设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器

2014届机械设计课程设计11、机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为5%。1)、总体布置简图2)、工作情况：工作有轻振，单向运转3)、原始数据输送机工作轴上的功率P(kW)：4输送机工作轴上的转速n(r/min)：60输送机工作转速的容许误差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：24)、设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算2014届机械设计课程设计23.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写5)、设计任务1.减速器总装配图一张2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3.设计说明书一份6)、设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2014届机械设计课程设计3计算及说明结果2、电动机的选择2.1、电动机类型和结构的选择：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。2．2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(kw)由电动机至输送机的传动总效率为：η总=η１×η２4×η３×η４×η5根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93则：η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=ＰＷ/η总=4/0.85=4.7(kw)η总=0.85Pd=4.7(kw)2014届机械设计课程设计4计算及说明结果2.3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×60r/min＝57～63r/min根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3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Ｉ’=3～６。取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝Ｉ’×Ｉ１’=６～18。故电动机转速的可选范为Nd’=Ｉa’×nＷ=(6～18)×60=360～1080r/min则符合这一范围的同步转速有：750和1000r/min根据容量和转速，由相关手册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1Y132M2-65.51000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格nw＝57～63r/minNd’=360～1080r/min2014届机械设计课程设计5计算及说明结果和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：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电动机主要外形和安装尺寸3、计算传动装置的运动和动力参数3.1、确定传动装置的总传动比和分配级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(1)、可得传动装置总传动比为：ia=nm/nＷ=960/60=16ia=162014届机械设计课程设计6计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比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P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动i=2～3）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝16/3＝5.333.2、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及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i0=3ii＝5.332014届机械设计课程设计7计算及说明结果3.3、运动参数及动力参数的计算3.3.1、计算各轴的转速：Ⅰ轴：nI=nm=960（r/min）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/5.33=180r/minIII轴：nⅢ=nⅡ螺旋输送机：nIV=nⅢ/i0=180/3=60r/min3.3.2、计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=4.7×0.99=4.65（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=4.65×0.99×0.97=4.47（KW）III轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=4.47×0.99×0.99=4.38（KW）螺旋输送机轴：PIV=PⅢ·η2·η5=4.03（KW）n=960r/minnⅢ=n=180r/minnIV=60r/minPⅠ=4.65（KW）PⅡ=4.47（KW）PⅢ=4.38（KW）PIV=4.03（KW）2014届机械设计课程设计8计算及说明结果3.3.3、计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×4.7/960=46.76N·mⅠ轴：TⅠ=Td·η01=Td·η1=46.76×0.99=46.3N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=46.3×5.33×0.99×0.97=236.98N·mIII轴：TⅢ=TⅡ·η2·η4=232.3N·m螺旋输送机轴：TIV=TⅢ·i0·η2·η5=641.6N·m3.3.4、计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.65×0.99=4.6KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.47×0.99=4.4KWP’Ⅲ=PⅢ×η轴承=4.38×0.99=4.3KW3.3.5、计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=46.3×0.99=45.84N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=236.98×0.99=234.61N·mT’Ⅲ=TⅢ×η轴承=232.3×0.99=229.98N·mTd=46.76N·mTⅠ=46.3N·mTII=236.98N·mTⅢ=232.3N·mTIV=641.6N·mPI=4.6KWPII=4.4KWPIII=4.3KWT’I=45.84N·mT’II=234.61N·mT’III=229.98N·m2014届机械设计课程设计9计算及说明结果综合以上数据，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输入输出输入输出电动机轴4.746.7696010.99Ⅰ轴4.654.64.6345.849600.965.33Ⅱ轴4.474.4236.98234.611800.98Ⅲ轴4.384.3232.3229.9818030.92输送机轴4.074.0641.6635.18604、传动件的设计计算4.1、减速器内传动零件设计4.1.1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级4.1.2、初选主要参数Z1=21，u=3.6Z2=Z1·u=21×5.33=111.96取Z2=112Z1=21Z2=1122014届机械设计课程设计10计算及说明结果由表12.13选取齿宽系数φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.154.1.3、按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1t≥32112］［σHHEZZuudkT确定各参数值1)试选载荷系数K=1.32)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.6/960=4.58×104N·mm3)材料弹性影响系数由《机械设计》表12.12取ZE=189.8MPa4)区域系数ZH=2.55)由图12.17c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001limσ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limσ。6)由式12.12计算应力循环次数NL1＝60n1th＝60×960×1×（2×8×300×5）＝1.382×109NL2＝NL1/3.6＝3.84×1087)由图12.18取接触疲劳寿命系数ZN1＝0.93；ZN2＝0.97φd＝1.15T1=4.58×104N·mmN1＝1.382×109N2＝3.84×1082014届机械设计课程设计11计算及说明结果8）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12.14得[σH]1＝S*Z1limN1Hσ＝0.93×600MPa＝558MPa[σH]2＝S*Z2limN2Hσ＝0.97×550MPa＝533.5MPa4.1.4、计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值d1t≥3211·2HEHdtZZuuTKσφ=3245.5338.1895.233.533.6·15.11058.41.32=47.13mm2)计算圆周速度v=10006021ndtπ=10006096092.47π=2.37m/s3)计算齿宽b及模数mtb=φd*d1t=1×47.13mm=47.13mmmt=11zdt=2113.47=2.24mmh=2.25mt=2.25×2.24mm=5.04mmb/h=47.13/5.04=9.3344)计算载荷系数K已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.4m/s,8级精度，由图12.9查得动载系数KV=1.08；[σH]1＝558MPa[σH]2＝533.5MPad1t≥47.13mmv=2.37m/sb=47.13mmmt=2.24mmh=5.04mmb/h=9.352014届机械设计课程设计12计算及说明结果由表12.11用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.013由图10—13查得KFβ=1.015直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08×1×1.013=1.3685)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得d1=31/ttKKd=33.1/368.113.47mm=47.9mm6)计算模数mm11zd=219.47mm=2.28mm4.1.5、按齿根弯曲强度设计由式12.17得弯曲强度的设计公式为m≥321·2FSaFadYYzKTσφ1）确定计算参数A.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37B.查取齿型系数由图12.21查得YFa1=2.76；YFa2=2.228K=1.368d1=47.9mmm=2.28mmK=1.372014届机械设计课程设计13计算及说明结果C.查取应力校正系数由图12.22查得YSa1=1.56；YSa2=1.762D.计算弯曲疲劳许用应力由图12.23c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；由图12.24取弯曲疲劳寿命系数YN1=0.856，YN2=0.892取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式12.19[σF]=SYFN[σF1]=42