机械设计螺旋输送机传动装置的设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计项目：螺旋输送机传动装置的设计 院别：机电工程学院专业：机电一体化 班级：10级机电2班姓名： 学号：10062102指导老师： 目录一、 机械设计课程设计任务书3二、 减速器各零件的设计计算及说明51、电动机的选择.52、传动装置的总传动比与各级传动比的计算分配.73、各轴的转速和转矩计算.74、V带和带轮传动设计及计算95、齿轮传动的设计及计算156、输出传动轴的设计及计算207、输入传动轴的设计及计算248、滚动轴承的选择. .299、联轴器选择.2910、减速器附件的选择及箱体的设计.3011、润滑密封.3112、减速器装配图.32三、 参考文献.32一、机械设计课程设计任务书题目：螺旋输送机传动装置的设计（一）、总体布置简图： EMBED AutoCAD.Drawing.16 （二）、工作条件螺旋输送机主要用于运送粉状或碎粒物料，如面粉、灰、砂、糖、谷物等，工作时运转方向不变，工作载荷稳定；工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作8h。（三）、螺旋输送机的设计参数：（题号4）参数、题号1234减速器输出轴转矩T/(N.m)8095100150减速器输出轴转速n/(r/min)180150170115（四）、设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算2. 传动装置的总传动比、各级传动比的计算分配3. 各轴的转速和转矩计算4. 设计V带和带轮及计算5. 设计齿轮的计算6. 设计输出传动轴的计算7. 设计输入传动轴的计算8. 滚动轴承的选择9. 联轴器的选择及计算10. 润滑与密封11. 减速器附件的选择12. 装配图、零件图的绘制13. 设计计算说明书的编写（五）、设计任务2 减速器总装配图一张3 齿轮、带轮各一张、输出传动轴零件图、输入传动轴零件图各一张4 设计说明书一份 二、减速器各零件的设计计算及说明1、电动机的选择计算内容计算说明计算结果（1）确定电动机功率输送机的输出功率为：P减=9550T/n减=1.5kw查机械零件手册（第五版. (周开勤 主编)P5表2-2得，轴承=0.98，齿轮=0.97，带轮=0.96，联轴器=0.99总效率总=轴承齿轮带轮=(0.98)2x0.97x0.96 x0.99=0.885则电动机输出功率：P电= P减/总=2.03kw电动机输出功率P电机输出=2.03kw(2)确定电动机的转速根据机械零件手册（第五版.( 周开勤 主编)P5表2-1和机械设计课程设计徐起贺，P12表2-1得，i带=24,单级减速器中i齿轮=36，则i总轮=624，i总= n电机n减，n电机=（624）x115=（6902760）r/min,根据 机械设计课程设计. (徐起贺 刘静香 程鹏飞 主编)的P279表20-1可知，符合这一范围的电机有750r/min,1000r/min,1500r/min,综合考虑电动机的尺寸,装置机构结构紧凑性,重量及价格等因素选用转速为1500r/min的电动机.其型号为Y100L1-4。其额定功率为2.2kw，满载转速为1420r/min。选用转速为1500r/min的电动机.（3）选择电动机类型根据 机械设计课程设计. (徐起贺 刘静香 程鹏飞 主编)的P279表20-1可知，电机转速为1500r/min ,属于Y系列笼型三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V,其满载转速为1420r/min,额定功率为2.2kw,型号为Y100L1-4.选用转速为1500r/min, Y系列笼型三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V,其满载转速为1420r/min,额定功率为2.2kw,型号为Y100L1-42、传动装置的总传动比、各级传动比的计算分配计算内容计算说明计算结果（1）总传动比总传动比i=n电机动/ n输送机=1420/115=12.3总传动比i=12.3（2）分配传动比因为i总=i齿轮*i带轮。所以i平均= EMBED Equation.3 =2.86根据机械零件手册（第五版- 周开勤P5表2-2和机械设计课程设计徐起贺，P12表2-1考虑到加工工艺、加工成本、润滑条件及各传动比范围知，i带轮=3，i齿轮=i/ i带轮=12.3/3=4.1根据传动比范围及考虑到润滑条件，确定传动比为i带轮=3，i齿轮=i总/ i带轮=12.3/3=4.1i带轮=3，i齿轮=4.13、 计算各轴的转速和转计算内容计算说明 计算结果(1)各轴的转速由题知n电机= 1420r/min,齿轮主动轮轴n1=n电/i带轮=471.5r/min,齿轮从动轮轴n2 =115r/min带轮主动轮轴n3= n电= 1420r/min带轮从动轮轴n4=n1= 471.5r/minn电= 1420r/minn1=471.5r/minn2=115r/minn3=1420r/minn4= 471.5r/min(2)各轴的传动功率电动机输出功率P电机=2.03kW齿轮主动轮轴输入功率P1= P电机*轴承*联轴器*带轮=1.9kW齿轮从动轮轴输出功率P2= P1*齿轮=1.8 kW带轮主动轮轴输入功率P3= P电机*联轴器=2.01kW带轮从动轮轴输出功率P4= P1=1.9kW螺旋输送机输入功率P输送机 = P2*轴承*联轴器=1.75 kWP1=1.9kWP2=1.8kWP3=2.01kW P4=1.9kWP工作机 =1.75 kW(3)各轴的传动转矩带轮主动轮轴：T0=9550（P电机/n电机）=9550*（2.03/1420）=13.65Nm带轮从动轮轴齿轮主动轮轴：T1=9550（P1/n1）=9550*（1.9/471.5）=38.48Nm齿轮从动轮轴：T2=9550（P2/n2）=9550*（1.8/115）=149.48Nm输送机轴：TW =9550（P输送机/n输送机）=9550*（1.75/115）=145.33NmT0=13.65NmT1=38.48NmT2=149.48NmTW=145.33Nm4、 V带和带轮传动设计及计算计算内容计算说明计算结果(1)确定计算功率Pc根据V带传动工作条件，查机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编) P143表11-7，可得工作情况系数KA=1.2,则Pc=KA*P电=1.22.03kw=2.4kwPc=2.4kw(2)选取V带型号根据Pc、n电机，由机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P143图11-6选用Z型V带选用Z型V带(3)确定带轮基准直径dd1、dd2根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P143图11-6,P144表11-8,选dd1=80，则从动轮基准直径初步计算dd2=i带轮*dd1=235.2mm由机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P144表11-8选dd2=236mmdd1=80dd2=236mm(4)验算带速vv=(dd1n1)/(601000)=(3.14801420)/(601000)=5.95m/s, 因为带速v在515m/s范围内，故带的速度合适.v=5.95m/s（5）确定V带的基准长度和传动中心距a根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P144式(11-3)计算初选中心距a0,0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2),即221.2 a0120,故包角合适1=163.6(7)计算V带的根数Z根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P144式(11-7)得Z=Pc/(P0+P0)KaKP141表11-3得P0=0.355kw（内插法）P141表11-4得P0=0.0355（内插法）P142表11-5得Ka=0.96P142表11-6得KL=1.16则Z=Pc/(P0+P0)KaKL=5.51(根) 取Z=6根Z=6根(8)计算V带合适的初拉力Fo根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P136表11-1，得 q=0.06kg/m。根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P145式(11-9)得Fo=500Pc(2.5/Ka-1)/+qv2= 56.04NFo= 56.04N(9)计算作用在带轮轴上的压力FQ根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P145式(11-8)得FQ=2FoZsin(1/2)=665.6NFQ=665.6N（10）带轮结构设计A确定结构类型根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P148得主动轮dd1=80mm,采用实心式；从动轮 dd2=236mm,采用腹板式。主动轮采用实心式，从动轮采用腹板式。B结构尺寸根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P148计算主动轮尺寸，由表15-2得c=118107P219式(15-2)得ds=c3p/n12.0514.93 mm考虑到键槽的影响增大5%，即ds=20mmL=2ds=40mmda1 = dd1+2ha=90mm根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P148计算从动轮尺寸，由表15-2得c=118107P219式(15-2)得ds=c3p/n17.0318.78 mm考虑到键槽的影响增大5%，即ds=30mmL=2ds=60mmda2 = dd2+2ha=246mmdh = 2ds=60mm，dr = da2-2（h0+a)=216mmd 0= （dh+dr）/2=138mm，S= （0.20.3）B=15.222.8mmS1=1.5S=30mm，S2=0.5S=10mm主动轮： da1=90mm：ds=20mm L=40mm.从动轮da2=246mm ds=30mm L=2ds=60mmdh=60mmdr=216mmd 0=138mmS= =20mmS1=30mm，S2=10mmC轮槽尺寸根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P148表11-9得主动轮：bd=8.5mm，ha=5.0mm，e=12mm，f=8mm，h0=9.5mm，=5.5mm，=34 从动轮：bd=8.5mm，ha=5.0mm，e=12mm，f=8mm，h0=9.5mm，=5.5mm，=38主动轮：bd=8.5mm，ha=5.0mm，e=12mm，f=8mm，h0=9.5mm，=5.5mm， =34 从动轮：bd=8.5mm，ha=5.0mm，e=12mm，f=8mm，h0=9.5mm，=5.5mm =38 D材料选择根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P146,11.4节，速度小于30，所以选用铸铁HT150.采用铸铁HT150E带轮结构图5、齿轮传动的设计及计算计算内容计算说明计算结果(1)确定齿轮类型根据工作要求及使机构结构紧凑性好，选择斜齿轮圆柱齿轮斜齿轮圆柱齿轮(2)选择齿轮材料及精度等级据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P169表12-3及齿轮工作条件和功率选用硬齿面齿轮组合。小齿轮选用40Cr,调质，硬度为240285HBW;大齿轮选用45钢,调质，硬度为217255HBW，根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P166表12-2由工作机工作条件要求，选择8级精度。小齿轮选用40Cr,调质，大齿轮选用45钢,调质。精度等级选8级精度(3) 确定转距T1，载荷系数K1）转矩T1=9.55106P减/n减=38.48Nmm2）载荷系数K,根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P171表12-4取K=1.2T1=38.48NmmK=1.2(4)齿数Z1、螺旋角、齿形系数a小齿轮齿数Z1取20，则大齿轮齿数Z2=82，初选螺旋角=15，则ZV1=Z1/cos2=22.19，ZV2=Z2/cos2=90.99,根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P174图12-25查得齿形系数YF1=2.82，YF2=2.22，取a=0.5Z1=20，Z2=82ZV1=22.19ZV2=90.99=15， a=0.5(5)许用弯曲应力F根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P175图12-26查得Flim1=250MPa, Flim2=190MPa,根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P173表12-5查得SF=1.5，SH=1.2则F1=Flim1/SF166.66MPa,F2=Flim2/SF126.66MPa因YF1/F10.0169, YF2/F20.0175且YF1/F1YF2/F2，则mn3.2KT1YF2cos/a（u+1）Z1F21.3mm，根据设计需要和实际工作情况由机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P160表12-1取mn=2.5mmF1=166.66MPa,F2=126.66MPa,mn=2.5mm(6)确定中心距及螺旋角根据机械设计基础（含工程力学）- 李国斌-主编P178表12-6得中心距a=mn(Z1+Z2)/2cos=131.98mm,取a=132mm螺旋角=arccos mn(Z1+Z2)/2a=150齿宽b=aa=0.5132mm=66mm经圆整后取b2=70mm,b1=75mma=132mm=15b1=70mmb2=75mm(7)验算齿面接触强度根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P172图12-23、P173表12-5可得，Hlim1=700MPaHlim2=560MPa，SH=1.1，故H1=Hlim1/SH=636.36MPa,H2=Hlim2/SH=509.11MPa,则H=305(u+1)KT1/uba=337.56MPaH2,因此安全H=337.56MPa(8)齿轮的圆周速度根据机械设计基础（含工程力学）（李国斌-主编）公式V=d1n1/60/100=1.28m/s，根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P166表12-2可知，选8级精度等级是合适的。V=1.28m/s(9)齿轮的结构设计A.确定结构类型根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P178表12-6得 分度圆直径d1=(mn*z1)/cos52mm d2=(mn*z2)/cos212mm齿顶高ha=mn=2.5mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=57mm da2=d2+2ha=217mm根据机械设计基础（含工程力学）. (李国斌 主编)P187知因为 da1 200 mm主动轮选用实心式。 da2=200500mm从动轮选用腹板式。主动轮选用实心式 从动轮选用腹板式B.确定结构尺寸由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P219表15-2查的C=118107，则轴的最小直径为：dm1=17.0318.78mm考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大5%，即ds1=dm1（1+5%）。参考机械零件手册（第五版（周开勤-主编）取ds1=25mmdm2=26.829.5mm考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大5%，即ds2=dm2（1+5%）参考机械零件手册（第五版（周开勤-主编）取ds2=45mm由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P178表12-6得端面模数m1=mn/cos15=2.59 mm齿顶高ha=mn=2.5mm 齿根高hf=1.25mn=3.125mm全齿高h=ha+hf =5.625 mm 顶隙c=0.25mn=0.625mm分度圆直径d1=(mn*z1)/cos52mm d2=(mn*z2)/cos212mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=57mm da2=d2+2ha=217mm齿根圆直径df1=d1-2hf=46mm；df2=d2-2hf=206mmD0=1.6ds2=72mm D1=da2-10ma=192mm D2=0.5(D0+D1)=132mm C1=0.3D2=21mmm1=2.59 mmd1=52mmd2=212mmda1=57mmda2=217mmdf1=46mmdf2=206mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmat=20.6D0=72mm D1=192mmD2=132mm C1=21mmC.齿轮结构简图6、输出传动轴的设计及计算计算内容计算说明计算结果1选择轴的材料，确定许用应力。由已知条件得知减速器传递功率P= 1.8kw故选择45号钢，调质处理。由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P215表15-1查的b=650Mpa，由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P220表 15-3查的许用弯曲应力-1b=60Mpa选用45号钢，调质处理b=650Mpa-1b=60Mpa2初步设计轴结构图如左图3按抗扭强度估算轴的直径由机械设计基础（含工程力学）（李国斌-主编）P219表15-2查的C=118107，则轴的最小直径为：dD=110=26.829.5mm考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大5%，即dm=d（1+5%）=28.1430.98mm。参考机械零件手册（第五版（ 周开勤-主编）取dD=30mm。根据轴系结构确定取dc=40mm。dD=30mmdc=40mm4齿轮上的作用力的计算齿轮所受的转矩为：T=9.55106=149480Nmm圆周力Ft=1377.7Nmm径向力Fr=519.13N轴向力Fa=Frtan=369.15NT=149480NmmFt=1377.7NmmFr=519.13NFa=369.15N5画出轴的受力图如左图6计算水平支反力，画水平弯矩图水平支反力为：FAH=FBH=688.85NC-C截面处的水平面弯矩为：MCH=688.85Nmm=68885NmmFAH=688.85NMCH=68885Nmm7计算垂直面支反力，画垂直面弯矩图垂直面支反力为：FAVLFr+Fa=0FAV=59.3NFBV=FrFAV=459.83NC-C截面的左侧垂直面弯矩MCV左=FAVNmm=5930NmmC-C截面的右侧垂直面弯矩：MCV右=FBVNmm=45983NmmFAV=226.64NFBV=5771.7NMCV左=5930NmmMCV右=45983Nmm8画合成成弯矩图MC左=69139.7Nmm MC右=82822.58NmmMC左=69139.7NmmMC右= 82822.58Nmm9画出转矩图由题知T=149480NmmT 如左图10计算当量弯矩参考机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）p219因减速器单向运转,故可认为转矩脉动循环变化,取系数=0.6,Mec=1.22105NmmMec=1.89106Nmm11校核强度=-1b=60Mpa-1b=60Mpa 故轴的强度足够。轴强度足够12轴的零件图7、输入传动轴的设计及计算计算内容计算说明计算结果1选择轴的材料，确定许用应力。由已知条件得知减速器传递功率P= 1.9kw故选择45号钢，调质处理。由机械设计基础（含工程力学）-（ 李国斌-主编）P215表15-1查的b=650Mpa，由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P220表 15-3查的许用弯曲应力-1b=60Mpa选用45号钢，调质处理b=650Mpa-1b=60Mpa2初步设计轴结构图如左图3按抗扭强度估算轴的直径由机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）P219表15-2查的C=118107，则轴的最小直径为：dD=110=17.0318.78mm考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大7%，即dm=d（1+7%）=18.2220.09mm。参考机械零件手册（第五版（ 周开勤-主编）取dE=20mm。根据轴系结构确定取dA=20mm,dB=25mm。dA=20mmdB=25mmdE=20mm4齿轮上的作用力的计算齿轮所受的转矩为：T=9.55106=38480Nmm齿轮上所受的力：圆周力Ft1=1350.18Nmm径向力Fr1=508.76N轴向力Fa1=Fr1tan=361.78N带轮上所受的力：圆周力Ft2=312.85Nmm径向力Fr2=117.88N轴向力Fa2=Fr2tan=83.8NT=38480Nmm圆周力Ft1=1350.18Nmm径向力Fr1=508.76N轴向力Fa1=361.78N带轮上所受的力：圆周力Ft2=312.85Nmm径向力Fr2=117.88N轴向力Fa2=83.8N5画出轴的受力图如左图6计算水平支反力，画水平弯矩图水平支反力为：FCH=FDH=675.09NA-A截面处的水平面弯矩为：MAH=Ft2*L0=31285NmmB-B截面处的水平面弯矩为：MBH=FCH=67509NmmFAH=675.09NMAH=31285NmmMBH=67509Nmm7计算垂直面支反力，画垂直面弯矩图垂直面支反力为：FCVLFr1+Fa1=0FCV=202.83NFDV=Fr1FCV=305.93NB-B截面的左侧垂直面弯矩MBV左=FCVNmm=20283NmmB-B截面的右侧垂直面弯矩：MBV右=FDVNmm=30593NmmMAV=Fr2*L0=11788NmmFCV=202.83NFDV=305.93NMBV左=20283NmmMBV右=30593NmmMAV=11788Nmm8画合成成弯矩图MB左=70490.18Nmm MB右=74117.45NmmMA=33432.14NmmMB左70490.18Nmm MB右74117.45NmmMA33432.14Nmm9画出转矩图由题知T=38480NmmT 如左图10计算当量弯矩参考机械设计基础（含工程力学）（ 李国斌-主编）p219因减速器单向运转,故可认为转矩脉动循环变化,取系数=0.6,MeB=7