机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器.doc

齐齐哈尔大学普通高等教育

机械设计课程设计

题目题号： 一级圆柱齿轮减速器
学 院： 机电工程学院
专业班级： 机械112班
学生姓名：
指导教师：
成 绩：

2013 年 12 月 16 日

齐齐哈尔大学
机械设计制造及其自动化专业
机械设计课程设计任务书
学生姓名： 班级： 机械112 学号：
一 设计题目：设计一用于一级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

已知条件：运输机工作轴扭矩T=820N.m，运输机工作轴转速n=130r/min。（允许运输带速度误差为±5%）；使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。小批量生产。
二 应完成的工作
1. 减速器装配图1张（A0图纸）；
2. 零件工作图1—2张；
3. 设计说明书1份。
指导教师：蔡有杰
发题日期2013年12月10日
完成日期2013年12月16日

机械设计课程设计成绩评阅表
题　目

评分项目
分值
评价标准
评价等级
得分
A级（系数1.0）
C级（系数为0.6）
选题合理性
题目新颖性
10
课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新
基本符合，新颖性一般

内容和方案技术先进性
10
设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确
有一定的科学性。方案及技术一般

文字与
图纸质量
20
设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。
设计图纸质量高，错误较少。
设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。
图纸质量一般，有较多错误

独立工作
及创造性
20
完全独立工作，有一定创造性
独立工作及创造性一般

工作态度
20
遵守纪律，工作认真，勤奋好学。
工作态度一般。

答辩情况
20
介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，
介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。

评价总分

总体评价

注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。
2、每项得分＝分值×等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。

摘要

一级圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承

关键词：圆柱齿轮 圆周速度 传动系统 双驱动

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

一、 机械设计课程设计任务书
计 算 与 说 明
二、传动方案拟定
设计用于螺旋输送机的一级圆珠齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：运输机工作轴扭矩T=820N.m，运输机工作轴转速n=130r/min。

三、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η2联轴器×η3轴承×η圆珠轮×η圆珠轮×η工作机
=0.992×0.983×0.97×0.93×0.96
=0.80
(2) 工作机所需的工作功率：
P工作===7.4 KW
(3) 电动机所需的工作功率：
P电机===9.25 KW
3、确定电动机转速：
查表按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3~6。圆锥齿轮传动比范围2~3，则总传动比理时范围为6~18。故电动机转速的可选范围为
nd=（6~18）×130=780~2340r/min
符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。综合考虑选n=1500r/min 电机。
4、确定电动机型号（查设计书196页）
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4。
其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。质量123kg。

四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n=1460/130=11.2
2、分配各级传动比
（1） 取齿轮i圆柱齿=5（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i圆柱齿×i圆锥齿
∴i圆锥齿=i总/ i圆柱齿= 11.2/5=2.24

五、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
nI=n电机=1460 r/min
nII= nⅢ=nI/i圆柱齿=1460/5=292 r/min
nⅣ=nⅢ/i圆柱齿=292/2.24=130 r/min

2、 计算各轴的功率
PI=P电机×η联轴器=11×0.99=10.89 KW
PII=PI×η轴承×η圆柱齿=10.89×0.98×0.97=10.35 KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=10.35×0.98×0.99=10.04 KW
PⅣ=PⅢ×η轴承×η圆锥齿=10.04×0.98×0.93=9.15 KW

3、 计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×10.89/1460=71233 N·mm
TII=9.55×106PII/nII=9.55×106×10.35/292= 338502 N·mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×10.04/292= 328363 N·mm

六、传动零件的设计计算
1、圆柱齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
齿轮采用软齿面，小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为241~286HBS。大齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度217~286HBS。选8级精度，齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由公式 确定参数如下：
传动比i圆柱齿=5
取小齿轮齿数Z1=22。则大齿轮齿数：Z2=i圆柱齿Z1=5×22=110
实际传动比i0=110/22=5
传动比误差：i圆柱齿-i0/i圆柱齿=5-5/5=0%<2.5% （可用）
齿数比：u=i0=5
取φd=1.2
取k=1.2
ZE=189.8
ZH=2.5
接触疲劳极限查表有σHlim1=720 Mpa σHlim2=700 Mpa
取安全系数SH=1.0，由[σH]=σHlim/SH得：
[σH]1=σHlim1/SH=720/1.0=720Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=700/1.0=700Mpa

故得：

模数：m=d1/Z1=43/2=1.95m
取标准模数：m=2mm
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
由试 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定相关参数如下：
分度圆直径：d1=mZ1=2×22=44m
d2=mZ2=2×110=220mm
齿宽：b=φdd1=1.2×44=53mm
取b2=53mm b1=58mm
查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSa
YFa1=2.83 YSa1=1.58
YFa2=2.2 YSa2=1.83
查表得弯曲疲劳极限 σFE1=595 Mpa σFE2=590 Mpa
取SF=1.25 由 [σF]= σFE /SF计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 /SF=595/1.25=476Mpa
[σF]2=σFlim2 /SF =590/1.25=472Mpa
将求得的各参数代入式中
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.2×71233/53×22×22) ×2.83×1.58
=163.9Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1.2×71233/58×22×110) ×2.2×1.83
=26.9Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(4)计算齿轮的相关参数
中心距a=m/2(Z1+Z2)=2/2(22+110)=132mm
取ha*=1 c*=0.25
则齿顶圆直径：
da1=(Z1+2ha*)m=(22+2×1) ×2=48mm
da2=(Z2+2ha*)m=(110+2×1) ×2=224mm
齿根圆直径：
df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2×0.25)×2=39mm
df2=(Z2-2ha*-2C*)m=(110-2-2×0.25)×2=215mm
(5)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×44×1460/60×1000=3.36m/s
查表可知，齿轮精度选择是合适的。
2.圆锥齿轮传动的设计计算
齿轮采用软齿面，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度210~230HBS。选8级精度，齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(1)按弯曲疲劳强度设计计算
取Z1=17，已知圆锥齿轮传动比i圆锥齿=2.4，则大齿轮齿数Z2=17×2.4=40.8。取大齿轮齿数为41。
实际传动比i0=41/17=2.41
传动比误差：i圆锥齿-i0/i圆柱齿=2.4-2.41/2.4=-0.42% （可用）
齿数比：u=i0=2.41
由公式m≥确定参数如下:
取K=1.2
ΦR=0.25
δ2=arctan= arctan=68度
δ1=90-δ2=90-68=22度

由ZV=Z/COSδ有：
ZV1=Z1/COSδ1=17/COS22。=18.3
ZV2=Z2/COSδ2=41/COS68。=109.3
查表有：
YFa1=3.04 YSa1=1.53
YFa2=2.25 YSa2=1.83
σFE1=700 Mpa
σFE2=580 Mpa
[σH]1=0.7σFE1=0.7×700=490Mpa
[σH]2=0.7σFE2=0.7×580=406Mpa
已知T1=TⅢ=328363 N·mm
故：
m≥
=
=4.78
取me=5
（2）圆锥齿轮的其它参数计算
d1=me×Z1=5×17=85
d2=me×Z2=5×41=205
RE===110.95
b≤Re/3=110.95/3=36.9mm (取36mm)
齿顶圆直径：
da1=d1+2mecosδ1=85+2×5cos22。=94.27
da2=d2+2mecosδ2=205+2×5cos68。=208.7
齿根圆直径:
Df1=d1-2mecosδ1=85-2×5cos22。=75.73
Df2=d2-2mecosδ2=205-2×5cos68。=201.25

七、轴的设计计算
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用40Cr调质，硬度241~286HBS、σb = 750 Mpa、[σ-1]b=75Mpa，取c=105。
d≥C.=105×=32.16mm
考虑有键槽，将直径增大4%，则
d≥32.16×(1+4%)=33.45mm
所以选dmin=35mm

2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
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）联轴器选择
根据T=338502 N·mm和dmin=35mm，初选联轴器为TL6弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm。
（3）确定轴各段直径和长度，见图a
Ⅰ段：
d1=35mm 由联轴器确定L1=82mm
II段:
考虑毡圈轴径取d2=40mm，安装凸缘式轴承盖和弹性套柱销联轴器，考虑
必要的安装距离取L2=75mm
Ⅲ段：
初选用6209型深沟球轴承，其内径为45mm，查表得B=19mm，D=85mm，所以d3=45mm。L3=40mm
Ⅳ段:
直径d4=50mm, L4=55mm（比齿宽小2mm）
Ⅴ段:
d5=60mm, L5=10mm
Ⅵ段:
d6=55mm, L6=8mm
Ⅶ段:
d7=45mm, L7=20mm
整段轴长L=290mm。

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
a=55mm b=57.5mm c=126mm
(4)按弯矩复合强度计算
已知分度圆直径d2=220mm、扭矩T2=338502 N·mm
则：
圆周力Ft=2T2/d2=2×338502/220=3077N
径向力Fr=Ft·tanα=3077×tan200=1120N
（a）绘制轴受力简图，见图b
（b）绘制垂直面弯矩图（如图c）
轴承支反力：
FAV=FBV=Fr/2=1120/2=560 N
FAH=FBH=Ft/2=3077/2=1538.5N
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=FAV×a=560×55=30800N·mm
(c)绘制水平面弯矩图,见图d。
截面C在水平面上弯矩为：
MCH=FAH×a=1538.5×55=84618 N·mm

(d)绘制合成弯矩图，见图e
MC=(MCV2+MCH2)1/2=(308002+846182)1/2=90049N·mm
(e)绘制扭矩图,见图f
转矩：T=338502N·mm
(f)绘制当量弯矩图，见图g
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[900492+(0.6×338502)2]1/2=222168N·mm
(g)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d43=222168/0.1×503
=17.78MPa< [σ-1]b=75MPa
所以该轴强度足够。

（5）输入轴最小直径确定
选用40Cr调质，硬度241~286HBS、σb = 750 Mpa、[σ-1]b=75Mpa，取c=105。
d≥C.=105×=20.52mm
考虑有键槽，将直径增大4%，则
d≥20.52×(1+4%)=21.34mm
所以选dmin=22mm（由联轴器确定d=22mm）

八、滚动轴承的选择及校核计算
根据已知条件，轴承预计寿命为
16×250×10=40000h
计算输出轴承：
已知nⅡ=360r/min
Fa=0 FAR= FBR = (FAV2 +FAH2)1/2=(5602 +1538.52)1/2=1637N
试选6209型深沟球轴承, Cr=24500N
取ε=3 取温度系数ft=1 fP=1.2
计算轴承寿命Lh
Lh=（106/60n）×(ftCr/fpP)ε
=（106/60×360）×(1×24500/1637×1.2)3
=89815h>40000h
∴此轴承合格
九、键联接的选择及校核计算
1、校核输出轴与齿轮的平键联接
轴径d4=50mm L4=55mm T=338502Nmm
选用A型平键，键16×10 GB1096-79
键长取l=30mm 键高h=10mm
从课本表10-10查得：[σp]=140MPa
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×338502/(50×10×30)
=90.27Mpa<[σp]
∴该键安全。
2、校核输出轴与联轴器的平键联接
轴径d4=35mm L4=82mm T=338502Nmm
选用A型平键，键10×8GB1096-79
键长取l=30mm 键高h=10mm
从课本表10-10查得：[σp]=140MPa
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×338502/(35×10×30)
=128.95Mpa<[σp]
∴该键安全。

十、联轴器的选择
1.输入轴联轴器选择
根据T=71233 N·mm和dmin=22mm，选联轴器为TL4×52 GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=22mm, 从动端d2=22mm，Y型轴孔，A型键槽。
2.输出轴联轴器选择
根据T=338502 N·mm和dmin=35mm，初选联轴器为TL6×82 GB4323弹性套柱销联轴器，主动端d1=35mm，从动端d2=35mm，Y型轴孔，A型键槽。
十一、润滑方法和密封形式，润滑油牌号的选择
因齿轮的圆周速度V=3.36m/s，所以齿轮采用油润滑。其接触应力小于500MPa,润滑油牌号选用L-CKB, 采用毡圈密封。

十二、设计小结

将近三周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用，更增强了我的自学能力。通过这些天来的实践，我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程，涉及的知识相当广，几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。《理论力学》的受力分析、《材料力学》的应力作用、《互换性测量》的公差配合、《工程材料》的材料选择等等，都需要温故知新，灵活运用。从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成，内心不觉涌动一种激情，似乎看到积流成河的壮丽景象。这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。最后，要感谢耐心指导的老师！通过本次课程设计，我收获颇丰，同时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。我会在今后的学习中继续努力。

参考文献
1 王世刚. 《机械设计实践》 （修订版）哈尔滨工程大学 出版社2003
2《机械设计手册》第2版,徐灏主编.北京：机械工业出版社，2001
3《机械设计课程设计》,殷玉枫 主编.北京：机械工业出版社,2000
4《机械原理》第6版，孙桓，陈作模 主编.北京：高等教育出版社，2001
5《机械设计手册》，机械设计手册编委会 主编.北京：机械工业出版社，2004
6《互换性与质量控制基础》，林景凡，王世刚，李世恒 主编.北京：中国科学技术出版社，1999
7《材料力学》第4版，刘鸿文 主编.北京：机械工业出版社,1992
8《机械设计课程设计》，朱文坚，黄平主编.华南理工大学出版社，2003
9 范元勋，宋梅利，梁医.《机械设计课程设计指导书[M]》.南京：南京理工大学，2010.2
10徐学林.《互换性与测量技术基础[M]》.长沙：湖南大学出版社，2006.

计算结果

T=820N.m
n=130r/min

η总=0.80
P工作=7.4 KW

电动机型号
Y160M-4

i总=11.2
据手册得
i圆柱齿=4
i圆锥齿=2.24

nI =1460r/min
nII= nⅢ=292r/min
nⅣ=130 r/min

PI=10.89KW
PII=10.35KW
PIII=10.04KW
PⅣ=9.15KW

TI=71233N·mm
TII=338502N·mm
TIII=328363N·mm

i圆柱齿=5
Z1=22
Z2=110
u=5

[σH]1=720Mpa
[σH]2=700Mpa

m=2mm

d1=44mm
d2=220mm

b1=58mm
b2=53mm
YFa1=2.83
YFa2=2.2
YSa1=1.58
YSa2=1.83
[σF]1=476Mpa
[σF]2=472Mpa

σF1=163.9Mpa
σF2=26.9Mpa

a=132mm

da1=48mm
da2=224mm

df1=39mm
df2=215mm

V=3.36m/s

Z1=17
Z2=41

u=2.41

δ1=22度
δ2=68度

ZV1=18.3
ZV2=109.3
YFa1=3.04
YFa2=2.25
YSa1=1.53
YSa2=1.83
σFE1=700Mpa
σFE2=580Mpa
[σH]1=490Mpa
[σH]2=406Mpa

me=5

d1=85
d2=205

b =36

da1=94.27
da2=208.7

Df1=75.73
Df2=201.25

dmin=35mm

d1=35mm
L1=82mm

d2=40mm
L2=75mm
d3=45mm
L3=40mm
d4=50mm
L4=55mm
d5=60mm L5=10mm
d6=55mm L6=8mm
d7=45mm L7=20mm
L=290mm

a=55mm
b=57.5mm
c=126mm

Ft=3077N
Fr=1120N

FAV=FBV =560N
FAH=FBH=1538.5N

MCV=30800N·mm

MCH=84618N·mm

MC=90049N·mm

Mec=222168N.mm

σe=17.78MPa
该轴强度足够

dmin=22mm

轴承预计寿命40000h
FAR= FBR =1637N

Cr=24500N

Lh=89815h
此轴承合格

A型平键
16×10

σp=90.27Mpa
该键安全

A型平键
10×8

σp=128.95Mpa
该键安全

输入轴联轴器
TL4×52 GB4323
输入轴联轴器
TL6×82 GB4323
目 录
第一章 总论 5
1.1项目概要 5
1.2可行性研究报告编制依据 8
1.3综合评价 8
第二章 项目背景及必要性 11
2.1项目建设背景 11
2.2项目建设的必要性 13
第三章 建设条件 16
3.1项目区概况 16
3.2项目建设条件优劣势分析 21
第四章 市场分析与销售方案 26
4.1市场分析 26
4.2销售策略、营销方案和模式 29
4.3风险分析 30
第五章 项目建设方案 32
5.1建设任务和规模 32
5.2建设规划和布局 32
5.3工艺（技术）方案 32
5.4建设内容 35
5.5实施进度安排 36
第六章 环境影响评价 38
6.1环境影响 38
6.2环境保护与治理措施 38
第七章 项目组织与管理 40
7.1组织机构与职能划分 40
7.2劳动定员 40
7.3经营管理模式 41
7.4经营管理措施 41
7.5技术培训 42
7.6劳动保护、安全卫生与消防 42
第八章 投资概算与资金来源 44
8.1投资概算依据 44
8.2投资概算 44
8.3资金来源 46
第九章 财务评价 47
9.1财务评价依据 47
9.2销售收入、销售税金和附加估算 47
9.3总成本及经营成本估算 48
9.4财务效益分析 49
9.5不确定性分析 50
9.6财务评价结论 51
第十章 社会效益评价 52
10.1社会评价基本结论 52
10.2农业产业化经营 52
10.3农民增收、农业增效评价 54
10.4其它社会影响 55
第十一章　可行性研究结论与建议 56
11.1可行性研究结论 56
11.2问题与建议 56

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