螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器课程设计21679.docx

重庆理工大学机械设计课程设计一、设计任务书4二、电动机机的选择6三、计算传传动装置的的运动和动动力参数8四、传动件件的设计计计算12五、轴的设设计计算22六、箱体的的设计30七、键联接接的选择及及校核计算算32八、滚动轴轴承的选择择及计算34九、联连轴轴器的选择择35十、减速器器附件的选选择36十一、润滑滑与密封36十二、设计计小结36十三、参考考资料目录录38一、 机械设计课课程设计任任务书题目：设计计一用于螺螺旋输送机机上的单级级圆柱齿轮轮减速器。工工作有轻振振，单向运运转，两班班制工作。减减速器小批批生产，使使用期限55年。输送送机工作转转速的容许许误差为55%。 (一)、总总体布置简简图(二)、工工作情况：工作有轻振振，单向运运转(三)、原原始数据输送机工作作轴上的功功率P (kW) ：4.55输送机工作作轴上的转转速n (r/miin)：990输送机工作作转速的容容许误差（）：5使用年限（年年）：5工作制度（班班/日）：2(四)、设设计内容1. 电动机的选选择与运动动参数计算算；2. 斜齿轮传动动设计计算算3. 轴的设计4. 滚动轴承的的选择5. 键和连轴器器的选择与与校核；6. 装配图、零零件图的绘绘制7. 设计计算说说明书的编编写(五)、设设计任务1.减速器器总装配图图一张2.输出轴轴及其输出出轴上齿轮轮零件图各各一张3.设计说说明书一份份(六)、设设计进度1、 第一阶段：总体计算算和传动件件参数计算算2、 第二阶段：轴与轴系系零件的设设计3、 第三阶段：轴、轴承承、联轴器器、键的校校核及草图图绘制4、 第四阶段：装配图、零零件图的绘绘制及计算算说明书的的编写计 算算 及及 说 明明结 果二、 电动机的选选择1、电动机机类型和结结构的选择择：选择YY系列三相相异步电动动机，此系系列电动机机属于一般般用途的全全封闭自扇扇冷电动机机，其结构构简单，工工作可靠，价价格低廉，维维护方便，适适用于不易易燃，不易易爆，无腐腐蚀性气体体和无特殊殊要求的机机械。 2、电动机机容量选择择：电动机所需需工作功率率为：式（1）：da (kww) 由电动机至至输送机的的传动总效效率为：总=×4×××5根据机械械设计课程程设计10表22-2式中中：1、2、 3、4、5分别为联联轴器1、滚滚动轴承（一一对）、圆圆柱直齿轮轮传动、联联轴器2和和圆锥齿轮轮传动的传传动效率。取=00.99，0.999，0.97，.9、50.93则：总总=0.999×0.9994×0.977×0.999×0.933 =00.85所以：电机机所需的工工作功率：PPd=/总 =4.55/ 0.85 =5.33 (kww)总=0.85Pd=5.3(kww)计 算算 及及 说 明明结 果 3、确确定电动机机转速 输送送机工作轴轴转速为： n【（11-5%）（11+5%）】×90r/min 85.5594.5 r/min根据机械械设计课程程设计10表22-3推荐荐的传动比比合理范围围，取圆柱柱齿轮传动动一级减速速器传动比比范围=3。取开式圆锥锥齿轮传动动的传动比比=33 。则总总传动比理理论范围为为：a ×=118。故电动机转转速的可选选范为 NNd=a×× n =(6618)×90 =540016220 r/min则符合这一一范围的同同步转速有有：7500、10000和15500r/min根据容量和和转速，由由相关手册册查出三种种适用的电电动机型号号：（如下下表）方案电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电电动机和传传动装置的的尺寸、重重量、价格格nw855.5994.5 r/miin Nd=553011620 r/miin计 算算 及及 说 明明结 果 和圆锥锥齿轮带传传动、减速速器传动比比，可见第第2方案比比较适合。此选定电动动机型号为为Y1322M2-66，其主要要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电动机主要要外形和安安装尺寸三、 计算传动装装置的运动动和动力参参数（一）确定定传动装置置的总传动动比和分配配级传动比比由选定的电电动机满载载转速nmm和工作机机主动轴转转速n1、可得传传动装置总总传动比为为： iia= nnm/ n=960/90=10.667ia=100.67计 算算 及及 说 明明结 果 总传动动比等于各各传动比的的乘积分配传动装装置传动比比ia=i00×i （式中中i0、i分别别为开式圆圆锥齿轮传传动 和和减速器的的传动比）2、分配各各级传动装装置传动比比： 根据指导书书P10表表2-3，取取i0=3（圆锥齿轮轮传动 ii=233）因为：iai0×i所以：iiiai0010.667/33.566四、传动装装置的运动动和动力设设计：将传动装置置各轴由高高速至低速速依次定为为轴，轴，.以及i0,i11，.为为相邻两轴轴间的传动动比01，12，.为相邻两两轴的传动动效率P，P，.为各各轴的输入入功率 （KW）T，T，.为各各轴的输入入转矩 （N·m）n,n,.为各各轴的输入入转矩 （r/mmin）可按电动机机轴至工作作运动传递递路线推算算，得到各各轴的运动动和动力参参数i0=3i i33.56计 算算 及及 说 明明结 果 1、运动参参数及动力力参数的计计算（1）计算算各轴的转转速： 轴：nn= nm=9600（r/mmin）轴：n= n/ i=960/3.566=2699.66rr/minn III轴轴：n= n 螺旋输送送机：nIV= n/i 0=2699.66/3=899.89 r/miin（2）计算算各轴的输输入功率：轴： PP=Pd×01 =Pd×1=5.3××0.999=5.2247（KKW）轴： PP= P××12= P××2×3 =5.247××0.999×0.977=5.004（KWW）III轴： P= P··23= P··2·4 =5.004×0.999×0.999=4.994（KWW） 螺旋输送送机轴：PPIV= P·2·5=44.54（KKW）n=9660（r/min）n= nn=2699.66r/minnnIV=889.899r/minnP=5.247（KKW）P=5.04（KKW）P=4.94（KKW）PIV=44.54（KKW）计 算算 及及 说 明明结 果 （3）计算算各轴的输输入转矩：电动机轴输输出转矩为为： Td=99550··Pd/nnm=95550×5.3/960=52.772 N··m轴： TT= Tdd·01= Td··1=52.772×0.999=52.2 N··m 轴： TT= T··i·12= T··i·2·3 =552.2××3.566×0.999×0.977=1788.45NN·mIII轴：T = T··2·4=1174.99 N·m螺旋输送机机轴：TIIV = T ·i0·2·5=4483.11N·m（4）计算算各轴的输输出功率：由于轴的输出出功率分别别为输入功功率乘以轴轴承效率：故：P=P×轴承=55.2477×0.999=5.22KWP= P×轴承=55.04××0.999=5.00KWP = P××轴承=4.944×0.999=4.99KW（5）计算算各轴的输输出转矩：由于轴的输出出功率分别别为输入功功率乘以轴轴承效率：则：T= T×轴承=552.2××0.999=51.68 N·mT = T××轴承=178.45×0.999= 1776.677N·mT = T××轴承=174.9×0.999= 1773.155N·mT Td =52.72 NN·mT=522.2 NN·mTII=1178.445N·mT=1774.9 N·mTIV=4483.11N·mPI= 5.2KKWPII=5.0KKWPIIII=4.99KWTI=551.688N·mTII=176.67N·mTIIII=173.115 N··m计 算算 及及 说 明明结 果 综合以以上数据，得得表如下：轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴5.352.7296010.99轴5.255.252.251.689600.963.56轴5.045.0178.45176.67269.660.98轴4.944.9174.9173.15269.6630.92输送机轴4.544.50483.1478.2789.89四、 传动件的设设计计算(一)、减减速器内传传动零件设设计(1)、选选定齿轮传传动类型、材材料、热处处理方式、精精度等级。选择小齿轮轮材料为440Cr（调调质），硬硬度为2880HBSS，大齿轮轮材料为445钢（调调质），硬硬度为2440HBSS，二者材材料硬度差差为40HHBS。齿齿轮精度初初选8级(2)、初初选主要参参数 Z11=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=211×3.6=75.66 取Z22=76Z1=211Z2=766计 算算 及及 说 明明结 果由表10-7选取齿齿宽系数d=0.5·（u+11）·a=11.15（3）按齿齿面接触疲疲劳强度计计算 计计算小齿轮轮分度圆直直径 d11t 确定各参数数值1) 试选载荷系系数K=11.32) 计算小齿轮轮传递的转转矩T1=9.55×106×P/n1=9.555×106×5.2/960 =5.117×104N·mm3) 材料弹性影影响系数由机械设设计表110-6取取 ZE=189.84) 区域系数 ZH=2.55) 由图10-21d按按齿面硬度度查得小齿齿轮的接触触疲劳强度度极限；大大齿轮的接接触疲劳强强度极限。6) 由式1013计算算应力循环环次数N1600n1jLLh600×960×1×（2×8×300×5）11.3822×109 N22N1/3.63.844×1087) 由图10-19取接接触疲劳寿寿命系数KKHN10.933；KHNN20.97d1.15T1=5.17×104N·mmN11.382××109 N233.84××108计 算算 及及 说 明明结 果 88）计算接接触疲劳许许用应力取失效概率率为1，安安全系数SS1，由由式（10012）得得H110.93×600MMPa5558MPPaH220.97×550MMPa5533.55MPa（4）、计计算1) 试算小齿轮轮分度圆直直径d1tt，代入H中较小小值d1t=49.06mmm2) 计算圆周速速度v=22.5m/s3) 计算齿宽bb及模数mmtb=d*d1t=1×49.776mm=49.006mmmt=2.333 mmh=2.225mt=2.255×2.333mm=55.2422mmb/h=449.066/5.2242=99.35994) 计算载荷系系数K 已知工工作有轻振振，所以取取KA=11.25，根根据v=22.5m/s,8级级精度，由由图108查得动动载系数KKV=1.08；H115588MPaH225333.5MPPad1t449.066 mmv=2.55m/sb=49.06mmmmt=2.33mmmh=5.2242mmmb/h=99.3599计 算算 及及 说 明明结 果由表104用插值值法查得88级精度，小小齿轮相对对轴承对称称布置时， KH=1.0013由图1013查得得KF=1.0015直齿轮KHH=KF=1。故故载荷系数数 K=KAA*KV*KH*KH=1.225×1.088×1×1.0113=1.36685) 按实际的载载荷系数校校正所得的的分度圆直直径，由式式（1010a）得得 d1=mm=449.900mm6) 计算模数mm m =mm=22.37 mm（5）按齿齿根弯曲强强度设计由式(1005)得弯弯曲强度的的设计公式式为 m1） 确定计算参参数A. 计算载荷系系数K=KA*KV*KKF*KF=1.225×1.088×1×1.0115=1.37B. 查取齿型系系数由表105查得YYFa1=2.766；YFaa2=2.228K=1.8819d1=499.90mmm=2.337 mmmK=1.337计 算算 及及 说 明明结 果C. 查取应应力校正系系数由表105查得YYsa1=1.566；Ysaa2=1.762 D. 计算弯曲疲疲劳许用应应力由图10-20c查查得小齿轮轮的弯曲疲疲劳强度极极限F1=5500Mppa；大齿齿轮的弯曲曲疲劳强度度极限F2=3380Mppa；由图10-18取弯弯曲疲劳寿寿命系数KKFN1=0.8556，KFFN2=00.8922取弯曲疲劳劳安全系数数S=1.4，由式式（10-12）F= F1=4288Mpa F2=242.11MPPaE. 计算大、小小齿轮的并并加以比较较=0.0010055=0.0016211 大齿轮的的数值大。（6）、设设计计算m=1.65mmm对比计算结结果，可取取由弯曲强强度算得的的模数1.65并就就近圆整为为标准值mm=2mmm 按接触触疲劳强度度算得的分分度圆直径径d1=449.900mm，算算出小齿轮轮齿数 Z1=dd1/m=49.990/2=24.995取Z11=251=4428Mpa2=2242.111MPaa=0.010005=0.016621m1.665mmm=2mmmZ1=255计 算算 及及 说 明明结 果 大齿轮轮齿数 Z22=3.66x25=90（7）、几几何尺寸计计算a) 计算分度圆圆直径d1=m··Z=2×25=550 mmm d2=m·Z1=2×90=1180mmmb) 计算中心距距a=m ··（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=1115 mmmc) 计算齿轮宽宽度b= d11·d=50 取B2=50mmm B1=555mm （8）、结构构设计 大大齿轮采用用腹板式，如如图10-39（机机械设计）（二）、减减速器外传传动件设计计 (1)、选定齿齿轮传动类类型、材料料、热处理理方式、精精度等级。 直齿圆圆锥齿轮，小小齿轮选硬硬齿面，大大齿轮选软软齿面，小小齿轮：445钢。调调质处理，齿齿面硬度为为230HHBS；大大齿轮：445钢。正正火处理，齿齿面硬度为为190HHBS。齿齿轮精度初初选8级(2)、初初选主要参参数 ZZ1=26，uu=3 Z2=Z1·u=266×3=722 取取Z2=900d1=500 mmd2=1880mma=1155 mmB2=500mm B1=555mmZ1=266u=3 Z2=722计 算算 及及 说 明明结 果（3）确定定许用应力力 A: 确定极限限应力和 齿面硬度：小齿轮按按230HHBS，大大齿轮按1190HBBS 查图10-21得=580MMpa, =5500 Mpaa 查图10-20得=450MMpa, =3800MpaB: 计算算应力循环环次数N，确确定寿命系系数kHNN,kFN N1=60nn3jLh =660×269.66×1×（2×8×300×5）=33.8833×108N2=N11/u=33.8833×108/3=11.2944×108查图1019得kkHN1=00.96,kHN22=0.998C：计算接接触许用应应力 取取 由许用用应力接触触疲劳应力力公式查图10-18得kkFE1=00.89 kFE2=00.91（4）初步步计算齿轮轮的主要尺尺寸N1=3.883××108N2=1.294××108计 算算 及及 说 明明结 果因为低速级级的载荷大大于高速级级的载荷，所所以通过低低速级的数数据进行计计算按式（10026）试试算，即 dt确定各参数数值1) 试选载荷系系数K=11.32) 计算小齿轮轮传递的转转矩T1=9.55×106×P/n3=9.555×106×4.9/269.66 =1.774×104N·mm3) 材料弹性影影响系数由机械设设计表110-6取取 ZE=189.84）试算小小齿轮分度度圆直径dd1tdt =47.553mm 5）计算算圆周速度度 v=0.6671m/s因为有轻微微震动，查查表10-2得KAA=1.225。根据据v=0.67m/s,8级级精度，由由图108查得动动载系数KKV=1.03；T1=1.74×104N·mmdt477.53mmmv=0.6671m/s计 算算 及及 说 明明结 果 取故载荷系数数 K=KAA*KV*KH*KH=1.225×1.033×1×1.2=1.5445 6） 按实际的载载荷系数校校正所得的的分度圆直直径，由式式（1010a）得得 d1=mm=550.344mm 50.334=422.7899mm7） 计算大端模模数m m =mm=11.94 mm（5）、齿齿根弯曲疲疲劳强度设设计 由式(1023) mnn确定计算参参数1） 计算载荷系系数 由表10-9查得KKHbe=1.25 则则KF=1.55 KHbe=1.875K=KAKKVKFKF=1.225×1.033×1×1.8775=2.4142）齿形系系数和应力力修正系数数K=1.5545d1=500.34mmmdm1=442.7889mmm=1.994K=2.4414计 算算 及及 说 明明结 果因为齿形系系数和应力力修正系数数按当量齿齿数算。其其中 查表110-5 齿形系系数 YYFa1=2.577；YFaa2=2.06应力修正系系数 YYsa1=1.600；Ysaa2=1.973）计算大大、小齿轮轮的并加以以比较=0.0014377=0.0016433 大齿轮的的数值大。4）设计计计算mn =11.8122对比计算结结果，可取取由弯曲强强度算得的的模数1.812并并就近圆整整为标准值值m=2mmm 按接接触疲劳强强度算得的的分度圆直直径d1=50.334mm，算算出小齿轮轮齿数 Z1=dd1/m=50.334/2=25.117取Z11=25=0.014437=0.016643mn1.812Z1=255计 算算 及及 说 明明结 果 大齿轮轮齿数 Z22=3x225=755（7）、几几何尺寸计计算1）计算分分度圆直径径d1=m··Z=2×25=550 mmm d2=m·Z1=2×75=1150mmm2)计算锥锥距R=799.063)计算齿齿轮宽度b= R··R=79.06x00.3=223.7 取B2=30mmm B1=225mm五、 轴的设计计计算（一）、减减速器输入入轴（I轴轴）1、初步确确定轴的最最小直径选用45#调质，硬硬度2177-2555HBSS轴的输入功功率为PII=5.225 KWW 转转速为nII=9600r/miin根据课本PP370（115-2）式式，并查表表15-33，取A00=1155d2、求作用用在齿轮上上的受力Z2=755d1=500 mmd2=1550mmR=79.06b=23.7B2=300mm B11=25mmmd计 算算 及及 说 明明结 果 因已已知道小齿齿轮的分度度圆直径为为d1=50mmm而 FFt1=20667.2NNFr1=FFt=7552.4NN圆周力Ftt1，径向向力Fr1的方向向如下图所所示。3、轴的结结构设计1）拟定轴轴上零件的的装配方案案1，5滚滚动轴承 2轴 3齿轮轴的的轮齿段 6密封盖7轴承端端盖 8轴端挡圈圈 9半联轴器器2）确定轴轴各段直径径和长度从联轴轴器开始右右起第一段段，由于联联轴器与轴轴通过键联联接，则轴轴应该增加加5%，取取=22mm，根据据计算转矩矩TC=KA×TI=1.33×52.22=67.86Nmm，查标准准GB/TT 5011419866，选用YYL6型凸凸缘联轴器器，半联轴轴器长度为为l1=52mmm,轴段段长L1=50mmm右起第第二段，考考虑联轴器器的轴向定定位要求，该该段的直径径Ft1=22067.2NFr1=7752.44ND1=244mmL1=500mm计 算算 及及 说 明明结 果 取330mm,根据轴承承端盖的装装拆及便于于对轴承添添加润滑脂脂的要求，取取端盖的外外端面与半半联轴器左左端面的距距离为300mm，故故取该段长长为L2=74mmm右起第第三段，该该段装有滚滚动轴承，选选用深沟球球轴承，则则轴承有径径向力，而而轴向力为为零，选用用62077型轴承，其其尺寸为dd×D×B=355×72×17，那那么该段的的直径为35mmm，长度为为L3=20mmm右起第第四段，为为滚动轴承承的定位轴轴肩,其直直径应小于于滚动轴承承的内圈外外径，取DD4=45mmm，长度取取L4= 222.5mmm右起第第五段，该该段为齿轮轮轴段，由由于齿轮的的齿顶圆直直径为54mmm，分度圆圆直径为50mmm，齿轮的的宽度为555mm，则则，此段的的直径为DD5=54mmm，长度为为L5=55mmm右起第第六段，为为滚动轴承承的定位轴轴肩,其直直径应小于于滚动轴承承的内圈外外径，取DD6=45mmm 长度取取L6= 222.5mmm 右起第七七段，该段段为滚动轴轴承安装出出处，取轴轴径为D77=35mmm，长度LL7=20mmm4、求轴上上的的载荷荷1）根据轴轴承支反力力的作用点点以及轴承承和齿轮在在轴上的安安装位置，建建立力学模模型。水平面的支支反力：RRA=RB=Ft/2 =10333.6N垂直面的支支反力：由由于选用深深沟球轴承承则Fa=0D2=300mmL2=744mmD3=355mmL3=200mmD4=445mmL4= 222.5mmmD5=554mmL5=555mmD6=445mmL6= 222.5mmmD7=335mm，LL7=188mmRA=RBB=10333.6N计 算算 及及 说 明明结 果 那么RRA=RB =Frr/2=3376.22N2） 作出轴上各各段受力情情况及弯矩矩图3） 判断危险截截面并验算算强度右起第第四段剖面面C处当量量弯矩最大大，而其直直径与相邻邻段相差不不大，所以以剖面C为为危险截面面。已知MeCC2=700.36NNm ,由由课本表115-1有有:-1=60MMpa 则：RA=RRB 3766.2 NN计 算算 及及 说 明明结 果 e= MeCC2/W= MeCC2/(00.1·D43)=70.336×10000/(0.1×453)=7.72<-1右起第第一段D处处虽仅受转转矩但其直直径较小，故故该面也为为危险截面面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.44×10000/(0.1×243)=255.61 Nm<-1 所以确确定的尺寸寸是安全的的 。（二）、减减速器输出出轴（III轴）1、初步确确定轴的最最小直径选用45#调质，硬硬度2177-2555HBSS轴的输入功功率为PII=5.004KW 转转速为nII=2699.66rr/minn根据课本PP370（115-2）式式，并查表表15-33，取A00=1155d2、求作用用在齿轮上上的受力因已知道大大齿轮的分分度圆直径径为d2=1800mm而 FFt1=19663NFr1=FFt=7114.5NN圆周力Ftt1，径向向力Fr1的方向向如下图所所示。dFt1=11963NNFr1=7714.55N计 算算 及及 说 明明结 果 3、轴轴的结构设设计1）拟定轴轴上零件的的装配方案案1，5滚滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖7键 8轴承端盖盖 99轴端挡圈圈 100半联轴器器2）确定轴轴各段直径径和长度从联轴轴器开始右右起第一段段，由于联联轴器与轴轴通过键联联接，则轴轴应该增加加5%，取取32mm，根据据计算转矩矩TC=KA×T=1.33×178.45=2231.999N.mm，查标准准GB/TT 5011419855，选用HHL2型弹性柱柱销联轴器器，半联轴轴器长度为为l1=82mmm,轴段段长L1=80mmm右起第第二段，考考虑联轴器器的轴向定定位要求，该该段的直径径取40mm,根据轴承承端盖的装装拆及便于于对轴承添添加润滑脂脂的要求，取取端盖的外外端面与半半联轴器左左端面的距距离为300mm，故故取该段长长为L2=74mmm右起第第三段，该该段装有滚滚动轴承，选选用深沟球球轴承，则则D1=322mmL1=800D2=440mmL2=744mm计 算算 及及 说 明明结 果 轴承有有径向力，而而轴向力为为零，选用用62099型轴承，其其尺寸为dd×D×B=455×8