设计用于螺旋输送机一级圆柱齿轮减速器

机机械械设设计计课课程程设设计计计计算算说说明明书书设计题目螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化专业（2）班设计者鲍贵洲学号20120764110指导教师陈刚2014年12月24日三明学院机电工程学院1目录一、电动机的选择………………………………………3二、确定传动装置的总传动比和分配级传动比及运动和动力参数计算……………………………………5三、圆柱齿轮的设计计算………………………………6四、圆锥齿轮的设计计算………………………………11五、低速轴设计…………………………………………14六、高速轴设计…………………………………………16七、键的连接设计………………………………………19八、箱体结构设计………………………………………20九、密封和润滑的设计…………………………………21十、设计小结以及参考文献……………………………222机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器运动简图:1—电动机2—联轴器3—级圆柱齿轮减速器4—开式圆锥齿轮传动5—输送螺旋已知条件：1.工作参数：运输机工作轴转矩T/(N.m)=820;运输机工作轴转轴n/(r.min)=130;2.工作条件：连续单项运转，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±5%.设计工作量：一．编写设计计算说明书１份(附:内容顺序如下)1．目录（标题及页次）2．设计任务书3．电动机选择．传动比分配及运动和动力参数计算4．带的选择及计算、齿轮的设计计算5．轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）6．润滑．密封及拆装等简要说明8．参考资料二．绘制减速器装配图1张；三．绘制减速器零件图2张。3设计计算及说明结果一、电动机选择1.1电动机类型和结构的选择：选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，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。1.2确定电动机的功率和型号电动机所需功率为：）（总kwη/9550/TxnPd由电动机至输送机的传动总效率为：54321ηηηηηη总根据《机械设计课程设计》P9表3-1式中：54321ηηηηη分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱测量传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取99.0η199.0η297.0η399.0η493.0η554321ηηηηηη总0.850.930.990.970.990.994T=820N/mn=130r/min总η=0.85所以：电机所需的工作功率：kwTnPd13.13)85.09550/()130820()η9550/(总电机额定功率cdP=15kw由《机械设计课程设计》得cdP=15kw确定电动机转速：min/130%)]51(~%)51[(ηwrmin/5.136~5.123r）（根据《机械设计课程设计》附录A得推荐传动比的合适范围取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围5~3I1取开示圆锥齿轮传动比kw13.13dP4为4~2I2则总传动比理论范围20~6III21a故电动机转速可选范围为：2730)r/min~741()5.136~5.123()20~6(ηINwaa符合这一范围的的同步转速有750、1000和1500r/min根据容量和转速，查《机械设计课程设计》附录K.1及K.2得到三种电动机的型号：方案电动机型号额定功率电动机转速电动机质量传动装置传动比总传动比圆锥齿轮传动减速器同步转速满载转速1Y160L-4151500146014411.6833.892Y180L-61510009701957.7673.883Y200L-8157507302505.842.52.34综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮传动、减速器传动比，可见第一方案比较合适因此选定电动机型号为Y160L-4,其主要性能：额定功率15KW，满载1460r/min。额定转矩2.2.质量144kg二、计算总传动比和分配各级传动比2.1确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配（1）传动装置总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为：ia=nm/nＷ=1460/130=11.23总传动比等于各传动比的乘积ia=i0×i(式中i0、i分别为开式圆柱齿轮和圆锥齿轮的传动比）（2）分配各级传动装置传动比：kw15dPmin/r1460nwY160L-4型电动机ia=11.23i0=3i=3.745根据指导书，取i0=3（圆柱齿轮传动i=3～5）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝11.23/3≈3.742.2将传动装置各轴由高速至低速依次定为：电机轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......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）计算各轴的转速：Ⅰ轴（高速轴）：nⅠ=nm=1460（r/min）Ⅱ轴（低速轴）：nⅡ=nⅠ/i=1460/3=486.67r/minIII轴：nⅢ=nⅡ=486.67r/minIV轴：nIV=nⅢ/i0=486.67/3.74=130.12r/min（2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=13.13×0.99=13（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=13×0.99×0.97=12.48（KW）III轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=12.48×0.99×0.99=12.23（KW）Ⅳ轴：PIV=PⅢ·η2·η5=12.23×0.93×0.99=11.26（KW）（3）计算各轴的输入转矩：In=1460r/minIIn=486.67r/minIIIn=486.67r/minIVn=130.12r/minIP=13kWIIP=12.48kWIIIP=12.23kWIVP=11.26kW6Ⅰ轴：TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=85N·mⅡ轴：TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=224.9N·mIII轴：TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=240N·mⅣ轴：TIV=9550×PIV/nIV=826.41N·m2.3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效率η电动机轴1598.114601Ⅰ轴138514600.99Ⅱ轴12.48224.9486.6730.96Ⅲ轴12.23240486.673.740.98Ⅳ轴11.26826.41130.120.92三、圆柱齿轮的设计3.1、选精度等级、材料及齿数①运输机为一般工作机器，速度不高，参考表10-6，选用7级精度（GB10095-88）。②通过查表10-1选择小圆柱齿轮40Cr（调质热处理）硬度280HBS，大齿轮45钢（调质热处理）硬度240HBS，二者硬度差值为40HBS；③取小齿轮齿数Z1=28，大齿轮齿数Z2=Z1×i=28×3=84。实际传动比i=84／28＝3,传动比误差：|3－3/3|＝2﹪＜3﹪,所以可用。3.2按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d2t≥23d1t)][(12HzzziiTKEHHTⅠ=85N·mTⅡ=224.9N·mTⅢ=240N·mTIV=826.41N·m1Z=282Z=847（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数KHt=1.6。2)小齿轮传递的转矩T1=(9.55×106P1)/n1=8.5×104N•mm3)由图10-20查得区域系数ZH=2.5。4)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数=1.735,869.0345)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.81/2MPa齿轮材料为锻钢6)由表10-7选取齿宽系数d=17)由式（10-15）计算应力循环次数N=60njLhj为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；Lh为齿轮的工作寿命。9111036.3830082(14606060）hjLnNN2=3.76×109/3=1.25×1098)由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.959)由图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550Mpa计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1％，安全系数S=1，由式（10-14）得1H=SKHHN1lim1σ=0.9×600＝540Mpa2H=SKHHN2lim2σ=0.95×550＝522.5Mpa取较小值，所以[σH]=522.5Mpa（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d1t≥231t)(12HEHHzzziidTK得d1t325.5225.28.1893131850006.12≥）（=60.84mmHtK=1.6d=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2Zε=0.8691limH=600MPa2limH=550MPaKHN1=0.9KHN2=0.951H=540MPa2H=522.5MPatd1=60.84mm82)计算圆周速度v=100060π11ndt=100060146084.6014.3=4.65m/s3)计算齿宽b齿宽：b=φdd1t=1×60.84=60.84mm4)计算载荷系数HK①由机械设计表10-2查得使用系数AK=1。②根据V=4.65m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数VK=1.13③计算齿轮的圆周力1tF=tdT112=2×85000/60.84N=2.794×310NAK1tF/b=1×2.794×310/60.84N/mm=45.92N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数HaK=1.2④由机械设计表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，齿向载荷分布系数HK=1.42得到实际载荷系数1.92542.11.213.11HHVAKKKKK⑤由式(10-9)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径1d=31HtHtKKd=60.84×36.1925.1=64.71mm及相应的齿数模数m=11Zd=2871.64mm=2.311mm3.3.按齿根弯曲强度设计（1）由式（10-7）计算模数，即3211)(2FdSFFttZYYYTKm1）确定公式中的各参数值试选FtK=1.6682.075.025.0Y由图10-17查得齿形系数1FaY=2.652FaY=2.23由图10-18查得应力修正系数1saY=1.582saY=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为1limF=500MPa2limF=380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.852FNK=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式（10-14）得SKFNF1lim11][=4.150085.0MPa=303.57MPaSKFNF2lim22][=4.138088.0MPa=238.86MPav=4.65m/sb=60.84mmK=1.9251d=64.71mmm=2.311mmFtK=1.61FaY=2.652FaY=2.231saY=1.582saY=1.761limF=500MPa2limF=380MPa1FNK=0.852FNK=0.88S=1.49111][FSaFaYY57.30358.165.2=0.0138222][FSaFaYY86.23876.123.2=0.0164因为大齿轮的][FSa