i圆柱齿=1460/5=292r/min

nⅣ=nⅢ/i圆柱齿=292/2.24=130r/min

2、计算各轴的功率

=P电机×η联轴器=11×0.99=10.89KW

×η轴承×η圆柱齿=10.89×0.98×0.97=10.35KW

×η轴承×η联轴器=10.35×0.98×0.99=10.04KW

PⅣ=PⅢ×η轴承×η圆锥齿=10.04×0.98×0.93=9.15KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

=9.55×106P

=9.55×106×10.89/1460=71233N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×10.35/292=338502N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×10.04/292=328363N·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241~286HBS。

大齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度217~286HBS。

选8级精度，齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由公式

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=5×22=110

实际传动比i0=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φd=1.2

取k=1.2

ZE=189.8

ZH=2.5

接触疲劳极限查表有σHlim1=720MpaσHlim2=700Mpa

取安全系数SH=1.0，由[σH]=σHlim/SH得：

[σH]1=σHlim1/SH=720/1.0=720Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=700/1.0=700Mpa

故得：

模数：

m=d1/Z1=43/2=1.95m

取标准模数：

m=2mm

（3）校核齿根弯曲疲劳强度

由试σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]确定相关参数如下：

分度圆直径：

d1=mZ1=2×22=44m

d2=mZ2=2×110=220mm

齿宽：

b=φdd1=1.2×44=53mm

取b2=53mmb1=58mm

查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSa

YFa1=2.83YSa1=1.58

YFa2=2.2YSa2=1.83

查表得弯曲疲劳极限σFE1=595MpaσFE2=590Mpa

取SF=1.25由[σF]=σFE/SF计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1/SF=595/1.25=476Mpa

[σF]2=σFlim2/SF=590/1.25=472Mpa

将求得的各参数代入式中

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1.2×71233/53×22×22）×2.83×1.58

=163.9Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1.2×71233/58×22×110）×2.2×1.83

=26.9Mpa<[σF]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a=m/2（Z1+Z2）=2/2（22+110）=132mm

取ha*=1c*=0.25

则齿顶圆直径：

da1=（Z1+2ha*）m=（22+2×1）×2=48mm

da2=（Z2+2ha*）m=（110+2×1）×2=224mm

齿根圆直径：

df1=（Z1-2ha*-2C*）m=（22-2-2×0.25）×2=39mm

df2=（Z2-2ha*-2C*）m=（110-2-2×0.25）×2=215mm

（5）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×44×1460/60×1000=3.36m/s

查表可知，齿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240~260HBS。

大齿轮选用45钢调质，齿面硬度210~230HBS。

选8级精度，齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（1）按弯曲疲劳强度设计计算

取Z1=17，已知圆锥齿轮传动比i圆锥齿=2.4，则大齿轮齿数Z2=17×2.4=40.8。

取大齿轮齿数为41。

实际传动比i0=41/17=2.41

传动比误差：

i圆锥齿-i0/i圆柱齿=2.4-2.41/2.4=-0.42%（可用）

齿数比：

u=i0=2.41

由公式m≥

确定参数如下:

取K=1.2

ΦR=0.25

δ2=arctan

=arctan

=68度

δ1=90-δ2=90-68=22度

由ZV=Z/COSδ有：

ZV1=Z1/COSδ1=17/COS22。

=18.3

ZV2=Z2/COSδ2=41/COS68。

=109.3

查表有：

YFa1=3.04YSa1=1.53

YFa2=2.25YSa2=1.83

σFE1=700Mpa

σFE2=580Mpa

[σH]1=0.7σFE1=0.7×700=490Mpa

[σH]2=0.7σFE2=0.7×580=406Mpa

已知T1=TⅢ=328363N·mm

故：

m≥

=4.78

取me=5

（2）圆锥齿轮的其它参数计算

d1=me×Z1=5×17=85

d2=me×Z2=5×41=205

RE=

=110.95

b≤Re/3=110.95/3=36.9mm（取36mm）

齿顶圆直径：

da1=d1+2mecosδ1=85+2×5cos22。

=94.27

da2=d2+2mecosδ2=205+2×5cos68。

=208.7

齿根圆直径:

Df1=d1-2mecosδ1=85-2×5cos22。

=75.73

Df2=d2-2mecosδ2=205-2×5cos68。

=201.25

七、轴的设计计算

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用40Cr调质，硬度241~286HBS、σb=750Mpa、[σ-1]b=75Mpa，取c=105。

d≥C.

=105×

=32.16mm

考虑有键槽，将直径增大4%，则

d≥32.16×（1+4%）=33.45mm

所以选dmin=35mm

2、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。

（2）联轴器选择

根据T=338502N·mm和dmin=35mm，初选联轴器为TL6弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm。

（3）确定轴各段直径和长度，见图a

Ⅰ段：

d1=35mm由联轴器确定L1=82mm

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

Ⅲ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=40mm

Ⅳ段:

直径d4=50mm,L4=55mm（比齿宽小2mm）

Ⅴ段:

d5=60mm,L5=10mm

Ⅵ段:

d6=55mm,L6=8mm

Ⅶ段:

d7=45mm,L7=20mm

整段轴长L=290mm。

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

a=55mmb=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=338502N·mm

则：

圆周力Ft=2T2/d2=2×338502/220=3077N

径向力Fr=Ft·tanα=3077×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=Fr/2=1120/2=560N

FAH=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=FAV×a=560×55=30800N·mm

（c）绘制水平面弯矩图,见图d。

截面C在水平面上弯矩为：

MCH=FAH×a=1538.5×55=84618N·mm

（d）绘制合成弯矩图，见图e

MC=（MCV2+MCH2）1/2=（308002+846182）1/2=90049N·mm

（e）绘制扭矩图,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α=0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[900492+（0.6×338502）2]1/2=222168N·mm

（g）校核危险截面C的强度

σe=Mec/0.1d43=222168/0.1×503

=17.78MPa<[σ-1]b=75MPa

所以该轴强度足够。

（5）输入轴最小直径确定

选用40Cr调质，硬度241~286HBS、σb=750Mpa、[σ-1]b=75Mpa，取c=105。

d≥C.

=105×

=20.52mm

考虑有键槽，将直径增大4%，则

d≥20.52×（1+4%）=21.34mm

所以选dmin=22mm（由联轴器确定d=22mm）

八、滚动轴承的选择及校核计算

根据已知条件，轴承预计寿命为

16×250×10=40000h

计算输出轴承：

已知nⅡ=360r/min

Fa=0FAR=FBR=（FAV2+FAH2）1/2=（5602+1538.52）1/2=1637N

试选6209型深沟球轴承,Cr=24500N

取ε=3取温度系数ft=1fP=1.2

计算轴承寿命Lh

Lh=（106/60n）×（ftCr/fpP）ε

=（106/60×360）×（1×24500/1637×1.2）3

=89815h>40000h

∴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16×10GB1096-79

键长取l=30mm键高h=10mm

从课本表10-10查得：

[σp]=140MPa

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×338502/（50×10×30）

=90.27Mpa<[σp]

∴该键安全。

2、校核输出轴与联轴器的平键联接

轴径d4=35mmL4=82mmT=338502Nmm

选用A型平键，键10×8GB1096-79

键长取l=30mm键高h=10mm

从课本表10-10查得：

[σp]=140MPa

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×338502/（35×10×30）

=128.95Mpa<[σp]

∴该键安全。

十、联轴器的选择

1.输入轴联轴器选择

根据T=71233N·mm和dmin=22mm，选联轴器为TL4×52GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=22mm,从动端d2=22mm，Y型轴孔，A型键槽。

2.输出轴联轴器选择

根据T=338502N·mm和dmin=35mm，初选联轴器为TL6×82GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm，从动端d2=35mm，Y型轴孔，A型键槽。

十一、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择

因齿轮的圆周速度V=3.36m/s，所以齿轮采用油润滑。

其接触应力小于500MPa,润滑油牌号选用L-CKB,采用毡圈密封。

十二、设计小结

将近三周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用，更增强了我的自学能力。

通过这些天来的实践，我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程，涉及的知识相当广，几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。

《理论力学》的受力分析、《材料力学》的应力作用、《互换性测量》的公差配合、《工程材料》的材料选择等等，都需要温故知新，灵活运用。

从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成，内心不觉涌动一种激情，似乎看到积流成河的壮丽景象。

这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。

最后，要感谢耐心指导的老师！

通过本次课程设计，我收获颇丰，同时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。

我会在今后的学习中继续努力。

参考文献

1王世刚.《机械设计实践》（修订版）哈尔滨工程大学出版社2003

2《机械设计手册》第2版,徐灏主编.北京：

机械工业出版社，2001

3《机械设计课程设计》,殷玉枫主编.北京：

机械工业出版社,2000

4《机械原理》第6版，孙桓，陈作模主编.北京：

高等教育出版社，2001

5《机械设计手册》，机械设计手册编委会主编.北京：

机械工业出版社，2004

6《互换性与质量控制基础》，林景凡，王世刚，李世恒主编.北京：

中国科学技术出版社，1999

7《材料力学》第4版，刘鸿文主编.北京：

机械工业出版社,1992

8《机械设计课程设计》，朱文坚，黄平主编.华南理工大学出版社，2003

9范元勋，宋梅利，梁医.《机械设计课程设计指导书[M]》.南京：

南京理工大学，2010.2

10徐学林.《互换性与测量技术基础[M]》.长沙：

湖南大学出版社，2006.

计算结果

T=820N.m

n=130r/min

η总=0.80

P工作=7.4KW

电动机型号

Y160M-4

i总=11.2

据手册得

i圆柱齿=4

i圆锥齿=2.24

nI=1460r/min

=nⅢ=292r/min

nⅣ=130r/min

=10.89KW

=10.35KW

=10.04KW

PⅣ=9.15KW

=71233N·mm

=338502N·mm

=328363N·mm

i圆柱齿=5

Z1=22

Z2=110

u=5

[σH]1=720Mpa

[σH]2=700Mpa

m=2mm

d1=44mm

d2=220mm

b1=58mm

b2=53mm

YFa1=2.83

YFa2=2.2

YSa1=1.58

YSa2=1.83

[σF]1=476Mpa

[σF]2=472Mpa

σF1=163.9Mpa

σF2=26.9Mpa

a=132mm

da1=48mm

da2=224mm

df1=39mm

df2=215mm

V=3.36m/s

Z1=17

Z2=41

u=2.41

δ1=22度

δ2=68度

ZV1=18.3

ZV2=109.3

YFa1=3.04

YFa2=2.25

YSa1=1.53

YSa2=1.83

σFE1=700Mpa

σFE2=580Mpa

[σH]1=490Mpa

[σH]2=406Mpa

me=5

d1=85

d2=205

b=36

da1=94.27

da2=208.7

Df1=75.73

Df2=201.25

dmin=35mm

d1=35mm

L1=82mm

d2=40mm

L2=75mm

d3=45mm

L3=40mm

d4=50mm

L4=55mm

d5=60mmL5=10mm

d6=55mmL6=8mm

d7=45mmL7=20mm

L=290mm

a=55mm

b=57.5mm

c=126mm

Ft=3077N

Fr=1120N

FAV=FBV=560N

FAH=FBH=1538.5N

MCV=30800N·mm

MCH=84618N·mm

MC=90049N·mm

Mec=222168N.mm

σe=17.78MPa

该轴强度足够

dmin=22mm

轴承预计寿命40000h

FAR=FBR=1637N

Cr=24500N

Lh=89815h

此轴承合格

A型平键

16×10

σp=90.27Mpa

该键安全

A型平键

10×8

σp=128.95Mpa

该键安全

输入轴联轴器

TL4×52GB4323

输入轴联轴器

TL6×82GB4323

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