机械设计课程设计说明书设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器.doc

课 程 设 计课程名称： 设计题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器学 院： 专 业： 年 级： 学生姓名： 指导教师： 日 期： 教 务 处 制目 录一、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 十三、参考资料目录一、机械设计课程设计任务书1、题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器。2、传动简图：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):880；运输机工作轴转速n/( r.min)=125；3、工件条件：连续单向运转，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为。4、设计工作量：(1) 绘制输出轴轴系部件装配图1张； (2) 零件图1张（输出轴或大齿轮）； (3) 编写设计计算说明书1份。计算与说明二、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） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，连续单向运转，工作时有轻微振动，环境清洁。（2） 原始数据：运输机工作轴转矩T /(N.m):880；运输机工作轴转速n/( r/min)=125；三、电动机选择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。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：dTn9550总 (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=×4×××5根据机械设计课程设计7表2-4式中：1、2、3、4、5分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93则：总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 =0.85所以：电机所需的工作功率：Pd= Tn9550总 =（880×125）/ （9550×0.85） =13.6(kw)电动机额定功率Ped：由机械设计课程设计第二十章选取Ped=15(kw)3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： n【（1-5%）（1+5%）】×125r/min 119131 r/min根据机械设计课程设计4表2-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比I2=3 。则总传动比理论范围为：a I1 ×I2=18。故电动机转速的可选范围： Nd=a× n =(618)×（119131） =（7142358 ）r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由机械设计课程设计表20-1查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型 号额定功率(Kw)电动机转速 (r/min)电动机质量(kg)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比圆锥齿轮传动减速器1Y160L-4151500146014411.6833.892Y180L-61510009701957.7623.883Y200L-8157507302505.842.52.34综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y160L-4，其主要性能：额定功率15KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2，质量144kg。四、计算总传动比及分配各级的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n=1460/12511.68总传动比等于各传动比的乘积ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书4表2-1，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=23）因为：iai0×i所以：iiai011.68/33.89五、运动参数及动力参数计算将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，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、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： 轴：n= nm=1460（r/min）轴：n= n/ i=1460/3.89375.3r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i 0=375.3/3125r/min(2）计算各轴的输入功率：轴： P=Ped×01 =Ped×1=15×0.99=14.85（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =14.85×0.99×0.97=14.26（KW）III轴： P= P·23= P·2·4 =14.26×0.99×0.99=13.98（KW）螺旋输送机轴：PIV= P·2·5=13.98×0.99×0.93=12.87（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Ped/nm=9550×15/1460=98.1 N·m轴： T= Td·01= Td·1=98.1×0.99=97.1 N·m 轴： T= T·i·12= T·i·2·3 =97.1×3.89×0.99×0.97=362.7N·mIII轴：T= T·2·4=355.5 N·m螺旋输送机轴：T= T ·i0·2·5=982N·m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P×轴承=14.85×0.99=14.7KWP= P×轴承=14.26×0.99=14.12KWP= P×轴承=13.98×0.99=13.84KW螺旋输送机轴:P = P×轴承=12.87×0.99=12.74KW（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=97.1×0.99=96.1N·mT= T×轴承=362.7×0.99= 359.1N·mT= T×轴承=355.5×0.99= 351.9N·m螺旋输送机轴：T= T ×轴承=982×0.99= 972.2N·m综合以上数据，得表如下：轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i输入输出输入输出电动机轴1598.114601轴14.8514.797.196.114603.89轴14.2614.12362.7359.1375.3轴13.9813.84355.5351.9375.33输送机轴12.8712.74982972.2125六、传动零件的设计减速器齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P168表11-2选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由式（11-3） 确定有关参数如下：传动比i齿=3.89 取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.89×28=108.9108 实际传动比i0=108/28=3.86传动比误差：i-i0/I=3.89-3.86/3.89=0.77%<3% 可用齿数比：u=i0=3.86由课本P175表11-6取d=1；由课本P171表11-4取ZE=189.8；对于标准齿轮ZH=2.5 (3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×14.85/1460 =97135N·mm (4)载荷系数k 由课本P169表11-3取k=1.2 (5)许用接触应力HH= Hlim/SH由课本P166表11-1查得：Hlim1=700Mpa HlimZ2=585Mpa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1/SH=700/1.0Mpa=700MpaH2=Hlim2/SH=585/1.0Mpa=585Mpa故得：=57.81模数：m=d1/Z1=57.81/28=2.1mm根据课本P57表4-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P172（11-5）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×28mm=70mmd2=mZ2=2.5×108mm=270mm齿宽：b=dd1=1×70mm=70mm取b2=70mm b1=75mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=21,Z2=82由图11-8、11-9查得YFa1=2.87 YSa1=1.57YFa2=2.25 YSa2=1.76 (8)许用弯曲应力F根据课本P172（6-53）式：F= FE /SF由课本表11-1查得：FE1=590 Mpa FE2 =445 Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=FE1 /SF=590/1.25 Mpa=472 MpaF2=FE2 /SF =445/1.25 Mpa=356 Mpa将求得的各参数代入式（11-5）F1=2kT1 YFa1YSa1/(bm2Z1)=2×1.2×97135×2.87×1.57/(70×2.52×28) Mpa=85.74 Mpa< F1F2=F1 YFa2YSa2/( YFa1YSa1)=85.74×2.25×1.76/(2.87×1.57) Mpa=75.14Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2) /2=2.5 (28+108) /2=170mm (10)计算的圆周速度VV=d1n1/(60×1000)=3.14×70×1460/(60×1000)=5.35m/s 从速度查表11-2可知，齿轮精度选择7级是合适的。（11）齿轮结构尺寸计算 根据公式： 分度圆直径：d=mz 齿顶圆直径：da=m(z+2) 齿根圆直径：df=m(z-2.5) 得：d1= 70 mm d2= 270mm da1=75mm da2=275mm df1=63.75mm df2=263.75mm七、轴的设计计算 减速器输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，从表14-1查得：硬度217255HBS，b = 650 Mpa，从14-3查得：-1b=55Mpa。根据课本P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115dC（P/n）1/3= 115(14.26/375.3)1/3mm=38.66mm考虑有键槽，将直径增大4%，则d=38.66×(1+4%)mm=40.2mm选dmin=42mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可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）初选联轴器 根据 T(359.1N.m)和d1(42mm)从课程设计指导书表17-3初选联轴器为TL7弹性套柱销联轴器。 （3）确定轴各段直径和长度段：d1=42mm 长度取L1=82mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=42+2×2×1.5=48mmd2=48mm初选用6210型深沟球轴承，其内径为50mm，从课程设计指导书表15-3查得B=20mm，D=90mm。 II段长：L2=35mm段直径d3=50mmL3=20+17+2-1=38mm段直径d4=58mm L4=70-2=68mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm段直径d5=d4+2h=58+2×3=64mmL5=10mm段直径d6=58mm L6=8mm段直径d7=50mm. 长度L7=20mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L1=85mm L2=62mm L3=62mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T1=96129N·mm求圆周力：Ft根据课本P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2×96129/70=2747N求径向力Fr根据课本P168（11-2）式得Fr=Ft·tan=2747tan200=1000N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=62mm轴承支反力： FAV=FBV=Fr/2=1000/2=500 NFAH=FBH=Ft/2=2747/2=1373.5N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=FAVLAC=500×62=31000 N·mm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MCH=FAHLAC=1373.5×62=85157N·mm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MCV2+MCH2)1/2=(310002+851572)1/2=90624N·mm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=362700N·mm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=906242+(0.6×362700)21/2=235735N·mm (7)校核危险截面C的强度由式（14.5）e=Mec/0.1d3=235735/0.1×703=6.87MPa< -1b=55MPa该轴强度足够。 (1)绘制轴受力简图（2）绘制垂直面弯矩图八、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命16×250×8=32000小时1、计算输出轴承 (1)已知n=375.3r/min Fa=0 FAR= FBR = (FAV2 +FAH2)1/2=(5002+1373.52)1/2=1462 N试选6210型深沟球轴承 FS1=FS2=0 D=50mm D=90mm B=20mm (2)计算当量动载荷P1、P2根据表（16-9）取fP=1.2根据式（16-5）得PA=fPFAR=1.2×1462=1754 NPB=fPFBR=1. 2×1462=1754 N (3)计算轴承寿命LhPA=PB 故P=1754N =3根据课程设计指导书P145 6210型轴承Cr=27000N取温度系数ft=1根据课本P279 （16-3）式得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/357.3×(1×27000/1754)3 =170178h>32000h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2的平键联接轴径d2=58mm L2=68mm T=362700Nmm查课程设计指导书P140表14-1 选用A型平键键18×11 GB1096-79键长l=L2-b=68-18-8=42mm 键高h=11mm从课本表10-10查得：p=120MPa据课本P158式（10-26）得p=4T/dhl=4×362700/(58×11×42)=5.4Mpa<p 该键安全。十、联轴器的选择1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 2）载荷计算计算转矩TC2=KA×T=1.5×359.1=538.65N.m，TC1=KA×T=1.5×97.1=145.7N.m，其中KA为工况系数，根据表17-1选KA=1.5（3）型号选择根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准GB/T 50141985，输出轴原选的TL7型弹性套柱销联轴器不能符合要求，因此改选用HL3型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=630N.m, 许用转速n=5000r/m ,。根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 58431985，输入轴选用TL6型弹性套柱销联轴器，其额定转矩T=250N.m, 许用转速n=3800r/m ,故符合要求。十一、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为45mm。二、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为5.35m/s，所以采用飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封形式实现密封。减速器输出轴密封圈型号按所装配轴的直径确定为42 FZ/T92010-1991.计算结果T=880 N.mn=125 r/minT=880 N.mn=125r.min总=0.86Pd =13.6KWPed=15(kw)电动机型号Y160L-4ia=11.68i0=3i3.89n=1460r/minn=375.3r/minn= nnIV=125r/minP=14.85（KW）P=14.26（KW）P=13.98（KW）PIV=12.87（KW）Td=98.1 N·mT=97.1 N·mT=362.7N·mT=355.5 N·mT=982N·mT=96.1N·mT=359.1N·mT=351.9N·mT=972.2N·mZ1=28Z2=108T1=97135N·mmm=2.5mmd1=70mmd2=270mmb1=75mmb2=70mmF1=472 MpaF2=356 Mpa F1=85.74 MpaF2=75.14MpaMec =223873N·mma=170mmV=5.35m/s dmin=42mmd1=42mmL1=82mmd2=48mmL2=35mmd3=50mmL3=38mmd4=58mmL4=68mmd5=64mmL5=10mmd6=58mmL6=8mmd7=50mmL7=20mFt=2747NFr=1000NFAV=500 NFAH=1373.5NMCV=31000 N·mmMCH=85157 N·mmMC=90624 N·mmT=362700 N·mmMec=235735N·mme=6.87MPa轴承预计寿命32000小时Lh=170178h选用A型平键键长l=42mm键高h=11mmp=5.4MpaTC2=538.65N.mTC1=145.7 N.m十二、设计小结机械课程设计是我们学完了大专的全部基础课、专业基础课以及大部分专业课之后进行的.这是我们在进行毕业设计之前对所学机械课程的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我学习生活中占有重要的地位。 我的题目是螺旋输送机上用的单级圆柱减速器，对于我们这些新手来说，这是很大的考验，我一千次一万次的问自己，怎么才能找到课堂所学与实际应用的最佳结合点？怎么才能让自己的设计在篇幅上简单，在使用价值上丰富？怎样让自己的业余更近专业？怎样让自己的计划更具有序性，而不会忙无一用？机会是老师，学校，以及无数代教育工作者给的，而能力是自己的，耐性是需要的。经过自己的琢磨，听取了学姐，学长们的建议，还查阅了很多书籍，才做到了心中有数，才了解了机械课程设计的真正用意培养自学能力，养成程序编辑的好习惯。我从来不相信车到山前必有路的说法，认为那只是懒惰者自寻懒惰的借口，我要积极，要把握，要努力。我们自己能做到的仅此而已，因为人力也有所不能及。就我个人而言，我希望能通过这次课程设计对自己的学习情况做出总结,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的工作生活打下一个良好的基础。但是这次课程设计的确显得有点心有余而力不足:首先是自己的心态问题,轻视这次课程设计,以为可以像以前一样轻轻松松地通过,其次就是基本知识问题,由于以前上课不太认真，结果就落下了很大一截,自己很想好好的把它补上来,但一直没补上来,说起这事情自己心里不免有些惭愧!从而就这样,自己面对课程设计困难重重,在一次又次的打击与挫折下,自己心里不免有点不满起来,然而现实就是现实,没办法,课程设计是必须完成的.虽然自己心里有这样的失败感,但在外人看来,我就是行,结果自己只能强迫自己去前进!然而自己心里怎么也没有高兴感!结果拿去给老师检查的时候,也许一两次还可以接受,但是在需要面对改正错误四五次的时候自己的心里不免郁闷和烦躁,同时也存在一定的不满,但是从这次设计也可以看出一些问题:1.心态:应该保持认真的态度,坚持冷静独立的解决问题2.基本:认真学好基本知识,扎实自己的基本知识,使面对问题时不会遇到很多挫折,从而打击自己的信心,结果使自己很浮躁,越来越不想搞这设计,故应该好好学习基本知识,一步一步的来,不要急功近利!3.树立自己的良好形象,乐观的面对生活,坚持自己的想法和意识,也许老师和他人对你的要求高一些就不要抱怨,因为那时是对你好,使你更好的发展,满足老师及他们广告的要求!在这次课程设计过程中，我学到了很多人生的哲理，懂得怎么样去制定计划，怎么样去实现这个计划，并掌握了在执行过程中怎么样去克服心理上的不良情绪，黑夜过去了，我们收获的是黎明。在本次设计中，给我印象最为深刻的是轴的选用上和校核上的问题，它将是我成功的关键。老天不会让我太过顺利，他在这最后的时刻设置的障碍，是要考验我的能力。在这个问题的解决上，我打了退堂鼓，我不能忍受长时间的无功而反，时间正在消磨我的意志。最后我还是鼓起勇气，到处问，到处查资料，黄天不负有心人，在机械设计手册上，我终于找到了该要的公式和知识点，然后对照书本，把整根轴的结构全部设计出来了，心中无比的兴奋。总的说来,虽然在这次设计中自己学到了很多的东西,取得一定的成绩,但同时也存在一定的不足和缺陷,我想这都是这次设计的价值所在,以后的日子以后自己应该更加努力认真,以冷静沉着的心态去办好每一件事情!十三、参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆主编，1995年12月第一版2机械设计基础，高等教育出版社，杨可桢主编，2006年5月第5版；3机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；