机械专业课程设计说明书-螺旋输送机传动装置

目录任务书一、电机的选择1二、确定传动装置的总传动比和分配传动比2三、传动零件的设计计算3四、减速器结构设计8五、轴的校核及计算9六、轴承的选择及计算17七、键连接的选择及计算19八、联轴器的选择19九、减速器的润滑方式和密封类型选择20十、设计小结20十一、参考资料20任务书课程设计题目3螺旋输送机传动装置1、运动简图2、原始数据题号参数12345678910工作机轴上的功率PW（KW）06807065080912151723工作机轴的转速N（R/MIN）111151113152025283235每日工作时数T（H）888161616881616使用期限（Y）101010101010108883、已知条件1、作情况单向转动,载荷较平稳；2、工作环境室内；3、动力来源电力，三相交流，电压380/220V；4、工作机效率J094（包括轴承的效率损失）；5、制造条件及生产批量一般机械厂生产制造，小批量4、设计工作量1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。课程设计说明书一、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选择Y系列三相笼型异步电动机。2、选择电动机容量电动机所需的功率为KW/ADP（其中为电动机功率，为负载功率，为总效率。）DPA传动效率分别为联轴器的效率0981滚动轴承效率22闭式齿轮传动效率4173开式齿轮传动效率9504工作机效率5传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积,即A759049041920854321A故电动机所需效率为3、确定电动机转速工作机轴转速NMIN/28RKWPAWD75查表得二级圆柱齿轮减速器传动比,408I一级开式齿轮传动比,73故总传动比为62AI符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000MIN/R根据电动机容量、转速,查手册得出可供选择的电机有堵转转矩最大转矩序号电动机型号额定功率满载转速MN额定转矩额定转矩质量（KG）1Y100L2328702223332Y100L4314302222383Y132S639602020634Y132M83710202079综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比,最终选择的电机型号为Y100L4,主要性能如上表的2号电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为51072843NIMA2、分配传动装置传动比IIA0（式中为开始齿轮的传动比，为减速器的传动比。I综合考虑,选取开式齿轮的传动比为3,则减速器的传动比为0217350IA3、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得，则。251I/217/I4、计算各轴的动力和动力参数1各轴的转速轴MIN/430/01RINM轴MIN/275/1430/RIN轴82轴I/8/3RI工作机轴NRN（2）各轴的输入功率轴KWPD2904201轴178轴K023轴P95014工作机轴KW818753各轴的转矩电动机的输出转矩MNNPTMDD9614302950轴D86140轴IT21739252轴MN450373轴684I工作机轴T29650轴的输出功率/转矩分别为各轴的输入功率/转矩乘轴承效率098,工作机的则乘上094运动动力参数计算结果整理于下表功率P/KW转距T/NM轴名输入输出输入输出转速NR/MIN转动比I效率电机轴224149614721099轴222218148114511472轴212077321717527552095轴20119723453229848402327095轴1871836550464194283093工作机轴181176355259739281097三、传动零件的设计计算1、计算高速级齿轮（1）、选齿轮材料为45调质钢查取教材可得，；251AK1V2K183V传动比由表查得各数据如下74I，取则2HZ819E80Z109Z（2）、接触疲劳施用应力查图可知；MPAH52LIM1LI1LIMHS则应力循环次数91037258143060HJLNN9275/7/I又查图可知则21NZMPASHNPH4536190LIM213、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数2DMUKTZDDHPE57315121084343690892233114、确定中心距AMIDA7194527311就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。MA1305、选定模数、齿数、和螺旋角NM1Z2COS221A一般，。初选，则3017Z58301Z150212IZ2COS0CS21ZAMN由标准模数取，则N57105COS130COS21NAZ取721Z则5281321IZ取291Z4297齿数比1/8/2Z与的要求比较，误差为2，可用。于是5I419302751ARCOS2ARCOS1ZMN满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮MZMDN149COS2511大齿轮ZN2541CS22（7）、齿轮宽度MDB952141圆整大齿轮宽度M52取小齿轮宽度B601（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知；MPAF240LIM1LI51MINFS121NYYSNFTP315INL根据、查表则有；1Z221A24FAY162SA183SAY6809则FPSAFNFMPAYMBDKT047211FP121298SAFF所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。2、计算低速级齿轮（1）、选齿轮材料为45调质钢查取教材可得，；251AK1V2K183VA传动比由表查得各数据如下43I，取则72HZ819E0Z109Z（2）、接触疲劳施用应力查图可知；MPAH52LIM1LI1LIMHS则应力循环次数81075281606HJLNN82043/75/I又查图可知则121NZMPASHPH453690LIM213、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数21DMUKTZDDHPE43543121097834690817223114、确定中心距AMIDA75194321就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。MA1605、选定模数、齿数、和螺旋角NM1Z2COS221A一般，。初选，则3017Z58301Z42I392COS1ZAMN由标准模数取，则N506125COS132COS21NAZ取621Z则36284121IZ取281Z98250齿数比5398/2/1Z与的要求比较，误差为29，可用。于是43I140625ARCOS2ARCOS1ZMN满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮MZMDN1740COS28511大齿轮ZN8921CS22（7）、齿轮宽度MDB3561圆整大齿轮宽度M852取小齿轮宽度B901（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知；MPAF240LIM1LI51MINFS121NYYSNFTP315INL根据、查表则有；1Z221A82FAY61SA792SAY70Y90Y则FPSAFNFMPAMBDKT743211FP121280YSAFF所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、开式齿轮计算（1）、材料选取45调质钢（2）、查取教材可得，；351AK21V1K85V（3）齿根弯曲疲劳强度计算查表可知；MPAF240LIM1LI61MINFS121NYPAYSNFTP3061INL4、选定模数、齿数、1Z2取齿宽系数，取19，I31857，80D2Z1根据、查表则有；1Z251FAY9FA541SAY721SA70Y163307154829801527M33SA1FPDZKT取M4MM（5）、计算齿轮分度圆直径和中心距A小齿轮M41976MM1DZ大齿轮M457228MM205152MMA1D2（6）、齿轮宽度MDB86071圆整大齿轮宽度B52取小齿轮宽度MB701所有齿轮的基本参数如下表所示名称符号公式高速小齿高速大齿低速小齿低速大齿开式小齿开式大齿齿数ZZ2914228981957模数MD1515252544分度圆直径DCOS11N4412159711248976228齿顶高HAHA1515252544齿根高HFMCF187518753125312555齿全高HFA337533755625562599齿顶圆直径DAHD24712189761253984236齿根圆直径DFFF403521226485242766218中心距A2/1ZM130160152孔径齿宽B1D605590857065四、减速器结构设计名称符号大小机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度B12机盖凸缘厚度B112机座底凸缘厚度B220地脚螺钉直径DF20地脚螺钉数目N4轴承旁连接螺栓直径D116机盖与基座联接螺栓直径D212联接螺栓D2的间距L150轴承端盖螺钉直径D38窥视孔盖螺钉直径D48定位销直径D84D1D2D3至外机壁距离C122DFD2至凸缘边缘距离C224轴承旁凸台高度R124凸台高度H45外机壁至轴承座端面距离L156大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离212机盖肋厚M17基座肋厚M7轴承端盖外径D2140轴承端盖凸缘厚度T10轴承旁连接螺栓距离S140五、轴的校核及设计（一）、计算轴的最小直径查表取C110轴最小直径为MNPCD74123013考虑到联轴器的内径,故最小直径取25轴最小直径为C28633考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取30轴最小直径为MNPCD73104133考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取40轴最小直径为C621833考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取50（二）、轴的设计（1）轴的结构设计经计算，高速小齿的分度圆直径较小，选用齿轮轴较合理。A、取段的直径为25MM段与联轴器配合，联轴器型号为,该6258JA联轴器与轴配合的轴孔L62MM，段的长度应比L略短一些,现取60MMLB、取,段长度取50MM。查手册取轴承6006，其尺寸为MD29，DAMIN36MM，故，1350BDDM30L13。6C、由于齿轮1的宽度为60MM,考虑轴上齿轮2宽度为55MM，取齿轮1左端面到内壁距离为10MM，左端轴承的右端面到内壁距离取5MM，故。ML50D、右端轴承左端面到内壁距离为5MM，。轴总长ML10L131560110135060321MM。E、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。半联轴器与轴的联接，选用平键为，其配合为。滚动轴承与轴的4LHB6/7KH周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。F、确定轴上圆角和倒角尺寸参考表112，取轴两端倒角均为,联轴器451和轴承轴向定位轴肩圆角为08MM,其它轴肩处的圆角半径为1MM。（2）轴的结构设计A、由于,考虑到键槽对轴强度的影响取最小直径为30MM，查手册MD421IN取轴承6006，其尺寸为，故。1350BDDMD30B、由于齿轮2的宽度为55MM，为了便于轴筒定位齿轮2和左端轴承，所以的长度应略小于齿轮宽度，因此。齿轮3宽度为90，ML，为便于安装齿轮，取。综合考虑轴承端面到ML8D6减速器内壁的距离（5MM），齿轮2左端面到减速器内壁的距离（10MM），以及齿轮2宽度与段长度之差（55522MM），。LM310523C、齿轮2，3之间定位轴肩高度取5MM，即，查手册取MD46，故轴总长，其中减速器内壁内ML7L21387532轴长为L2122（135）176MM。D、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键联接。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的6/7NH周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。ME、确定轴上圆角和倒角尺寸参考表112，取轴端倒角为,各轴肩处451的圆角半径为16MM。（3）轴的结构设计A、取,故D44MM，齿轮5宽度为MD4IN70MM，段左端轴肩高取为4MM，即，L720MD52，查手册取轴承30211，其尺寸为，故L610BDD，228MM。D5LB、齿轮4宽度为85，而齿轮3为90，则齿轮4端面距内壁19514MM，取ML84128ML8235。D6C、齿轮4左端定位轴肩高度取5MM，即，查手册取，DC74ML7DC，故轴总长。ML75L6326083582D、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴/7NH的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。E、确定轴上圆角和倒角尺寸参考表112，取轴端倒角为，轴承轴向452定位轴肩圆角为15MM,右端齿轮轴肩圆角为15MM，中间斜齿轮轴肩处圆角为2MM，F处轴肩圆角半径15MM，其它轴肩处的圆角半径为2MM。（三）轴的校核比较计算出来的数据，第三根轴相对较危险，故这里校核第三根轴。选材45钢，调质处理，其机械性能由表111和114查B640MPA,275MPA,155MPA,B60MPA，P201KW,T32275NM,11144MM3MIND轴的结构图1、按弯扭合成应力校核轴的强度（如下图）（1）、求作用在轴齿轮上的力D12489MM,22750NMM3TNDTFT0418294/2750/13NNTR91675COS/TANCOSA1TA36T8（2）、求作用于齿轮5上的力D276MM，FT22T3/D2598684N，FR2FT2TAN217903N（3）、求作用在轴上的支反力水平面内支反力,RH4581RH4872垂平面内支反力，V6V309,MNMA406871NFA12（4）根据简图，分别求水平面和垂平面内各力产生的弯矩。，H529801MMH69432，MNV63NV170MNMV36174（5）计算总弯矩并作出M图2HMM56414298021N73816223取，故0MT365060（6）由于22MCANCA581921MT34222CA733所以MPAPAWMCAC60024851079313轴是安全的2、精确校核该轴的疲劳强度（1）判断危险截面从受载的情况分析,截面所受的计算弯矩最大。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,5、6面过盈配合引起的应力集中是最重要的,截面5的应力集中影响和截面6的相近，但截面5轴径较大，故不必校核。截面虽然所受的计算弯矩最大但应力集中不大（过盈配合引起的应力集中在两端），故截面也不必校核。而截面1、2、3、4只受扭矩作用，截面7、8所受弯矩较小，故均不必校核。综合各种情况，可知只须校核6面即可。（2）截面F左侧按表115中的公式计算抗弯截面模量333516701MDW抗扭截面模量33327502MDWT截面F左侧的弯矩M为N64081678截面F上的扭矩为3TM2750截面上的弯曲应力MPAWB384916截面上的扭转切应力T27503因得由于圆角而形成的有效应力集中系数为06152,03521DDDR421,73K查手册得尺寸系数80,6按车削加工,得表现质量系数为9轴未经表面强化处理,即,则得综合系数值为1Q621906873KK8421材料特性系数,0,210取05,105取于是,计算安全系数值,得23136751MAKS51202081A故可知其安全35132SCAS（3）截面F右侧按表115中的公式计算抗弯截面模量333814065201MDW抗扭截面模量33628502MDWT截面F右侧的弯矩M为MN64037截面E上的扭矩为3N7截面上的弯曲应力MPAWB4510632截面上的扭转切应力T8973有效应力集中系数为41,68K查手册得尺寸系数0按车削加工,得表现质量系数为9轴未经表面强化处理,即,则得综合系数值为1Q65290681KK814材料特性系数,0,210取05,105取于是,计算安全系数值,得7421837651MAKS62052091A故可知其安全76742SCA1S由于无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。轴的设计计算到此结束。六、轴承的选择和计算（1）、选择轴承轴承1深沟球轴承6006GB/T2761994轴承2深沟球轴承6007GB/T2761994轴承3圆锥滚子轴承30211GB/T2761994（2）校核轴承（轴）深沟球轴承6011查手册得90800N115000N由表8611RC0RPF2VHR4502N9032N12计算派生轴向力、1S2由手册查得，所以轴承的轴向派生力为5YRYRS30512/,NRS1486023011N983022计算轴承所受的轴向负荷因为E40E02311560C5896031/6RA查表85得，X9YNYARFPP639244111轴承2查手册得，E0E051802C30281RA查表85得，1XYNARFPP935289322轴承寿命计算HLH16085因为，故按轴承2计算轴承的寿命21P3619508460116HHLCNL因此所选轴承合格。七、键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查有关资料如下本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下查表的钢的静联接在时的许用应力100120MPAP校核键1752MPA0DHLT4P校核键22444MPA0LP校核键31439MPA0DHLT4P校核键42260MPA0LP校核键55127MPA0DHLTP