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镇江高专-螺旋输送机的传动装置设计带机械图,镇江,螺旋,输送,传动,装置,设计,机械
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1镇镇 江江 高高 专专ZHENJIANG COLLEGE毕毕 业业 设设 计计 (论论 文文) 螺旋输送机的传动装置设计Design of Transmission Device for Screw Conveyor系 名： （四号宋体） 专业班级： （四号宋体） 学生姓名： （四号宋体） 学 号： （四号宋体） 指导教师姓名： （四号宋体） 指导教师职称： （四号宋体） 摘要II摘 要本次设计是对螺旋输送机的设计。在这里主要包括: 螺旋输送机传动系统的设计。这次毕业设计对设计工作的基本技能的训练，提高了分析和解决工程技术问题的能力，并为进行一般机械的设计创造了一定条件。整机结构主要由电动机产生动力通过联轴器将需要的动力传递到螺杆上，螺杆通过螺旋运动将物料移动一定的位置，螺旋输送机更显示其优越性，有着广阔的发展前途。本论文研究内容：(1) 螺旋输送机总体结构设计。(2) 螺旋输送机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4) 螺旋输送机的传动系统、执行部件设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)参数化设计(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 关键词关键词: :螺旋输送机;连续运输机械;参数化设计AbstractIIIAbstractThis design is the design of screw conveyor. It mainly includes the design of screw conveyor transmission system. The graduation design of the basic skills training, improve the ability to analyze and solve engineering and technical problems, and for the design of general machinery to create a certain condition.The structure is mainly composed of the motor to generate power through the coupling will need to transfer the power to the screw, screw through screw material movement will move a certain position, screw conveyor, but also show its superiority, there are broad prospects for the development.The research content of this paper:(1) the overall structure design of screw conveyor.(2) working performance analysis of screw conveyor.(3) motor selection.(4) the transmission system and the design of the actuator of the screw conveyor.(5) the design of parts for the design, calculation and analysis.(6) parametric design(7) draw the assembly drawing and the assembly drawing of the important parts and the parts of the design parts.Key words: screw conveyor; continuous transport machinery; parametric design目录IV目 录摘 要.IIABSTRACT.III1.绪论.11.1 螺旋输送机的发展历程.11.2 螺旋输送机的类型.12.设计任务书.33.传动方案的拟定.43.1 拟定传动方案.43.2 确定减速器结构和零部件类型.44.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算.64.1 电机类型和结构形式的选择.64.2 选择电机的容量.64.3 确定电机转速.74.4 传动比分配.74.5 传动装置各轴的运动和动力参数.85.传动零件的设计计算.105.1 高速级齿轮的设计计算.105.2 低速级齿轮的设计计算.146 轴的计算.186.1 高速轴的计算.186.2 中间轴的计算.216.3 低速轴的计算.257.键连接的选择和计算.287.1 高速轴（I 轴）上键的选择及校核.287.2 中间轴（II 轴）上键的选择及校核.287.3 高速轴（III 轴）上键的选择及校核.298.滚动轴承的选择和计算.309.联轴器的选择和计算.3310 螺旋输送机的安装调试及维护.3410.1 螺旋输送机的安装调试.3410.2 螺旋输送机的使用维护.35总 结.37目录V参考文献.38致 谢.391.绪论11.绪论1.1 螺旋输送机的发展历程中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的基础；17世纪中叶，开始应用架空索道输送散状物料；19 世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。 螺旋输送机的发展，分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送机两种型式的发展过程。有轴螺旋输送机由螺杆，U 型料槽，盖板，进，出料口和驱动装置组成，一般分为水平式，倾斜式和垂直式三种；而无轴螺旋输送机则将螺杆改为无轴螺旋，并在U 型槽内装置可换衬体，结构简单，物料由进料口输入经螺旋推动后由出料口输出，整个传输过程可在一个密封的槽中进行。一般来讲，我们平常所指的螺旋输送机都指有轴型式的螺旋输送机。而对许多输送比较困难的物料，人们一直在寻求一种可靠的输送方法，而无轴螺旋输送机则是一种较好的解决方法1。GX 型螺旋输送机是出现较早的一种螺旋输送机，也是我国最早定型生产的通用性生产设备。GX 型螺旋输送机的优点主要是，其头尾部轴承移至壳体外，具有防尘密封性好，噪声低，适应性强，操作维修方便，进、出料口位置布置灵活等;缺点是动力消耗大，机件磨损快，物料在运输时粉碎严重。型螺旋输送机是在 GX 型输送机的基础上修改设计的新一代螺旋输送机， 型螺旋输送机特点是结构新颖，性能可靠，技术指标先进，适用范围广泛，节能降耗显著。总体而言，该机头部和尾部轴承移到壳体外部，消除了由于密封不严漏料而降低轴承寿命的可能性；中间吊轴承采用滚动、滑动可以互换的两种结构，均设防尘密封装置，密封性强，耐磨性好；螺旋叶片的表面涂有耐磨材料，增强了叶片的耐磨性；传动部分采用摆线针轮减速机，使得整机噪音低，适应性强，操作维修方便。1.2 螺旋输送机的类型(1)螺旋输送机的类型有水平固定式输送机、垂直式螺旋输送机。(2)螺旋输送机的螺旋叶片有实体螺旋面型、带式螺旋面型及叶片螺旋面型三种如图 2-1。实体螺旋面称为 S 制法，其螺旋节距 GX 型为叶片直径的 0.8 倍，型适用于输送粉状和粒状物料。带式螺旋面又称 D 制法，其螺旋节距与螺旋叶片直径相同，适用于输送粉状即小块物料。叶片式螺旋面应用较少，主要用于输送粘度较大和可压缩性物料，在输送过程中，同时完成搅拌、混合等工序，其螺旋节距约为螺旋叶片直径的 1.2 倍2。镇江市高等专科学校毕业设计（论文）2(a)实体螺旋面型； (b)带式螺旋面型； (c)、(d)叶片螺旋面型图 2-1 螺旋叶片的形式(3)螺旋输送机的螺旋叶片分为左旋与右旋两种旋向。(4)、GX 型螺旋输送机物料出口端，应设置 1/21 圈反向螺旋片，防止粉料堵塞端部轴承，在出口管上端无螺旋片。2.设计说明书32.设计任务书1、设计题目 螺旋输送机的传动装置设计2、主要内容：原始数据：螺旋输送机的工作轴转矩：700Nm;螺旋输送机的工作轴转速：60r/min.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10 年，两班制工作，输送机工作转速允许误差5%。3.传动方案的拟定43.传动方案的拟定机器一般由原动机、传动机、工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并籍以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承和机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大的比例，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。3.1 拟定传动方案根据设计要求，拟定了如下两种传动方案：一种方案是电机-联轴器-减速器-螺旋输送机；一种方案是电机-带轮-减速器-联轴器-螺旋输送机。考虑到电机输出转度较大而工作所需要的转速较低，他们之间存在较大的减速比，这样会大大增加减速器的结构尺寸和材料使用。选定方案一电机-联轴器-减速器-螺旋输送机其布置形式如图 3.1 所示。 图 3.1传动方案：电机-带轮-减速器-联轴器-螺旋输送机3.2 确定减速器结构和零部件类型（1）选定减速器传动级数3.传动方案的拟定5传动级数根据工作机转速机要求，由传动件类型、传动比以及空间位置尺寸要求而定。在本传动方案中，选择圆柱齿轮传动，为了使机构尺寸和重量较小，当减速器传动比 i 大于 8 是，宜采用二级以上齿轮传动型式。考虑到降速有一定的降速能力，本机构选用二级齿轮减速器。（2）选定齿轮类型选定直齿轮（3）选定轴承类型和布置形式 一般减速器都用滚动轴承，大型减速器也用滑动轴承的。轴承类型由载荷和转速决定。考虑到本次设计当中，轴承所受载荷不是很大，且受到一定的轴向力，选角接触球轴承较为合理。在确定轴承的布置时，考虑同一轴线上的两个安装孔能够一次加工完成和轴的轴向精度要求不高，轴承采用面靠面布置。（4）决定减速器机体结构通常没有特殊要求是，齿轮减速器机体都采用沿齿轮轴线水平剖分的结构，以便装配。（5）选择联轴器类型 由于本机构只需要在低速级安装联轴器，所以选择可移式刚性联轴器。4.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算64.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算4.1 电机类型和结构形式的选择由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的 Y 系列三相笼型异步电机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于启动性能较好，也适用于某些要求启动转矩较高的机械，如压缩机等。在这里选择三相笼式异步交流电机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。4.2 选择电机的容量本次设计为设计不变（或变化很小）下长期连续运行的机械，只有所选电机的额功率 Ped 等于或稍大于所需的电动机工作功率 Pd,即 Ped Pd ，电动机在工作时就不会过热，通常就不必校验发热和启动力矩。电动机传动装置的运动和动力参数计算公式引自【1】第 1220 页电机所需工作功率按式（1）为 kwwdPP由式 = = = =kwwP1000Tn700 604.3989550因此 1000wdaPP设：为联轴器的效率。=0.99联轴器联轴器对滚动轴承效率。=0.99轴承轴承为 7 级齿轮传动的效率。=0.98齿轮齿轮输送机滚筒效率。=0.96滚筒滚筒估算传动系统的总效率：工作机2322320.990.990.980.960.876联轴器轴承齿轮滚筒所需的电动机功率为：4.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算7 kw700 605.0210009550 0.876dFvP4.3 确定电机转速 卷筒工作转速为 r/min60 100060vnD 按表 1 推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器的传动比=8-40，则2i总传动比合理范围为 =8-40，故电机转速的可选择范围为i r/min840604802402dannn 符合这一范围的同步转速为 750r/min，1000r/min,1500r/min,3000r/min. 其中同步转速为 750r/min 的电动机不常用，一般尽量不选用。 根据容量和转速，由有关手册查出有两种适合的电机型号，因此有两种传动方案，如下页表 4.1。表 4.1电机转速r/min方案电动机型号额定功率kwedP同步转速满载转速1Y132M2-65.510009602Y132S-45.515001440综合考虑电机和传动装置的尺寸，重量，价格，减速器的传动比，可见第 2 中方案比较合理，因此选择电机型号 Y132S-6,其主要性能表 4.2。表 4.2型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-65.510009602.02.04.4 传动比分配 电机型号 Y132M2-6，满载时转速 nm=960r/min.(1)总传动比9601660manin镇江市高等专科学校毕业设计（论文）8(2)分配传动装置传动比： 减速器的传动比为：16aii (3)分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由经验公式： 12(1.3 1.5)ii取 121.5ii且有：21iii得 14.90i 23.27i 4.5 传动装置各轴的运动和动力参数(1）各轴转速由式(9)-(10) 轴：r/min10960mnni 轴： r/min121960195.924.90nni 轴： r/min232195.92603.27nni 卷筒轴： r/min4360nn下面 要计算 (2)各轴输入功率： 由式（12）-（15）轴： kw15.02 0.994.97ddPPP联轴器联轴器 轴： kw211214.97 0.98 0.994.82PPP轴承齿轮 轴： kw322324.82 0.98 0.994.68PPP轴承齿轮 （3）各输入转矩 由式（16-21） 电动机轴输出转矩： N.m5.029550955049.94960ddmpTn 到轴输入转矩：轴：1114.979550955049.44 .960pTN mn4.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算9轴：2224.8295509550234.95 .195.92pTN mn轴：3334.6895509550744.9 .60pTN mn运动和动力参数计算结果整理如表 4.3：表 4.3 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率 kw转速minrn转矩mNT传动比 0 轴5.0296049.941 轴4.9796049.444.90 轴4.82 195.92 234.95轴4.68 60744.93.275.传动零件的设计计算105.传动零件的设计计算5.1 高速级齿轮的设计计算1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240 HBS，二者硬度差为 40 HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）初选小齿轮的齿数，齿轮的齿数一定要互质124Z 2114.90 24=117.6ZiZ的才可以减少磨损,但是一个不是质数和一个质数的齿轮,齿轮和齿轮之间碰到的地方和相同齿相遇的啮合齿数,是和两个但是质数的齿轮是一样的，选2117Z 5）选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd）确定公式内的各计算数值（）试选 6 . 1tK（）由图 10-30，选取区域系数433. 2HZ（）由图 10-26 查得78. 0120.87 121.65（）计算小齿轮传递的转矩 1114.979550955049.44 .960pTN mn（）由表 10-7 选取齿宽系数1d（）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE（）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa（）由式 10-13 计算应力循环次数 916060 960 10 2 8 3653.4 10hNnjL （j 为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命hl 一天工作 2 班 2X8 小时，一年 365 天，工作 10 年 ） 9823.4 10 / 4.906.86 10N （）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数90. 01HNK95. 02HNK（）计算接触疲劳强度许用应力5.传动零件的设计计算11取失效概率为%，安全系数为 S=1，由式 10-12 得：MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22MPaMPaHHH25.5312/ )5 .522540(2/)(21）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td123124321()2 1.6 4.944 105.902.433 189.81 1.654.90531.2549.32ttHEtdHkTZ Zudumm（）计算圆周速度1149.32 9602.5038/60 100060 1000td nvm s（）计算齿宽 b 及模数ntm11 49.3249.32dtbdmm 11cos49.32cos141.9939524tntdmmmZ2.252.25 1.993954.4864/49.32/ 4.486410.99nthmmmb h（）计算纵向重合度903. 114tan241318. 0tan318. 01Zd（）计算载荷系数 K已知使用系数1AK根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数smv/2 . 11.11VK 由表 10-4 查得2232231.120.18(10.6)0.23 101.120.18(10.6 1 ) 10.23 1049.321.5214HddKb 由图 10-13 查得1.34FK假定，由表 10-3 查得100/AtK FN mmb4 . 1FHKK故载荷系数1 1.11 1.4 1.52142.3643AVHHKK K KK （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a 得3311/49.322.364/1.656.176ttddKKmm镇江市高等专科学校毕业设计（论文）12（）计算模数nm11cos56.176cos142.2724ndmmmZ3按齿根弯曲强度设计由式 10-17，32121cos2FSFdnYYZYKTm）确定计算参数（）计算载荷系数1 1.11 1.4 1.52142.3643AVFFKK K KK （）根据纵向重合度，从图 10-28 查得螺旋角影响系数903. 188. 0Y（）计算当量齿数113322332426.27coscos 14117128.077coscos 14VVZZZZ（）查取齿形系数由表 10-5 查得592. 21FaY22.15FaY（5）查取应力校正系数由表 10-5 查得596. 11SaY21.738SaY（）由图 10-20C 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802（）由图 1018 查得弯曲疲劳强度寿命系数85. 01FNK88. 02FNK（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaSKFEFNF57.3034 . 150085. 01115.传动零件的设计计算13MPaSKFEFNF86.2384 . 138088. 0222（）计算大小齿轮的FSaFaYY1112222.592 1.5960.01363303.572.15 1.7380.01635238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大）设计计算42322 2.3643 4.944 100.88 cos 140.016351.661 241.65nmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强nm度计算的法面模数，取2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲nm劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。156.176dmm于是有11cos56.176cos1427.2452ndZm取，则127Z 2114.90 27132.192132Zi Z4几何尺寸计算）计算中心距12()(27132)2163.912cos2cos14nZZmamm将中心距圆整为 164mm）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(27132)2arccosarccos14.18422 164nZZma因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ）计算大、小齿轮的分度圆直径1122227255.70coscos14.184132 1.5272.30coscos14.184nZ mdmmZ mdmm）计算齿轮宽度11 55.7055.70dbdmm 圆整后取；255Bmm160Bmm齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m2镇江市高等专科学校毕业设计（论文）14Z127齿数Z2132压力角nd155.70分度圆直径d2272.30齿顶圆直径1259.70276.30aadd齿根圆直径1250.70267.30ffdd中心距cos2)(21nmzza164齿 宽215560bb5.2 低速级齿轮的设计计算 1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7 级精度（GB10095-88） 3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为 40Cr（表面淬火），硬度为 48-55HRC,大齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS 4）初选小齿轮齿数，。取127Z 213.2788.29ZZ288Z 2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（10-9a）2231212.32*()tHtdHK TZudu（1）确定公式内各计算数值1）试选1.3tK 2）计算小齿轮转矩 2224.8295509550234.95 .195.92pTN mn3）由表 10-7 选取齿宽系数0.8d 4）由表 10-6 查取材料弹性影响系数12189.8EaZMp5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大lim1900HaMp齿轮的接触疲劳强度lim2650HaMp5.传动零件的设计计算156）由式 10-13 计算应力循环次数 81195.606010 2 8 3656.8927 10hNnjL （j 为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数；为工作寿命hl 一天工作 2 班 2X8 小时，一年 365 天，工作 10 年 ）187226.87 102.1 103.27NNi7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.96,.098HNHNKK8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 1lim112lim220.96 9008640.98 650637HNHaaHNHaaKMpMpSKMpMpS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算式1td得，mm212312212.32*()tHtdHK TiZdiA167.58td 2）计算圆周速度2267.58 195.921.26760 100060 1000td nmVs3）计算齿轮 b 10.8 67.5854.064dtbdmmmm 4)计算齿宽与齿高比bh模数1154.0642.052627ttdmmmz齿轮高*(2)2.25 2.05264.5685athhc mmm齿高比54.06410.675.0685bh5）计算载荷系数 K由 10-2 查得使用系数，；1AK 根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 1.18mVs 1.03vK 因为是直齿轮 所以 ； 1,1HFKK镇江市高等专科学校毕业设计（论文）16由表 10-4 用插值法查的 7 级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时 .1.426Hk由查图 10-13 得1.426Hk .1.33FK故载荷系数 =1.4691 1.03 1 1.426AVHHKKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 =70.39mm33111.46967.581.3ttkddmmk7）计算模数1170.392.60727dmmmmmZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则 m=3 4 几何尺寸计算 （1）计算中心距 12(2788) 3172.522ZZmammmm (2)分度圆直径112281264dz mmmdz mmm （3）算齿轮宽度 1dbd0.8 8164.8mmmm 圆整后取1265,60BmmBmm 5.结构设计及齿轮零件草图见附件齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m3Z127齿数Z288压力角nd181分度圆直径d22645.传动零件的设计计算17齿顶圆直径1287270aadd齿根圆直径1273.5256.5ffdd中心距12()2nzzma172.5齿 宽216065bb6.轴的计算186 轴的计算6.1 高速轴的计算输入轴上的功率114.97,n960 / minPkwr转速转矩414.9449.4 1044TNmN mm轴的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第 360385 页求作用在齿轮上的力 41122 4.944 1080055.70tantan20800505.8coscos14.184tan1348.3 tan14.184337.0tnrtatTFNdaFFNFFN初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取112A（以下轴均取此值），于是由式 15-2 初步估算轴的最小直径33min11/112 4.97/96019.38dAP nmm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 1 2d1 2d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故取 KA=1.3,则， 411.3 4.944 1064272caATK TN mm 查机械设计手册，选用 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度122dmm122dmmL42，半联轴器与轴配合的毂孔长度。30mmL 轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器1L上而不压在轴的端面上，故 的长度应该比略短一点，现取1l1L128lmm (3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并494lmm6.轴的计算19考虑右轴承的拆卸,轴段 4 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定ad431addmm（4）轴段 5 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿5d4d535dmm轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 5 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。5l50bmm548lmm齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 6 的直径, 轴肩高度,取dh1 . 007. 0,故取640dmm61.4lh65lmm 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 7 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，ad731addmm712lmm（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，155.5Lmm2125.5Lmm348.5Lmm(6)参考表 152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。01 45输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算镇江市高等专科学校毕业设计（论文）20 （）计算支承反力 在水平面上 323375.8tAXFLFNLL972.5BXtAXFFFN337.0AYaFFN（）在垂直面上132320,215.3raBAZdF LFMFNLL故505.8215.3290.5BZrAZFFFN总支承反力222222375.8337.0215.3548.8AAXAYAZFFFFN2222972.5290.51015.0BBXBZFFFN）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 2375.8 125.547162.9 .AXAXMFLN mm 47162.9 .BXAXMMN mm （）垂直面弯矩图 2215.3 1252.527020.2AZAZMFLN mm 3290.5 48.514089.3BZBZMFLN mm （）合成弯矩图 222247162.927020.254354.6AAXAZMMMN mm 222247126.914089.349184.2BBXBZMMMN mm3）计算转矩并作转矩图128.146TTN m6作受力、弯距和扭距图联轴器:由式，191446847.4186(253) 10TMPapd hl 查表，得 ，键校核安全MPap120100pp齿轮: 19444 28.14614.530 7 (458) 10TMPapd hl 查表 62，得 ，键校核安全100 120MPappp8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故 c 截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力6 . 06.轴的计算21221() /14.7caAMTWMPa由表查得，故安全MPa6011ca9校核轴承和计算寿命（）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷2222215.3375.8433.1ArAZAXFFFN轴向载荷337AaaFFN由，在表取 X0.56。相对轴向载荷为/0.778AaArFFe，在表中介于 0.0400.070 之间，对应的 e 值为0337.00.04277880aFC0.240.27 之间，对应 Y 值为 1.81.6，于是，用插值法求得，故。(1.8 1.6) (0.070.0427)1.61.7820.070.04Y0.56,1.782XY由表取则，A 轴承的当量动载荷1.2pf ，校核安全()1011.7ApArAarPfXFYFNC该轴承寿命该轴承寿命66331101014000()()306706060 14401011.7rAhACLhnP（）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷2222290.5972.51015.0BrBZBXFFFN 当量动载荷，校核安全1.2 1015.01218.0BpBrrPf FNC该轴承寿命该轴承寿命66331101014000()()175766060 14401218.0rBhBCLhnP6.2 中间轴的计算1. 中间轴上的功率224.82,n195.92 / minPkwr转速转矩2234.95TN m52.35 10.N mm求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 5212111122 2.35 101275.4272.3tantan201275.4478.5coscos14.184tan1275.4 tan14.184318.7tnrtatTFNdaFFNFFN低速小齿轮: 镇江市高等专科学校毕业设计（论文）2252212222 2.35 103295.981tan3295.9 tan201199.6trtnTFNdFFaN初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取，于是由式 152 初步估算轴的最小直径112A33min22/112 4.82/195.9232.57dAPnmm这是安装轴承处轴的最小直径1d4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号 7208 的角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 407220dDB19.5rCKN11.5rCKN故。轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相同,故取，1730ddmm1716llmm，2636adddmm2620llmm( 2 )轴段 3 上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取3d2d。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段340dmm3 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取3l175bmm。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度370lmm,取,故取dh1 . 007. 0444dmmhl4 . 14mml64( 3)轴段 5 上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取5d6d。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段540dmm5 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取5l45bmm。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度541lmm,取,故取。dh1 . 007. 0444dmmhl4 . 14mml64取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，163Lmm262Lmm351Lmm（4）参考表 152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。01.2 45中间轴的结构布置中间轴的结构布置6.轴的计算235.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力： 在水平面上 13223123()2514.3ttAXFLFLLFNLLL 1318.7AYaFFN 122057.0BXttAXFFFFN在垂直面上：2131223123()20,1080.7rarBAZdF LFFLLMFNLLL 故 12597.4BZrrAZFFFFN镇江市高等专科学校毕业设计（论文）24总支承反力：2222222514.3318.71080.72755.2AAXAYAZFFFFN22222057.0597.42142.0BBXBZFFFN2)计算弯矩在水平面上：132057.0 51104907.BXBXMFLN mm212514.3 63158372.9 .AXAXMFLN mm11104907.XBXMMN mm22158372.9 .XAXMMN mm在垂直面上：1330467.4 .BZBZMFLN mm213158552.8 .2BZBZadMFLFN mm211080.7 6366922.1 .AZAZMFLN mm1130467.4zBZMMN mm1158552.8zBZMMN mm2266922.1ZAZMMN mm 故 222211110490730467.4109340.0XZMMMN mm222211110490758552.8120196.7XZMMMN mm 2222222153372.366922.1167353.4XZMMMN mm3)计算转矩并作转矩图2112390TTN mm8按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取6 . 0 2222() /28.2aMTWMPa由表查得，校核安全。MPa60121a9校核轴承和计算寿命）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷222736.7ArAXAZFFFN轴向载荷318.7AaAYFFN6.轴的计算25,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6,取,故/0.12AaArFFe2 . 10 . 1pf1.0pf ()2736.7ApArAaPfXFYFN因为，校核安全。PCr该轴承寿命该轴承寿命63210()1771560rAhACLhnP）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷222142.0BrBXBZFFFN 当量动载荷，校核安全2142BpBrrPf FNC该轴承寿命该轴承寿命63210()3385060rBhBCLhnP查表 13-3 得预期计算寿命，故安全。12000hBhLL6.3 低速轴的计算 输入功率转速34.68PKW360 / minnr转矩3744.9TN m2 第三轴上齿轮受力53222 7.45 103118.2256.5tTFNdtan3118.2 tan201135.0rtnFFaN。3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径33min33/112 4.68/6047.86dAPnmm4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段 2 和轴段 7 用来安装轴承，根据，初选型号 6210 的深沟球轴承，150dmm参数基本：基本额定动载荷基本额定静载50 11030dDB52.8rCKN荷。由此可以确定：31.8rCKN 2745ddmm2725llmm（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段 3 和 6 的直径应根据 6209 的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取ad3654adddmm618lmm( 3)轴段 5 上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取5d6d。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴558dmm镇江市高等专科学校毕业设计（论文）26段 5 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取5l70bmm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度565lmm,取,故取。dh1 . 007. 0468dmmhl4 . 1447lmm(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取358lmm（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，163Lmm2110Lmm355.5Lmm（6）参考表 152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。01.2 455.轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上6.轴的计算27 0AXM1123125426.8tPBXFLFLLLFNLL940.4AXtBXFFFN在垂直面上2120,721.7rBZAZF LMFNLL故1135721.7413.3BZrAZFFFN（2）计算弯矩）水平面弯矩 在 C 处，1940.4 6359425.2CXAXMFLN mm在 B 处，33249 55.5180319.5BXPMF LN mm ）垂直面弯矩 在 C 处1721.7 6345467.1CZAZMF LN mm（）合成弯矩图 在 C 处222259425.245467.174823.9CCXCZMMMN mm在 B 处，2180319.5BBXMMN mm（4）计算转矩，并作转矩图 (CD 段)3373.869TTN m7.键连接的选择和计算287.键连接的选择和计算 本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作表面的压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核。假定载荷在键的工作平面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（6-1）为：1023ppkldT 式中：T-传递的转矩，单位 N.mm; k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处 h 为键的高度， mm;l-键的工作长度， mm,圆头平键 l=L-b，平头平键 l=L,这里 L 为键的公称长度，mm;b 为键的宽度，mm; d-轴的直径，mm; -键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见表 6-2。p键的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第 103108 页7.1 高速轴（I 轴）上键的选择及校核 对于 I 轴上的联轴器与轴的链接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键链接，根据 d=35mm 查参考书【2】P106 选用普通平键型；.63810Lhb 键，轴的材料为钢，带轮轮毂的材料为铸铁，由表 6-2 查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度 l=L-b=63-MPap6050MPap5510=53mm,键和轮毂槽的接触高度 k=0.5h=0.5*8=4mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得，MPaTTIi3105 .95MPaMPakldTpp55741.2535534105 .95210233 键的强度足够。7.2 中间轴（II 轴）上键的选择及校核 轴 II 上有两个相同的键，且在两处轴径相同，那么只需要对轴径小处的hb键进行校核即可。根据 d=50mm 查参考书【2】P106 选用普通平键型；和，只需对50810Lhb80914Lhb50914Lhb的键进行校核。7.键连接的选择和计算29键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表 6-2 查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度 l=L-b=50-MPap120100MPap11014=36mm,键和轮毂槽的接触高度 k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得，MPaTTIIi31038.301MPaMPakldTpp110415.7450365 . 41038.301210233 键的强度足够。7.3 高速轴（III 轴）上键的选择及校核 高速轴上有两处要进行键的选择和校核。两处的直径分别为50mm、60mm，但是为了加工和安装方便，按直径小处选择键宽和键高。根据d=50mm 查参考书【2】P106 选用普通平键型；和100914Lhb，对两处的键都要进行校核。70914Lhb键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表 6-2 查的许用挤压力在，取其中间值，。MPap120100MPap110L=100mm 的键，其工作长度 l=L-b=100-14=86mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式MPaTTIIIi31048.704（6-1）可得，MPaMPakldTpp110814.7250865 . 41048.704210233 键的强度足够。键的工作长度 l=L-b=70-14=56mm,键和轮毂槽的接触高度 k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得，MPaTTIIIi31048.704MPaMPakldTpp110185.9350565 . 410814.704210233 键的强度足够。8.滚动轴承的选择和计算308.滚动轴承的选择和计算 由于本减速器承受载荷较轻，确有一定的轴向力，因此选择角接触球轴承。本着节约材料的目的，在特轻系列中选择 7200C 系列。再根据轴径，查参考书【1】第 P122 页最终选择轴承类型。本减速器中所选三对轴承分别为,7208C,7212C.现在只对 7208C 轴承的使用寿命系数进行计算，其他轴承类似。轴承的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第 307342 页 查参考书【1】第 P122 页可知 7208C 的动载荷系数，静载荷系NC41058. 2数为,按查考书【2】P318 页取轴承预期寿命。NC401005. 25000hLh的图 8.1 轴承的受力情况 1.求两轴承所受到的径向载荷,.rAFrBF 由前面 I 轴的计算可知,，,NRAy594.970NRAz332.1349NRBy399.2220，由此可得NRBz74.1605NRRFAzAyrA152.1662)332.1349(594.9702222NRRFBzByrB177.274074.1605399.22202222 2.求两轴承的计算轴向力,aAFaBF 对于 7000C 型轴承，按表 13-7 查得轴承派生轴向力，其中 e 为表 13-5rdeFF 中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向力未知，故先初选 e=0.46,0CFaaF因此可估算， NFFrAdA590.764152.166246. 046. 0NFFrBdB481.1260177.274046. 046. 0 按式（13-11）得 NFFFdBaeaA175.2074481.1260694.813NFFdBaB481.1260101179. 01005. 2175.207440CFaA8.滚动轴承的选择和计算31061487. 01005. 2071.109640CFaB 由表 13-5 仿例题 13-1 进行插值计算，得464. 01e434. 02e再计算NFeFrAdA238.771152.1662464. 01NFeFrBdB237.1189177.2740434. 02NFFFdBaeaA931.2002237.1189238.771NFFdBaB237,1187101179. 01005. 2175.207440CFaA061487. 01005. 2071.109640CFaB 与同组其他数据相比较，两次计算结果的值相差较小，因此确定0CFa464. 01e，434. 02eNFaA931.2002NFaB237,11873.计算轴承的当量动载荷和1P2P因为 1205. 1152.1662931.2002eFFrAaA24332. 0177.2740237.1187eFFrBaB 由表 13-5 分别进行查表或插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承 A ，44. 0AX217. 1AY 对轴承 B ，1BX0BY 因轴承运转有轻微冲击载荷，按表 13-6，取，则2 . 11pf1 . 1pf)(aAArAApAFYFXfPN805.3485)931.2002217. 1152.166244. 0(1 . 1)(aBBrBBpBFYFXfPN195.3014)237.11870177.27401 (1 . 11. 验算轴承寿命因为，所以按轴承 A 的受力大小验算，n=576r/min21PP 3461611732)805.34851058. 2(5766010)(6010hhLhPCnL所选轴承满足寿命要求镇江市高等专科学校毕业设计（论文）32 减速器的工作寿命为五年，其总工作时间为，hT2400030082取得较小，因此在一到两年就必须的更换一次轴承。hLh800011732hhLhL9.联轴器的选择和计算339.联轴器的选择和计算1. 类型选择根据本减速器的设计，只需要在低速输出轴和带式运输机之间按装联轴器，由于载荷有轻微震动，根据参考书【2】P343 至 P352 对联轴器的种类和结构的介绍，选用弹性柱销联轴器。2. 计算载荷公称转矩 mNnPT.46.26703.5705.941055. 91055. 966 查 1 表 14-1 的,故由参考书【2】P35 式（14-1）得计算转矩为5 . 1AKmNTKTAca.379.1005246.6705 . 13. 型号选择在参考书【1】中查得 LH4 型弹簧柱销联轴器的选用转矩 1250N.m，许用最大转速为4000r/min ，轴径为 4063mm 之间，故合用。根据轴的直径选择轴孔直径为 50,轴孔长度为 112 的 LH4 型弹簧柱销联轴器.10 螺旋输送机的安装调试及维护3410 螺旋输送机的安装调试及维护10.1 螺旋输送机的安装调试螺旋机的安装机器安装的正确性，是以后使用情况良好的先决条件，螺旋机在使用地点的安装必须妥善的进行，并满足技术条件的要求12。 螺旋机安装基础至少应在螺旋机正式安装以前 20 天浇灌完成,该基础应能可靠地支承输送机并保证不同地基过小而发生螺旋机下沉和额外的变化,保证螺旋机在运转时具有足够稳定性。 螺旋机在安装以前必须将那些在运输中或卸箱时粘上的尘垢的机件加以清洗。 相邻机壳法兰石应连接平整、密合，机壳内表面接头处错位偏差不超过2mm。 机壳法兰间允许垫石棉调整机壳和螺旋长度的积累误差。 螺旋体外径与机壳间的间隙应符合表 3-1 规定，最小间隙不得少于表中规定数值的 60%，需要大间隙，按用户要求制作。表 10-1 螺旋体外径与机壳间的间隙螺旋公称直径 D10016025031540050063080010001250间隙7.51012.51520螺旋机的调整 螺旋机各中间悬吊轴承应可靠地固定在机壳吊耳上,与相邻螺旋联连后螺旋转动均匀,没有被卡住现象，安装时可在吊轴承底座与机壳吊耳间加调整垫片以保证各吊轴承同轴安装后螺旋体轴线的同轴度应符合表 32 规定。表 102 螺旋体轴线的同轴度螺旋机长度(m)315153030505070同轴度(mm)3.04.05.05.0 螺旋机主轴与减速电器的同轴度应符合 GB1184-80形状和位置工差,未注公差的规定附表 4 中 10 级的规定。 螺旋机的各底座在机壳装妥后，均应使之着实后再拧紧地脚螺钉。10 螺旋输送机的安装调试及维护35 所有联结螺钉均应拧紧至可靠的程度。 进出料口现场安装应使进出料口的法兰支承面与螺旋机的本体轴线平行，与相连接的法兰应紧密贴合，不得有间隙。 螺旋机装妥后应检查各存油处是否有足够润滑油，不够则加足之，其后进行无负载试车；在连续进行 4 小时以上运转后，检查螺旋机装配的正确性，发现不符合条件的应即停车，处理后再运转，直至处于良好运行状态为止12。10.2 螺旋输送机的使用维护螺旋输送机是用来输送粉状、粒状、小块状物料的一般用途的输送设备，各种轴承均处于灰尘中工作，因此在这样工况条件下的螺旋机的合理操作与保养就具有更大的意义，螺旋机的操作和保养主要要求如下12：螺旋机应无负载起动，即在机壳内没有物料时起动，起动后方能向螺旋机给料。螺旋机初始给料时，应逐步增加给料速度至达到额定输送能力，给料应均匀，否则容易造成输送物料的积塞，驱动装置的过载，使整台机器早日损坏。为了保证螺旋机无负载起动的要求，输送机在停车前应停止加料，等机壳内物料完全输尽后方可停止运转。被输送物料内不得混入坚硬的大块物料，避免螺旋卡死而造成螺旋机的损坏。在使用中经常检视螺旋机各部位的工作状态，注意各紧固机件是否松动，如果发现机件松动，则应立即拧紧螺钉，使之重新紧固。应当特别注意螺旋管与联接轴间的螺钉是否松动，如发现此现象应立即停止，并矫正。螺旋机的机盖在机器运转时不应取下，以免发生事故。螺旋机运转中发生不正常现象均应加以检查，并消除，不得强行运转。螺旋机各运动机件应经常加润滑油。驱动装置的减速器应按其说明书要求润滑。 螺旋机两端轴承箱内用锂基润滑脂，每半月注入一次约 5 克。螺旋机吊轴承，选用 M1类别，其中 80000 型轴承浸在融化了润滑脂中，与润滑脂一道冷却，重新装好后使用；如尼龙密封圈损坏应及时更换，使用一年，用以上方法再保养一次，可获良好效果。螺旋机吊轴承，选用 M2类别，每班加注润滑脂，每个吊轴承瓦注脂约 5 克，高温物料应使用 ZN2钠基润滑脂GB492-77，采用自润滑轴瓦，也应加入少量润滑脂。提高螺旋叶片耐磨性的措施镇江市高等专科学校毕业设计（论文）36螺旋输送器的寿命取决于螺旋叶片的耐磨性螺旋叶片磨损最严重的地方是它的顶部磨损主要是磨粒磨损
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