单级斜齿圆柱齿轮减速器用于双滚式压碎机的传动系统中.docx

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1、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

2、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）：-_设讦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瓦。 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

3、、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.北京:高等教育出版社，19995. 设计成果形式及要求:1)草图1张2)减速器装配图1张3)零件

4、图2张4)设计说明书一份（A1坐标纸）（A0 图）（A3图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图）答辩6. 工作计划及进度:2015 年 12 月 14日 12月22日12 月 23日-12月24日12 月 25日-12月28日12 月 29日 12月30日12年30日-12月31日设计计算编写设计说明书草图绘制、审查和修改绘制装配图绘制零件图2016年1月5日系主任审查意见:签字:单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书学生姓名： XXX 学 号： XXXXX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

5、日目录一、传动方案的分析和拟定1二、电动机的选择1三、传动装置运动及动力参数计算3四、传动零件的设计计算5五、轴的计算13六、滚动轴承的选择和计算20七、键连接的选择和计算23八、联轴器的选择24九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择24十、参考资料25一、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

6、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、

7、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p =七二kWd 门 门由电动机到工作机的传动总效率为门=门.门3 .门.门.门a 12345式中门、门、门、门、门分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作 12345机的传动效率。取气=0.96 （带传动），门2= 0.99（轴承），门3 = 0.97 （齿轮精度为8级），门4 = 0.99 （弹性联轴器），则：n总二HXn 3xn3Xn =0.

8、894所以P = = 5.48 kW d 门a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60 x1000vD= 130r/min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n =i n = （6 - 20） x 130.00 =780 2600 r/min d a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

9、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满载电流总传动比V带减速器Y132S-45.5144011.6068.0011.133.7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HLXHDAXBKDXEFXG132475X315216X1401238X8010X33三、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I 轴n = L = 480 r/mini i 0II轴n =

10、 n = 130 r/min2 i i工作机轴 n = n = 130 r/min2、计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率I轴P1 = Pd n 1 =5.48x0.96=5.2608 kWII轴P= p 叫门 3=5.2608xO.99xO.97=5.0519 kW工作机轴 P = P 门 2q =5.0519x0.99x0.99x0.99=4.9017 kW 3224各轴输出功率I轴P：= P 门 2 =5.2608x0.99=5.2082 kWII 轴P；P n 2 =5.0519x0.99=5.0014kW工作机轴P= p n =4.9017x0.99=4.8526kW33 23、计

11、算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩7为dT = 9550 = 29.04 N - mdI轴输入转矩 T = 9550 P = 104.668 N - m1II轴输入转矩 T = 9550 P = 371.120 N - m2 n2工作机轴输入转矩T = 9550p = 359.962 N - m 3 n3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 (N - m)转速n r/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴5.4829.041440.0030.960I轴5.

12、26085.2082104.688103.6414803.70.960II轴5.05194.0014371.120367.4091301.0000.980工作机轴4.90174.8526359.962356.362130四、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pd ；小带轮转速匕； 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pca查得工作情况系数匕=1.1。故有：Ap = KPd 1.1X5.57 =6.028 kWB、选择V带带型据p a和勺选用A带。C、确定带轮的基准直径dd并验算带速1）

13、初选小带轮的基准直径匕，取小带轮直径d1 1 = 100mm。2）验算带速v,有：nxdxn_ 3.14159X100X1440.00060 x?000d 60X100=7.54 m/s因为7.54 m/s在5m/s一30m/s之间，故带速合适。3）计算大带轮基准直径dd 2d = i x d = 100 X 3=300 mm 取 d =300 mmD、确定V带的中心距。和基准长度Ld1）初定中心距a 0=389 mm2）计算带所需的基准长度L“ w 2a + (d + d ) +L2)=1453 mmd00 2 d 1d 24a0选取带的基准长度L广1400 mm3) 计算实际中心距a w

14、a +d0 =373.5 mm02中心距变动范围：a . = a -0.015Ld = 373.5-0.015X 1400 = 352.5 mma = a + 0.03Ld = 373.5+0.03 X 1400 = 415.5 mmE、验算小带轮上的包角57.3。a = 180。-(dd2 - dd 1) -= 180 - (300-100)X0.1535。=149.317。90。F、计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率P r由 dd 1 = 100 mm 和 n0 = 1440r/min 查得P 0=1.32 kW据 n, = = 1440r/min, i0=3 和 A 型带，查得 P

15、o=0.17 kW查得K=0.95，K广0.93，于是：P =(P + P ) x K x K r o o l a二 (1.32+0.17)X0.93X0.95 =1.32 kW2)计算V带根数zZ = a = 4.47故取 5 根。rG、计算单根V带的初拉力最小值(F )0 min查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以(F ) . = 500 x (2.5 - Ka)Pca + qv20 minK x z x v=261.33N应使实际拉力F大于(F ) 00 minH、计算压轴力Fp压轴力的最小值为：(F ) = 2z(F ) sin a =2520.18 Np min0 min

16、2(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 mm小带轮直径100 mm包角149.317 大带轮直径300 mm带长1400 mm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P = 14。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径一?1d|2KT i +1 (Z Za Ed 9气一一载荷系数，选 K =1.6齿宽系数，取4

17、d = 18 端面重合度， = + ，查得8 = 0.75，8 = 0.89, aa al a 2ala2则 8a = 1.64i1齿轮副传动比，i =41Z H区域系数，查得ZH = 2.433Ze 材料的弹性影响系数，查得Ze = 189.8MPa 2tr 许用接触应力，t = h ! + h 1HH2查得齿轮1接触疲劳强度极限rHiimi = 600MPa。查得齿轮2接触疲劳强度极限thiim2 = 550MPa。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）N = 60n jL = 60x480xlx （ 2X8X300X10） = 13.82 x 1081 1 hN =

18、、= 3.455 x 1082 i1查得接触疲劳寿命系数*Ni= 0.93, %2 = 0.95取失效概率为1%，安全系数S = 1,得：=Khn n 硕=七=558 MPaH 1 S1=Khn 2。Hiim2 =世严=522.5 MPaH 2 S1则许用接触应力。=虹卫Eh! = S%*：22.5 =540.25 MPah 22+ 1 -1 A-12、 / zfg / I圆周速度兀d n60 xl000=1.42m/s齿宽b =4 dd1广 1X56.75 =56.75 mm模数=2.66mm_ d cos pnt zih = 2.25m = 2.25X2.66 =5.985 mmntb/h

19、 = 56.75/5.985=9.48纵向重合度七=WdZitanOMMxmOXtan14。、1.59计算载荷系数K :已知使用系数KA = 1.25；根据v = 1.32 m/s , 8级精度，查得动载系数K = 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K = 1.42 ；HP查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数Kfp = 1.3；查得齿间载荷分配系数K = K = 1.2；HaFa故载荷系数K = KKKHa KHp= 1，25X1.04X1，2X1.42 =2,21按实际载荷系数校正所算的分度圆直径.K3,2 21d1 =吒 Ik = 5

20、6.75 X=63.2 mm t计算模数m :n捋史=3.06 mm n z1按齿根弯曲强度: 12KTY cos2 P y Yn 3 z 2 IS 丫计算载荷系数K = KKKa K = 1.25X 1.04 X 1.2 X1.3=2.03根据纵向重合度p = 1.59，查得螺旋角影响系数Yp= 0.88 计算当量齿数z =入 v1 COS3 P20cos143=21.8986zv 2 cos3p cos143=94.14查取齿形系数：查得YFa1 = 2.72，Y彼=2.20查取应力校正系数：a1 = 1.57, Ya2 = 1.784查得齿轮1弯曲疲劳极限s= 500 MPaFE1查得齿

21、轮2弯曲疲劳极限a fe2 = 380MPa取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.93，Kfn2 = 0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,得a = Kn = 0902 =332.14 MPaf i S1.4L. = KfnO =竺* =257.86 MPaF 2 S1.4YY 计算齿轮的廿并加以比较FY Y 2.719 X1.57 八 八 E = 332.14=.129F 1Y Y 2.198 X 1.784 八 F2 Sa2 =-u 圣 =0.0152 la257.86F2齿轮2的数值大则有:m W 3*HL=1.84 mmn 3 Z 28la对比计算结果，由齿面接

22、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mn = 2mm，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d1 = 63.2 mm来计算应有 的齿数。则有：气=H ,s& = (63.2xcos14)/2 - 31 n取Z = 31,则z2 = 4 X31=124实际传动比i=z2 /% =4齿轮传动比差值为也=(4-4)/4x100%=0%几何尺寸计算计算中心距:a =火 + Z2 如=159.74 mm 2cos p将中心距圆整为160mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：P = arccos 1 + Z2 n =14.35 2a因P

23、值改变不多，故参数电、Kp、ZH等不必修正。计算齿轮分度圆直径:d = 64.00 mm1 cos p1 z md =f = 256.01 mm2 cos p计算齿轮1宽度：4=4ddi = 1X64.00 =64.00 mm圆整后取B1= 70 mm。齿轮2宽度B2 = 65 mm。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i4模数mnmm2螺旋角B14.35端面压力角a20啮合角a，20齿数z31124分度圆直径dmm64.00256.01齿顶圆直径damm68.00260.01齿根圆直径dfmm59.00251.01齿宽bmm7065螺旋角方向右旋左旋材料40

24、Cr （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Pd A-mm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，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。P 一一I 轴 d A3 i = 24.25 mmiPII 轴 d A3= 38.0 mm “2(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：I 轴 d

25、1. x (1 + 7%) = 25.9475 mmII 牛由 d2 . d2 x (1 +10%) = 41.811 mm将各轴的最小直径分别圆整为：d . =30 mm，d . =45 mm2、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= di . =30 mm。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 5-10mm，取 d12=36mm。d13：安装滚动轴承处轴段，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=40mm。d

26、14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=47mm。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 mm。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=47mm。d17：滚动轴承轴段，d17=40mm。各轴段长度的确定111：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取111=40mm。112：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取112=65.6mm113：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取113=30mm114：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取114=10mm115：由小齿轮的宽度确定，取l15=70mml16：根据箱体的结构和

27、小齿轮的宽度确定，取l16=10mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=32mm1 i件_门二？ _113_11: 117.11-1 .图5.1高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm30364047644247长度l11l12l13l14l15l16l17mm4065.63010701032（2）高速轴的校核已知条件：高速轴传递的扭矩T =102.567 N m，转速七二480r /min，齿轮的螺旋角P =14.35 ，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d64 mm。齿轮1的作用力圆周力F =艾=3205.2 N ti d

28、1径向力F = F四与= 1185.9N r1口 cos P轴向力 F = Ftana = 1089.072 N齿轮2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Q = (F ) . =2520.18 N如高速轴结构图所示I =92. 1 mm l =63.5 mm l =63.5 mm 123Q(l +1 +1 ) - F l - F d 1 2 3r1 3al 2_R 1H12 +13=3480.134 NRh = Q Rh F1=1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 N 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂

29、直平面上为R1V=1602.5 NFl 2465.04 X63.50TXT = 63.50 +63.50R2v = F1 - Rv = 2465.04 -1232.52 =1602.7 N轴承1的总支承反力为 = Rh + Rv = 3831.36 N轴承2的总支承反力为R2 =RH+rV = 2677.93 NB、弯矩计算在水平面上a-a剖面右侧M, = R23 = -136264.65 N mma-a剖面左侧M h = M，h - F 1 % = -171112.65 N mmb-b剖面为Mh = -Ql = -232108.578 N mm 在垂直面上为M v =- Rv12 = -10

30、1758.75 N mm合成弯矩a-a剖面左侧M =.M2h +、= 199083.86 N mm合成弯矩a-a剖面右侧Mr = M + M2 = 170067.34 N mm合成弯矩b-b剖面M = .M2 + M2 = 232108.578 N mmC、转矩T = 102567 N mm 1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W =3 = 6280 mm332抗扭截面系数为W = 163 = 12560 mm3最大弯曲应力为c =b = 16.33 MPaA W扭剪应力为t = = 8.1 MPa WT按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴

31、，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a= 0.6,则当量应力为c =Jb 2 + 4（以t ）2 = 19.00 MPa查得c = 60MPac ea2 = 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)X300 (天)X16 (小时)=48000h。L -(CQ =59642 h48000h轴承具有足够寿命。22、低速轴承查滚动轴承样本可知，轴承7210C的基本额定动载荷C =42.8kN，基本额定 r静载荷Cr0=32kN。(1) 求两轴承受到的径向载荷Fr 1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F 1=此 +

32、F2 =1624.65 NB点总支反力F2 =帼 + F; =1610.86 N。(2) 求两轴承的轴向力FaF轴承派生轴向力Fd=efr其中，e为判断系数，其值由丁的大小确定，由于 0现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算F 1 = eF1 = 478.28 NFd2 = eF 2 = 629.13 N轴向力 Fa=Ftta邱=647.8449349N因此F 1 = F + Fd 2 = 1276.97 NF 2 = Fd2 = 629.13 NL =0.0399L =0.0197C0C0利用插值法得e1 = 0.412 , e2 = 0.389。再计算:F1 1 = e1 F1

33、= 492.63 NFd2 = e2F 2 = 611.82 NF1 = F + Fd 2 = 1259.67 NF2 = Fd 2 = 611.82 NO =0.0394二=0.0191C0C0两次计算的F值相差不大，因此确定e = 0.412 , e = 0.389，C120F1 = 1259.67 N, F 2 = 611.82 N。（3）求轴承的当量动载荷P土 = 1.0535 e土 = 0.3890 = eF 1iF 22利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1X1=0.44,Y1.3598对轴承2X1,Y0根据工况，查得载荷系数f=1.2。PP=f （XF +YF）=26

34、86.81 N1 P 1 r1 1 a1P=f （XF +YF）=1887.38 N2 P 2 r2 2 a2（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 （年） X300 （天）X16 （小时）=48000h。L =史七（CQ =449137 h48000h轴承具有足够寿命。2七、键连接的选择和计算1、高速轴端键选择的型号为键A8X34 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=34-8=26 mm ,轮毂键槽的接触高度为 k=h/2=3.5 mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得b = 150MPa，则其 p挤压强度2T x 103八b = kd

35、 = 73.00 MPa g = 150MPa满足强度要求。2、低速轴齿轮处键选择的型号为键A16X49 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-16=33 mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5 mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得b = 150MPa，则其挤压强度p2T x 103b = kj = 63.73 MPa b = 150MPa满足强度要求。3、低速轴端联轴器键选择的型号为键A12X78 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-12=66 mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm,根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得b = 150MPa,则其挤压强度p2T x 103-b =- = 51.78 MPa b = 150MPa满足强度要求。八、联轴器的选择由于设计的减速器伸出轴D = 40 mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联 接表5-2-4选取联轴器：主动端：J40 X 84型轴孔、A型键槽、d = 40 mm、L = 84 mm从动端：J 40X84型轴孔、A型键槽、d = 40mm、L = 84 mm 1