机械课程设计(螺旋输送机传动装置)

1、机械设计基础课程设计说明书设计题目：螺旋输送机传动装置学生：学号：专业年级：指导老师：成绩：2013年1月机械设计课程设计说明书学生肖百健专业班级学级交通运输一班学号20100736指导教师职称讲师教研室机电系教研室题目螺旋输送机传动装置传动系统图：图1.1螺旋输送机传助装置简网原始数据：输送机工作轴功率p=3.2kw输送机工作轴转速n=36(r/min)工作条件：三班制单向连续运转，载荷较平稳；使用折旧期10年;工作环境室外，灰尘较大，环境最高温度35度；动力来源电力，三相交流，电压380/220V;检修间隔期三年一大修两年一中修半年一小修；制造条件及生产批量，一般机械厂制造，单间生产。目录

2、1 .电动机的选择与运动参数的计算1.1、 电动机的选择（4）1.2、 传动比的分配（6）1.3、 传动装置运动参数（6）2 .各齿轮的设计计算2.1、 直齿圆柱齿轮减速设计（9）2.2、 直齿圆锥齿轮减速设计（13）3 .轴结构设计3.1、 、高速轴的设计（18）4 .校核4.1、 高速轴轴承和键的校核（23）4.2、 联轴器的选择（23）4.3、 减速器的润滑（23）5 .箱体尺寸及技术说明5.1、 减速器箱体尺寸（25）6 .设计附件设计（26）7 .其他技术说明其他技术说明（27）8 .设计心得（29）(30)参考文献设计计算与说明1 .电动机的选择与运动参数的计算1 电动机的选择1

3、确定传送机所需的功率Pw设定传送机本身的功率w0.98cTnw265130PwwkW3.7972kW9550w95500.981 确定传动总效率总总1223;其中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。查表可得：10.99、20.90、30.97、40.98总0.9920.9030.970.9840.789201 电动机的输出功率PdPw3.79724.6641kW0.789201 选择电动机单级圆柱斜齿轮的传动比6锥齿轮2-3则总动比的围是2-18所以，的电动机的转速围为260-2340r、计算结果Pw3.7972KW总0.78920Pd4.6641kW电动机型号

4、：Y132M2-6选择电动机型号为：Y132M2-6Y132M2-6电动机主要技术数据额定功率Kw5.5kW满载转速n满960/./min同步转速n同100%n额定转矩T额2.0N?m最大转矩Tmax2.2N?m1 电动机的外型尺寸Y132M2-6电动机外形尺寸为（mm）ABCDEFGH2161788938801033132KABACADHDBBL12280270210315238515电动机安装尺寸（mm）中心外形尺寸地脚安地脚螺钉轴伸尺寸装键部位i13i22.46157.38Piii4.2586kWPiv3.7596kWni960rminnii320rmin(WjHLX(AC/2+AD)X

5、HD装尺寸AXB孔直径KDXE尺寸FXGD132515X345X315216X1781238X8010X411.2、总传动比计算及传动比分配1.2.1、总传动比计算由题目给定参数可知输送机工作轴转速n130rmin1.n满9607.381an1301.2.2、传动比的分配一级圆柱齿轮减速器传动比一般i6。级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，若采用直齿轮一般i3,因此取一级闭式圆柱斜齿齿轮传动比ia=3则一级开式圆锥此轮传动的传动比i27；82.4615n川320r/.III/minQv130匕/minTi45.9345NmTii130.996N1mTiii127.0925Nm

6、Tiv275.9215NmPi4.6175kWPii4.3894kW1.1.3、传动装置运动参数的计算(1)、对于圆柱斜齿齿轮传动：高速轴的输入功率：PIKw14.66410.994.6175kW低速轴的输入功率：P1P434.61750.9780.974.3894kW对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率P川PII144.38940.990.984.2586kW低速轴的输入功率PIvP川244,25860.900.983.7596kW(2)、各轴转速的计算对于圆柱齿轮传动：图速轴转速nin满960%冶低速轴转速nii上型0320；/1.1.1 3，m1n对于圆锥齿轮传动：图速轴转速nIIIn23

7、20%冶低速轴转速Qv2130/.2.2.2 2.4615/min(3)、各轴输入转矩的计算对于圆柱齿轮传动：一一，一P,4.6175局速轴输入转矩TI9550955045.9345NmnI960低速轴输入转矩Tii9550鱼9550”894130.996NmnII320对于圆锥齿轮传动：局速轴输入转矩Tiii9550III9550127.0925NmnIII320低速轴输入转矩TIv9550Iv95503.7560275.215Nmniv130(4)、各轴功率、转速、转矩列于卜表：Z131Z29320H1650MPa轴名功率kW转速Min转矩Nm圆柱齿高速轴I4.617596045.9345

8、轮传动低速轴II4.3894320130.996圆锥齿高速轴III4.2586320127.0925轮传动低速轴IV3.7560130275.92152.各齿轮的设计计算2.1、直齿圆柱齿轮减速设计2.1.1工况分析直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，初选传动精度为7H2580MPaK1.6级，齿轮表面粗糙度为Ra1.6,其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，取Z125,Z2Z1i125375,压力角为2003.2.3、 设计原则mab1b21.596mm48mm144mm1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2、按齿根弯曲疲劳强度设计。3.2.4

9、、 设计计算(1)、选择齿轮材料并确定螺旋角小齿轮用45调质，齿面硬度250HBs大齿轮用45常化210HBS选螺旋角为14(2)、按齿面接触接触强度设计,2审1(1)?(H.即d1tV-d上(1)确定公式的各值1.1、 .试选kt1.62.区域系数Zh2.451、 .查得10.7820.87则121.652、 .许用接触应力：H1H2H23、 .安全系数S=1失效概率为1%选齿宽系数d11弹性影响系数ZE189.8MPa2查表Hlim2650MPa,Flim2580MPaH2Khn2Hlim20.95650MPa617.5MPaSh12Kfn2Flim20.9580MPa522MPaSf1H

10、569.5MPa6.应力循环次数N16096012836582.91109N2筌8.97.2108I2kt*1)?(H)3E【h】3：21.645934.542.45489.8/ucooc贝U%33569.7545.93821.1、 .计算圆周速度v嘉益2.3091m/s2.2、 .计算齿宽b及模数bdd1t45.9382mnd1t.cos/z1.7829mmh2.25mnt4.0115%45.9382/4.01111.45163.3、 .重合度0.318dz1tan1.98224.4、 .计算载荷系数k已知使用系数kA1根据v=2.3091m/s动载荷系数kv1.08kH1.418kH1.1

11、4kHkF1.2载荷系数kkAkvkHkH1.8555.5、 .按实际载荷系数校正所算的分度圆宜径-1-宜肝48.259412.计算模数mn-1cos/41.8731(3)、按齿根弯曲强度设计Yfb12.565YFa22.2178mn32kTYcos2YpaYpadz；f(1)1.计算载荷系数kkAkvkpkF1.83122.纵向重合度1.9822查得螺旋角影响系数Y0.853计算当量齿数27.36782.1011(4)查取齿形系数YFa12.565YFa22.2178(5)查取应力校正系数Ysa11.604Ysa11.772(6).计算大小齿轮的=2.5651.604/F1(7)确定公式各参

12、数1.查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPafe2420MPa取s=1.4Z3206 弯曲疲劳系数kFN10.92女尸血0.96Z4507 F1289.143F2288200YY8 Fsa=0.014229F1YY_Ja；a=0.013646F2(4).设计计算计算的mn1.23(1)取mn=1.531.21793(2).几何尺寸的计算(Z1Z2)na2cos95.847取a=96(3)正螺旋角arcosZ1为皿2a3615(4)计算大小齿轮的分度圆直径d147.99d2143.99bdd47.99圆整后取B55B2501215738268o221(5)、计算齿轮其他参数起T顶局ha，

13、*.一.一ham11.51.5mm顶隙c*cm0.251.50.375mm齿根高hf1.875mm全齿高hhahf1.51.8752.375mm分度圆直径d1m乙48mmd2144mm基圆直径db144.94mmdb2134.83mm齿顶圆直径da1d12ha51da2d22ha147齿根圆直径df1d12hf44.25df2d22hf140.25me5R255mm齿距Pnmn4.71齿厚s=p/2=2.355齿槽宽e=p/2=2.3551 直齿圆锥齿轮减速设计1.7 选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数(1)输送机为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度。(3)材料选择选则小齿轮材料为45钢，

14、调质处理，硬度为250HBS。大齿轮材料为45钢，常化，硬度为210HBS,二者硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数乙20,则：z2i142.46152049.23,取z250。1.7 按齿面接触疲劳强度设计按参考文献1式10-9a计算即d1t2.923,2ZeKTiHR10.5R2u(1)确定公式的各项数值试选载荷系数Kt=1.3.计算小齿轮的转矩：T1127092.5Nm由机械设计201页表10-6查出材料的弹性影响系数：1ZE189.8MP2由参考文献1209页表10-21按齿面硬度查出：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa

15、由参考文献1式10-13计算应力循环次数：N160nljLh=60X320X1X(2X1X8X365X8)=2.246X108N2N1/i2=2.246X109/3.5=9.111X107。由参考文献1207页图10-19查出得接触疲劳寿命系数：Khni=0.94,Khn2=0.96。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。h1KHN1Hlim1=0.94X600MPa=564MPa1SH2HN2Hlim2=0.96X550MPa=528MPaH2S由参考文献1193页10-2取Ka1;由机械设计194页10-8试选动载系数Kv1.08；由机械设计226页表10-9取Kh及Kh

16、为1;KhKf1.5KHbe,KHbe1.25,则K=1.5X1.25=1.875,所以：KKAKVKK11.0811.8752.025锥齿轮传动的齿宽系数常取R=%(2)计算计算小齿轮分度圆直径心%2.9231三2R10.5Ru（189.8）2528132.02512092.5210.52.46153113.27mmDmn20.5mmDIImin32.25mm计算圆周速度计算载荷系数DIIImin31.5mmv=dmn=1.897m/s601000V=1.897m/s,7级精度，查得kv1.08与试选值相同，故选取kv1.08故选取ch113.27mm20计算小齿轮模数m113.275.65

17、mm1.7 按齿根弯曲疲劳强度设计mt3r10.54KT1222.R乙,U1YFaYSa(1)确定计算参数计算载荷系数KKaKvKfbKf1X1.08X1X1.875=2.025。D1=40mm由参考文献1208页表10-21查出:D2=40mm小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=460MPa;D3=45mm大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=440MPa由参考文献1206页10-18查表弯曲疲劳寿命系数KFE1=0.88,KFE2=0.92。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1Kfe1FE1=0.88460=404.8MPaJFE2=.92440=418MPa计算节圆锥角1arctanZ1Z

18、221573829021573868221计算当量齿数Zv120cos215738=21,5647,Z2Zv2cos2133,670由参考文献1200页10-5查取齿形系数及应力校正系数,Ysa2=1.869o查表得：YFa1=2.74,YFa2=2.164.,Ysa1=1.555计算大小齿轮的YaY叁并加以比较FYFa1Ysa1=0.0105F1YFa2YSa2=0.0094oF2小齿轮值较大(2)计算4KT1mtR10.5R2z2iu21YFaYsa_442,02512.0925100.01053.534119;r：-10.52022.461521综合分析取m=5mm乙20,Z250,d1

19、mzj100mm2.2.4几何尺寸计算(1)锥齿轮大端分度圆宜径di100mm,d2=250mm(2)计算锥距R_.u21a-2.461521_Rd1100=255mm22(3)节圆锥角：1215738,268221(5)计算齿宽11BRR10033.33,B-R,33寸B138取1B234mm2.2.5计算齿轮其他参数分度圆直径d1100d2250齿顶局ha15齿根高hf6mm全齿高hhahf5611mm*顶隙ccm0.251mm齿顶圆直径d1109.3d2258.7齿根圆直径df1d12.4mecos188.87df2250.5齿宽bR/3,b38mm齿根角farctan(hf/R)233

20、8根锥角f652854顶锥角a11243046270363.轴结构设计D120.91mmD230.22mmD329.92mmD438.714高速轴的设计选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调质处理.初估轴径按扭矩初估轴的直径，则:DmnC3：联轴器YL8YL9确定参数，A为材料系数，查得A118-107,在这里取118,再考虑键对轴的削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键槽增大3%-5%,两个增大7%-10%。D120.91mmD230.22mmD329.92mmD438.714初选轴承)I轴选轴承为6208II轴选轴承为6

21、208III轴选轴承为6209根据轴承确定各轴安装轴承的直径为：D1=40mmD2=40mmD3=45mm联轴器的选择联轴器选择为YL8和YL9刚性联轴器构设计现只对高速轴作设计，其它两轴设计略，结构详见图)为了拆装方便，减速器壳体用剖分式，轴的结构形状如图所示.(1)各轴直径的确定初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径。)第一段轴要安装联轴器YL8,故该段轴径为D1=38mm)该轴轴段安装轴承6208,故该段直径为D240mm03)轴承右段有轴肩，故该段直径为D346mm04)轴肩过后为一段D=40mm轴，齿轮处，直径为D451mm05)齿轮右端用轴肩固定。L138L284m

22、mL35mmL415mmL55mmL633mm6）轴肩过后为安装轴承处。（2）各轴段长度的确定1）轴段1的长度为联轴器的长度L1382）轴段2为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处,取L284mm3）轴段3为轴肩，取L35mm4）轴段4为齿轮左断面和轴肩之间的距离，取L415mm。5）轴段5为齿轮，取长度L55mm。6）轴段6安装轴承和挡油盘，长度为L633mmFt1913.98N（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。与轴承圈配合轴应选用k6,轴与联轴器均采用C型普通平键联接，轴与齿轮均采用型普通平键联接。（4）轴上倒角与圆角为保证6208轴承圈端面紧靠定位轴肩

23、的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为145。3.2.5轴的受力分析FBVFAVFAHFBH717.96N358.98N358.98N956.99N956.991）画轴的受力简图2）计算支座反力作用于齿轮上的圆周力Ft2T1245.934511913.98Nd147.99径向力Fttan20o/cos717.96NMH24.59N?M在水平面上FavFrLA717.9668.5358.98NL137FbvFLb358.98NMH65.56N?mL在垂直面上FahFtLA956.99NL_FtLbFbh

24、；B956.99NM70.02N?m3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图作垂直面弯矩图MVFavL358.9868.524.59N?m2作水平面弯矩图MhFahL956.9968.565.56N?m2计算合成弯矩，作合成弯矩图MaMh2Mv265.56224.59270.02N?mP一计算转矩T9.5545.9345N?mn计算危险截面当量弯矩：M,Ma2T2.70.0220.645.9345275.25N?m其中，应力校正系数为0.6。判断危险截面如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。其危险截面为Ad23.141594212.57cm2440.6轴的弯扭合成强度校核查表可得折合系数计算抗

25、扭截面系数W0.1d30.1434.6m3Mw17.4MPa轴受力图FAyiFBy1FrMAhLClII图.1.轴的安全系数校核由表10-1查得R640MPa,B1275MPa,1155MPa,02,0.1由表查得K2.80,K1.62弯曲应力MbW7525_16.36MPa6.4应力幅ab16.36MPa平均应力m0切应力T45.93459989MPaTW6.4amt9.989T5MPa22安全系数Q1SKa5.94m116.1KtamSS5.571.5；SS在需用安全系数围，故a-a剖面安全。4.校核高速轴轴承FaFttan477.21NFr717.96NFa/C0r0.0414N选择轴承

26、白型号为6208,Cr25.5KNe=0.024x=0.56:P=fp(xFrYa)1.2(0.567171961.85477.21)1541.88(fp1.2)验算60208的寿命10/33,1062550010625500hLh200082.69h45568h60nP609601541.88键的校核键110X8L=56一,八3八.则强度条件为P2T102T一11.71MPalkd45635查表许用挤压应力p120MPa所以键的强度足够联轴器的选择联轴器选择为YL8和YL9型弹性联轴器减速器的润滑(1)齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s,所以才用浸油润滑的润滑方式。低速齿轮浸入油里约1/3

27、,高速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。(2)滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V2m/s所以采用脂润滑。5,减速器箱体尺寸箱体壁厚10mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘厚度b115mm箱座凸缘厚度b15mm地脚螺栓直径dfM16地脚螺栓数目n4定位销直径d8mm箱盖，箱座肋厚m1m212mm大齿轮顶圆与箱壁距离16.5mm齿轮端面与箱壁距离215mm轴承端面至箱体壁距离315mm大齿轮齿顶圆至箱体底面壁间距416mm减速器中心高H=102mm箱体壁轴向间距L1101mm6.附件设计.视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视

28、孔有盖板机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M10紧固。放油孔与螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以密封。油标油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。通气孔由于减速器运转时，机体温度升高，气压增大为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体为压力平衡。6.5起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。为保证

29、刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。6.7吊钩在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体.其他技术说明、对零件的要求装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体表面涂防侵蚀涂料，箱体不允许有任何杂物。(1)对滚动轴承游隙的调整要求为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为0.25至0.4mm。对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙0.3mmo啮合传动侧隙和接触斑点传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标

30、，安装时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺或者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于0.16mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。接触斑点的要根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动2至3周后，观察从动轮齿上的着况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%;按齿长接触斑点不小于50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、跑和。对润滑密封的要求减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，但决不允许使用垫片和使用任何填料。对试验的要求减速器装配完毕后，在出厂前一半要进行空载试验和整机性能试验，根据工作和产品规