螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器课程设计(doc 36页)

螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器课程设计(doc 36页)
一、设计任务书 (4)
二、电动机的选择 (6)
三、计算传动装置的运动和动力参数 (8)
四、传动件的设计计算 (12)
五、轴的设计计算 (22)
六、箱体的设计 (30)
七、键联接的选择及校核计算 (32)
八、滚动轴承的选择及计算 (34)
九、联连轴器的选择 (35)
十、减速器附件的选择 (36)
十一、润滑与密封 (36)
十二、设计小结 (36)
十三、参考资料目录 (38)
一、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%。

(一)、总体布置简图
(二)、工作情况：
工作有轻振，单向运转
(三)、原始数据
输送机工作轴上的功率P (kW) ：4.5
输送机工作轴上的转速n (r/min)：90
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）：2
(四)、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
3.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
(五)、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
(六)、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
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×GD
132520×345×
315
216×1781228×8010×41
电动机主要外形和安装尺寸
三、计算传动装置的运动和动力参数
（一）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n m和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为：
ia= n m/ nＷ
=960/90
=10.67
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
Ⅰ轴：nⅠ= n m=960（r/min）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/min
III轴：nⅢ= nⅡ
螺旋输送机：nIV= nⅢ/i0=269.66/3=89.89 r/min （2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=5.3×0.99=5.247（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=5.247×0.99×0.97=5.04（KW）
III轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=5.04×0.99×0.99=4.94（KW）螺旋输送机轴：PIV= PⅢ·η2·η5=4.54（KW）nⅠ=960（r/min）
nⅢ= nⅡ=269.66
r/min
nIV=89.89 r/min
T
计算及说明结果
取 故载荷系数
K=KA*KV*KH α*KH β=1.25×1.03×1×1.2 =1.545
6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10
—10a ）得 d1=3
1/t
t K K d =3
3.1/545.153.47⨯
mm=50.34mm
50.34=42.789mm
7） 计算大端模数m
m 1
1z d =
=
26
34
.50mm=1.94 mm （5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10—23)
m n
≥
[
]3
22
12R R ·1u 5
.014F Sa Fa Y
Y z KT
σ）φ（φ+-
确定计算参数 1） 计算载荷系数
由表10-9查得
K H βbe =1.25 则K F β=1.5 K H β
be =1.875
K=KAKVKF αKF β=1.25×1.03×1×1.875=2.414 2）齿形系数和应力修正系数
K=1.545
d 1=50.34m
m
d m1=42.78
9mm
m=1.94
计算及说明结果
因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数
cos
v
z
z
δ
=算。

其中
查表10-5 齿形系数YFa1=2.57；
YFa2=2.06
应力修正系数Ysa1=1.60；
Ysa2=1.97
3）计算大、小齿轮的
[]
F
Sa
Fa
Y
Y
σ
并加以比较
[]
1
1
1
F
Sa
Fa
Y
Y
σ
=
07
.
286
60
.1
57
.2⨯=0.01437
[]
2
2
2
F
Sa
Fa
Y
Y
σ
=
247
97
.1
06
.2⨯=0.01643
大齿轮的数值大。

4）设计计算
m n≥
[]
3
2
2
1
2
R
R
·
1
u
5.0
1
4
F
Sa
Fa
Y
Y
z
KT
σ
）
φ
（
φ+
-
=3
2
2
2
4
0.01643
1
3
26
3.0
5.0
1
3.0
10
74
.1
414
.2
4
⨯
+
⨯
⨯
⨯
-
⨯
⨯
⨯
⨯
）
（
=1.812
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整
为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径
[]
1
1
1
F
Sa
Fa
Y
Y
σ
=
0.0143
7
计算及说明结果
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm
而 F t1=
d
T2=2067.2N
F r1=Ft
n
α
tan=752.4N
圆周力F t1，径向力F r1的方向如下图所示。

3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 6—密封盖
7—轴承端盖 8—轴端挡圈 9—半联轴器
2）确定轴各段直径和长度
○1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联
接，则轴应该增加5%，取Φ=22mm，根据计算转矩T C=K A×
T I=1.3×52.2=67.86Nm，查标准GB/T 5014—1986，选用YL6
型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm
○2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直
Ft1=2067.2
N
Fr1=752.4N
那么R A’=R B’ =Fr/2=376.2N
2）作出轴上各段受力情况及弯矩图
3）判断危险截面并验算强度
○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知M eC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：RA’=RB’376.2 N
5）判断危险截面并验算强度
○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知M eC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= M eC2/W= M eC2/(0.1·D43)。