周彬——螺旋输送机传动装置

1、 机械设计课程设计计算说明书题 目 螺旋输送机传动装置 指导教师 叶晓平 卓耀彬 院 系 机电建工学院 班 级 机自092 学 号 09105010231 姓 名 周彬 完成时间 2011年12月1号 目录一、机械传动装置的总体设计. 1.1.1 螺旋输送机传动装置简图 1.1.2 原始数据 1.1.3，工作条件与技术要求 1.2.4，设计任务量二、电动机的选择 三、计算总传动比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比 3.2 分配传动装置各级传动比四、计算各轴的功率，转数及转矩 4.1 已知条件 4.2 电动机轴的功率，转速及转矩 4.3 轴的功率，转速及转矩 4.4 轴的功率，转速及转矩

2、4.5 轴的功率，转速及转矩五、齿轮的设计计算 5.1齿轮传动设计准则 5.2 直齿1、2齿轮的设计 5.3 直齿3、4齿轮的设计六、轴的设计计算 6.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择 6.2轴的强度校核七、键联接的选择及计算 八、联轴器的选择.九、减速器箱体的设计.十、润滑及密封设计十一、减速器的维护和保养十二、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一、机械传动装置的总体设计1.1.1螺旋输送机传动装置简图图1.1螺旋输送机传动装置简图1.1.2，原始数据螺旋轴上的功率 P = 1.7kW螺旋筒轴上的转速 n=28r/min1.1.3，工作条件与技术要求 输送机转速允许误差为±

3、5%；工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度40；动力来源：电力，三相交流，电压380V；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，单价生产。1.2.4，设计任务量减速器装配图一张（A0或A1）;零件工作图2张 二、电动机的选择(1) 选择电动机的类型和结构形式 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊

4、要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电

5、动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。 按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。(2) 选择电动机的功率 工作机所需的电动机输出功率为弹性联轴器的传动效率0.97滚动轴承的传动效率=0.99锥齿轮的传动效率=0.95螺旋筒的传动效率=0.96电动机至运输带之间总效率 = =0.816(3) 初选为同步转速为1000r/min的电动机根据机械设计课程设计表16-1，选择电动机型号为Y112M-6,其额定功率为2.2kw，满载转数为940r/min 即 三、计算总的传送比及分配各级

6、的传动比3.1 计算总传动比总传动比 3.2 分配传动装置各级传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比与低速级齿轮传动比的比值取1.3，即=1.3取=2.2;if =33.57/2.2=15.26 ;=4.28；表3-1齿轮传动单级传动比常用值圆柱35圆锥23最大值85四、计算各轴的功率，转数及转矩4.1 已知条件 4.2 电动机轴的功率，转速及转矩kwr/minN·mm4.3 轴的功率，转速及转矩 kw r/minN·mm4.4 轴的功率，转速及转矩 kw r/min N·mm4.5 轴的功率，转速及转矩 kw r/min N

7、·mm五、齿轮的设计计算4.1齿轮传动设计准则齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度350HBS）、硬齿面（硬度350HBS），齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按

8、齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%20%，而无需校核接触强度。4.2 直齿1、2齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1， kw 2， r/min r/min 3，工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中等冲击。（二）选择齿轮材

9、料及精度等级。小齿轮选用45钢调质 硬度HB1=250HBS大齿轮选用45钢正火 硬度HB1=210HBS 精度等级：7级 齿面粗超度 Ra3.26.3m(三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 N·mm ； N·mm（四）载荷系数和材料弹性影响系数 由下表4-1 试选载荷系数=1.4 表4-1 载荷系数K工作机械载荷特性原动机电动机多缸内燃机单缸内燃机均匀加料的运输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动均匀、轻微冲击11.21.21.61.61.8不均匀加料的运输机和加料机、重型卷扬机、球磨机、机床主传动中等冲击1.21.61.61.81.82.0冲床、钻床、破碎机、挖掘

10、机大的冲击1.61.81.92.12.22.4查机械设计表10-6得材料的弹性影响系数（五）齿宽系数因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查表4-2得， 表4-2 齿宽系数齿轮相对于轴承的位置齿 面 硬 度软齿面（350HBS）硬齿面（350HBS）对称布置0.81.40.40.9不对称布置0.61.20.30.6悬臂布置0.30.40.20.25(六)许用接触疲劳许用应力由机械设计图10-21查得， 查课本机械设计图10-19得， ， 安全系数MPa MPa（七）选小齿轮齿数Z1=25,则大齿轮齿数Z2=25*4.78=1071.试算小齿轮分度圆直径 ，代入其中取较小值； 36.6

11、8mm 2.计算圆周速度V 圆周速度v=1.9m/s 3. 查课本机械设计图10-8得动载系数=1.1 直齿轮 查课本表10-2得使用系数 查课本表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时， 查机械设计图10-13得=1.45 得，载荷系数K=1.5954.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选=1.4) 5计算模数(八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计 由式：（1）确定有关系数与参数1.查机械设计图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限2.查机械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 4.计算载荷系数K 5.查齿形系

12、数和应力校正系数 查机械设计表10-5得，6.计算齿轮的 大齿轮的数值较大（2）设计计算 由计算公式得： 对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.15，并取圆整为标准值m=1.25，前面计算得=40.39mm,得小齿轮的齿数 则,大齿轮齿数（九）几何尺寸计算齿顶高：齿根高： 全齿高：顶隙： 分度圆直径： 基圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿距： 齿厚： 齿槽宽：标准中心距：齿宽： 取4.3 直齿3、4齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1， kw 2， r/min r/min

13、3，工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中等冲击。（二） 齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45钢调质 硬度HB1=250HBS大齿轮选用45钢正火 硬度HB1=240HBS 精度等级：7级 齿面粗超度 Ra3.26.3m(三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 N·mm ； N·mm（四）载荷系数和材料弹性影响系数 选载荷系数=1.4, 查机械设计表10-6得材料的弹性影响系数(五)齿宽系数因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，(六)许用接触应力由机械设计图10-21查得， 1.08107查机械设计图10-19得， ，安全系数MPa MPa（七）选小齿轮齿数

14、Z3=25则大齿轮齿数Z4=25*3.68=921.试算小齿轮分度圆的直径，代入其中取较小值；mm2.计算圆周速度vV=0.625m/s3.计算载荷系数 根据v=0.625m/s，8级精度，由课本机械设计图10-8查得动载荷系 圆柱直齿轮， 查课本表10-2得使用系数 查表课本10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时， 查机械设计图10-13得 得，载荷系数K=1.4914.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =62.75= 64.28（取1.4）（八）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式：（1）确定有关系数与参数1.查机械设计图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限2.查机

15、械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；3.计算弯曲疲劳许用应力 查表4-6得弯曲疲劳安全系数 MPa MPa 4.计算载荷系数K 5.查取齿形系数和应力校正系数 , ,6.计算两齿轮的 并比较 取大齿轮数据 (2)设计计算 对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.79，并取圆整为标准值m=2，前面计算得=64.28mm,得小齿轮的齿数 得则大齿轮齿数齿顶高：齿根高： 全齿高：顶隙： 分度圆直径： 基圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿距： 齿厚： 齿槽宽：标准中心距：齿轮宽度：

16、圆整后取 六、轴的设计计算6.1轴选45钢，调质由机械设计表15-3确定 高速轴 A01=126.中间轴 A02=120，低速轴 A03=112高速轴：=16.6mm有联轴器d=18中间轴：=25.4mm因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=30mm低速轴：=35.7mm1）高速轴各轴直径d11:最小直径，安装联轴器，d11=d1min=18mmd12:密封处轴段，定位高度h=（0.070.1）d11 ,d21=d11+2h，所以d12=18+2*0.05*18=19.8,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=20mmd13：滚动轴承处轴段，d13=25mm，滚动轴承选6205

17、 其尺寸为 d*D*B=25*52*15d14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度 d14=27d15：d15=d13各轴长度L11：由联轴器的谷孔宽确定 L11=20mml12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=40mmL13：由滚动轴承，档油盘：l13=20mmL14：由高速小B1=45mm，确定L14=45mmL15：由装配关系确定，l14=76mmL16：由滚动轴承，档油盘：L16=21mm2）中间轴各轴直径d21:最小直径，滚动轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查机械设计课程设计表12-1取d21=30mm，滚动轴承选6206其尺寸为d*D*B=30*62*16d22:高速

18、级大齿轮轴段，d22=33mmd23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23=48mmd24：低速小齿轮轴段，d24=d22=33mmd25：d25=d21=30mm各轴长度l21：由滚动轴承，档油盘，l21=22.5mmL22：由高速级大齿轮的毂孔宽度B2=40确定，所以L22=38mmL23：l23=10mml24：由低速级小齿轮的毂孔宽度B3=69确定，所以l24=67mml25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l25=22.5mm3）低速轴各轴直径d31:滚动轴承段取d31=55mm,滚动轴承选6211其尺寸为d*D*B=55*100*21d32:低速级大齿轮轴段，d23=65mm,d33

19、：过度轴段d33=75mmd34：滚动轴承段d34=d31d35：密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取d35=55mmd36：联轴器段，d36=45mm各轴长度l31：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l31=37mml32：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=64确定取l32=62mml33：过度轴段l33=10mml34：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l34=35mml35：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，l35=32.5mml36：与锥齿轮配合，查机械设计课程设计取l36=78mm6.2轴的校核高速轴的校核：由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间

20、轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用。由机械设计教材第370页表15-3得，取=35MP由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=18mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。 kw r/min T=T/WT=（9550000*p/n)/0.2d3=20.8MP<=故符合强度要求中间轴 kw r/min N·mm中间级大齿轮的分度圆直径小齿轮的分度圆直径：而作用在大齿轮上的圆周力Ft2=T2/d2=52420/153=342.6N径向力：Fr2=Ft2*tan a=342.6*tan

21、20=193.0N而作用在小齿轮上的圆周力Ft3=T2/d3=90977/64=1421.5N径向力：Fr3=Fr3*tan a=1421.5*tan20=517.4N求垂直面的支反力：Fr4=(Fr3(L1+L2)+Fr2*L1)/(L1+L2+L3)=636NFr1=Fr2+Fr3-Fr4=124.7+364.1-303.8=74.4N计算垂直弯矩：Mr=-Fr1*L1=-184.98*53=-1860N*mmMr=-Fr4*L3=-303.8*41=-6360N*mm求水平面的支承力Ft4=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L1)/(L1+L2+L3)=805N*mmFt1=Ft2+Ft3

22、-Ft4=364.1+1000.4-805=559.5计算水平弯矩Mt=-Ft1*L1=-559.5*53=-29655.3N*mmMt=-Ft4*L3=-805*41=-33005N*mm求水平面的支承力总弯矩： N·mm其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示a） 力学模型图b） V面力学模型图c） V面弯矩图d） H面力学模型图e） H面弯矩图f） 合成弯矩图g） 转矩图抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的当量力矩为：轴的计算应力：ca=M/0.1df3=13.

23、04MPa<60MPa故符合强度要求低速级轴的校核:由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图所示由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用输出轴上的功率 kw N·mm由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径d=35mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。 kw r/minT=T/WT=（9550000*p/n)/0.2d3=21.6MP<故轴的强度满足要求七、键联接的选择及其校核计算6.1键的设计和计算(1)选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度

24、的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.对于低速轴（轴）联轴器处 ，与齿轮配合处轴径查机械设计课程设计表10-1取： (2)校核键联接的强度 查机械设计表6-3得 =110MPa工作长度 (3)键与轮毂键槽的接触高度由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键1：14×9×36 A GB/T1096-2003键2：18×11×45 A GB/T1096-12003平键联接尺寸（摘自GB1096-1979）轴键键槽公称尺寸公称尺寸宽度深度公称尺寸极限偏差轴t毂t1较松联接一般联接较紧联接轴毂轴毂轴毂公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差6+0.0300+0.07

25、8+0.0300-0.030±0.015-0.012-0.0423.5+0.102.8+0.108+0.0360+0.098+0.0400-0.036±0.018-0.015-0.0514.0+0.203.3+0.20105.03.312+0.0430+0.120+0.0600-0.043±0.0215-0.018-0.0615.03.3145.53.8166.04.3187.04.420+0.0620+0.149+0.0650-0.062±0.026-0.022-0.0747.54.9229.05.4259.05.428106.4键的长度系列6，8，1

26、0，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56，63，70，80，90，100，110，125，140，160，180，200，220，250，280，300，360八、联轴器的选择因为d11=14，所以查机械设计课程设计表13-1取d=14的联轴器因为d36=45，所以查机械设计课程设计表13-1取d=45的联轴器 九、减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构,为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速

27、度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：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，以便放油，放油孔用螺塞堵

28、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承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

29、其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.铸铁主要结构尺寸名称符号减速器形式及尺寸关系/mm齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度10箱座凸缘厚度10箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径M16盖与座联接螺栓直径M12轴承端盖螺钉直径M5检查孔盖螺钉直径M6定位销直径6箱盖、箱座肋厚10.20箱座深度124箱座高度140

30、十、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性. 十一、减速器的维护与保养对皮带运输机实行定期维护保养的目的是。减少机器的故障，延长机器使用寿命；缩短机器的停机时间；提高工作效率，降低作业成本。齿轮的维护（1）使用齿轮传动时，在启动、加载、卸载及换档的过程中应力求平稳，避免产生冲击载荷，以防引起断齿等故障。（2）经常检查润滑系统的状况（如润滑油的油面高度等）。油面过底则润滑不良，油面过高会增加搅油功率的损失。对于压力喷油润滑系统还需检查油压状况，油压过底会造成供油不足，油压过高则可能是因为油路不畅通所致，需及时调整油压，还