螺旋輸送機課程設計

1、機械設計基礎A課程設計說 明 書題 目 名 稱： 螺旋輸送機傳動傳動系統(tǒng)設計 學 院（部）： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 朱勇 班 級： 1205 學號： 指導教師姓名： 江湘顏 評 定 成績： 目 錄1 設計任務書.12 電動機的選擇與運動參數(shù)的計算.3 2.1電動機的選擇.3 2.2傳動比的分配.3 2.3傳動裝置的運動參數(shù).43各齒輪的設計及計算.5 3.1、圓柱斜齒輪的減速設計.5 3.2、圓錐齒輪的減速設計.104 軸的設計計算.14 4.1、輸入（高速）軸的設計.14 4.2、輸出（低速）軸的設計.205 軸承的選擇及計算.26 5.1、輸入軸

2、的軸承設計計算.26 5.2、輸出軸的軸承設計計算.266 聯(lián)軸器的選擇.277 潤滑與密封.278 其它附件的選擇.279 設計小結.2910 參考文獻.30一、設計任務書傳動系統(tǒng)圖：螺旋輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-單級圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-開式圓錐齒輪傳動；6-螺旋輸送機原始數(shù)據(jù)：輸送機工作主軸功率 輸送機工作軸轉速 n=120r/min工作條件：螺旋輸送機連續(xù)運行、單向轉動，啟動載荷為名義載荷的1.25倍；工作時有中等沖擊；螺旋輸送機主軸轉速 n的允許誤差；二班制（每班8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為2-3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380

3、/220V。2、 電動機的選擇與運動參數(shù)的計算2 1電動機的選擇 確定電動機的額定功率 確定傳動的總效率；其中、分別為聯(lián)軸器、一對錐齒輪、一對圓柱齒輪、球軸承的效率。查表可得： ， 工作時，電動機的輸出功率為： KW由表12-1可知，滿條件的Y系列三相異步電動機額定功率應取為5.5KW。 、電動機型號的選擇由機械設計課程設計表3-2可知：單級圓柱斜齒輪的傳動比為3-5；開式圓錐齒輪的傳動比為2-4；則總傳動比的范圍為6-20。所以電動機的轉速范圍為600-2000r/min。初步選擇同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，由表12-1可知，對應于額定功率為5.5KW的電動機型

4、號分別為Y132S-4型和Y132M2-6型，再根據(jù)表12-2中型號比較，選擇Y132S-4型較為合理。Y132S-4型三相異步電動機的額定功率=5.5KW,滿載轉速，同步轉速為1500r/min，電動機中心高為132mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器的直徑和長度分別為D=38mm和E=80mm。2.2傳動比的分配 、總傳動比計算由題目給定參數(shù)可知輸送機工作軸轉速， 、傳動比的分配根據(jù)機械設計課程設計表3-2可知：單級圓柱齒輪減速器的傳動比i一般為3-5，單級圓錐齒輪減速器，用于輸入軸與輸出軸垂直相交的傳動時，其傳動比一般為2-4，因此，取單級圓柱齒輪傳動比，則單級開式圓錐齒輪傳動的傳動比23傳動裝

5、置的運動參 （1）各齒輪功率的計算 對于圓柱斜齒齒輪傳動：高速軸的輸入功率：低速軸的輸入功率：對于圓錐齒輪傳動：高速軸的輸入功率：低速軸的輸入功率： (2)各軸轉速的計算對于圓柱齒輪傳動：高速軸轉速：低速軸轉速：對于圓錐齒輪傳動：高速軸轉速：低速軸轉速： （3）各軸輸入轉矩的計算對于圓柱齒輪傳動：高速軸輸入轉矩：低速軸輸入轉矩：對于圓錐齒輪傳動：高速軸輸入轉矩：低速軸輸入轉矩：軸名功率KW轉速r/min轉矩圓柱齒輪傳動高速軸14.6084144030.5626低速軸24.3807380110.0939圓錐齒輪傳動高速軸34.2502380106.8142低速軸43.9569127297.546

6、43、 各齒輪的設計及計算3.1、圓柱斜齒輪減速設計 、工況分析直齒圓柱斜齒齒輪傳動采用軟齒面閉式傳動，小齒輪用45調質，齒面硬度250HBS；大齒輪用45?；?10HBS；初選傳動精度為8級，其主要失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多一些，初選齒數(shù)；壓力角為；初選螺旋角為。 、設計原則 1、設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度計算。2、按齒根彎曲疲勞強度設計。 、設計計算 （1）確定材料許用接觸應力 由機械設計圖7-18（a）查MQ線得 。 (2)確定壽命系數(shù)。小齒輪循環(huán)次數(shù)：大齒輪循環(huán)次數(shù)：由機械設計圖7-19查得 （3)確定尺寸系數(shù),由圖7-20查得 （4）確定安

7、全系數(shù),由表7-8取 （5）計算許用接觸應力 根據(jù)式（7-22）得 （6）按齒面接觸接觸強度設計 確定上式中的各計算數(shù)值如下： 初定螺旋角；試選載荷系數(shù)；小齒輪傳遞的轉矩：由前面求得；確定齒寬系數(shù)：由教材表7-6選取齒寬系數(shù)；確定材料彈性影響系數(shù),由表7-5查得材料彈性影響系數(shù) ；確定節(jié)點區(qū)域系數(shù),由圖7-14得；確定重合度系數(shù)，由教材（7-27）計算端面重合度為軸面重合度：因，由式（7-26）計算重合度系數(shù)（7） 確定螺旋角系數(shù)（8） 計算所需小齒輪直徑 (9)確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓直徑確定使用系數(shù)：按電動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2??； 確定動載系數(shù)：計算圓周速度：故前面取

8、8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得；確定齒間載荷分配系數(shù)：齒寬初定：單位載荷：由表7-3查得。確定齒向載荷分布系數(shù)：由表7-4得計算載荷系數(shù)：按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式(7-12)得計算模數(shù)： 、齒根彎曲疲勞強度計算 由式（7-28）得彎曲強度的設計公式為（1) 由教材圖7-21（a）??； （2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；（3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)；（4）由圖7-23得尺寸系數(shù)（5） 由式（7-22）得許用彎曲應力： （6）確定計算載荷K： 初步確定齒高 由圖7-11得，計算載荷： （7）確定齒形系數(shù)： 當量齒數(shù)為 由圖7-16查得； （8）由圖7-1

9、7查得應力校正系數(shù)：； （9）計算大小齒輪的值： 大齒輪數(shù)值大。 （10）求重合度系數(shù)： 端面壓力角： 基圓螺旋角的余弦值為：當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得按式7-30計算 （11）由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)； （12)將上述各值代入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以計算出來的1.1按國標圓整為。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑，則 取，故 、齒輪的幾何尺寸計算（1） 中心距： 把中心距圓整成103mm；（2）修正螺旋角：螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修改；（3） 分度圓直徑： (4)確定齒寬：， 3.2、直齒圓錐齒輪減速設計 、工況分析 根據(jù)工作條件，減速器

10、可采用開式軟齒面?zhèn)鲃?，查?-1取小齒輪材料為40Cr鋼，調制處理，硬度;大齒輪材料為45鋼，調制處理，硬度；兩齒輪齒面硬度差為30，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。 、設計計算 （1）選齒數(shù)：??； （2）確定材料許用接觸應力：確定接觸疲勞極限，由圖7-18(a)查MQ線得 ；確定壽命系數(shù),由已知條件，取；確定尺寸系數(shù),由圖7-20查得；確定安全系數(shù),由表7-8??； 計算許用接觸應力： 根據(jù)式（7-20）得（3） 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 按式（7-35）計算接觸強度，其公式為：確定上式中的各計算數(shù)值如下：試選載荷系數(shù)；選取齒寬系數(shù)；由表7-5得材料的彈性影響系數(shù)；由圖7-14確定節(jié)點區(qū)

11、域系數(shù)；試算所需小齒輪直徑：（4） 確定實際載荷系數(shù)K與修正所計算的分度圓： 確定使用系數(shù)確定使用系數(shù)：按電動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取； 確定動載系數(shù)：計算平均圓周速度：故前面取的8級精度合理，由齒輪的速度與精度查教材圖7-7查得；確定齒間載荷分配系數(shù)：錐距：；齒寬初定：；圓周力計算：單位寬度載荷計算；查表7-11得；確定齒向載荷分布系數(shù):由表7-12取，有效工作齒寬，按式7-36計算得：計算載荷系數(shù)：；按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式7-12計算得試算模數(shù)： 、齒根彎曲強度計算 （1）按式（7-38）計算彎曲強度，其公式為：確定上式各計算的數(shù)值：由圖7-21（a）確定彎曲極限應

12、力值，??；由已知條件取彎曲疲勞壽命系數(shù)；由教材P151表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)；由教材P154圖7-23得尺寸系數(shù)；按教材P152式7-22得許用彎曲應力： 確定齒形系數(shù) ： 計算分度圓錐角： 計算當量齒數(shù)： 由教材P147圖7-16得 確定應力校正系數(shù)，根據(jù) 由教材P147圖7-17得 計算大小齒輪的 數(shù)值： 把以上數(shù)值代入公式得： 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的3.45國標圓整為，再按接觸強度計算出的分度圓直徑協(xié)調相關參數(shù)尺寸為： 錐齒輪分度圓直徑為：4、 軸的設計計算4.1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力：根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù)，計算作用在輸入軸的齒輪上的

13、力，已知： 輸入軸的轉速：， 輸入軸的功率：,輸入軸的轉矩： 高速級小齒輪分度圓直徑： 圓周力： 徑向力：4.1.2初步確定軸的最小直徑：根據(jù)教材P288式12-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)P288表12-3，取A=115，于是得：軸上需開一鍵槽，因此軸徑應增大5%至7%，即輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為使所選取的軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相匹配，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查P273表11-1，選取，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，并考慮到工作條件有中等沖擊，所以選取彈性柱銷聯(lián)軸器，查課程設計P144表16-4，選取HL3型彈性柱

14、銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為630。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結構設計：1) 擬定軸上零件的裝配方案，選用裝配方案如下圖所示：2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段軸徑和長度：a. 考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個定位軸肩，??；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，所以應取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔長，略短一點，取。b. 初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為直齒輪，只需考慮徑向力和圓周力，故選用單列深溝球軸承。參考工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄（設計書P134表15-4），初步選定深溝球軸

15、承6208，其尺寸為d×D×B=40mm×80mm×18mm，故，而。c. 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸之間采用套筒定位。前面已求得齒輪1寬50mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，故?。积X輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)高度b1.4h。取，。d. 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。e. 取齒輪距箱體內壁之間的距離a=16mm?？紤]到箱體

16、的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知齒輪輪轂L=60mm，軸承寬度B=18mm則:；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度3) 軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按由課程設計指導書P127表14-10得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽長度為36mm。同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為10mm×8mm×36mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借國度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4) 確定軸

17、上圓角和倒角尺寸： 參考教材P283表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑取R2。求軸上載荷：1) 計算軸的支反力： 垂直面： 水平面:2) 求F力在支點產(chǎn)生的反力：3) 繪制垂直面的彎矩圖： 由于 所以4) 繪制水平面的彎矩圖：由于 所以5） 求F力產(chǎn)生的彎矩圖： a-a截面F力產(chǎn)生的彎矩為：6)繪制合成彎矩圖:7)求軸傳遞的轉矩:8)求危險截面的當量轉矩: 扭切應力為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)； 9)軸的計算應力:前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由教材P281表12-1查得，因此，所以軸是安全的。輸入軸彎矩圖精確校核軸的疲勞強度：1) 判斷危險截面：截面A、B處只受扭矩作用，雖然

18、鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A、B處均無須校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載情況來看，截面C上的應力最大，截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力較大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不需要校核。截面和也顯然不比校核。有機械設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核左右兩側即可。2) 截面左側： 抗彎截面系數(shù)：

19、抗扭截面系數(shù)： 截面左側的彎矩為： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應力： 截上的扭切應力： 軸材料為45鋼，調質處理。由教材P281表12-1得： ; ; 截面上由于軸肩而形成的有效應力集中系數(shù)，由機械設計手冊查取。 因r/d=1.6/40=0.04 （D-d）/r=（45-40）/1.6=3.125 經(jīng)插值后查得 查得尺寸系數(shù) ,扭轉尺寸系數(shù),軸按車削加工，查得表面質量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為: 又由機械設計手冊查得應力折算系數(shù)。 計算安全系數(shù)值， 故可知其安全3) 截面右側 抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：彎矩及彎曲應力為：， 扭矩及扭轉切應力為：， 過盈配合處查手冊得 ,軸

20、按車削加工，查得表面質量系數(shù)為，尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)，故得綜合影響系數(shù)為所以軸在截面右側的安全系數(shù)為故該軸在截面右側的強度也是足夠的，所以設計的軸是合理的。4.2輸出（低速）軸的設計 確定軸的材料：輸出軸的材料選為45號鋼，調質。求作用在齒輪上的力： 根據(jù)輸出軸運動和低速級設計幾何參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力，已知： 輸入軸的轉速：， 輸入軸的功率：, 輸入軸的轉矩： 低速級小齒輪分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 軸向力：確定軸的最小直徑：根據(jù)教材P288式12-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)P288表12-3，取A=115，于是得：軸上需開一鍵槽，因此軸

21、徑應增大5%至7%，即輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為使所選取的軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相匹配，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查P273表11-1，選取，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，并考慮到工作條件有中等沖擊，所以選取彈性柱銷聯(lián)軸器，查課程設計P144表16-4，選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結構設計：1) 擬定軸上零件的裝配方案，選用裝配方案如下2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段軸徑和長度：a. 考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個定位軸肩，

22、取聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，所以應取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔長，略短一點，取。b. 初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為直齒輪，只需考慮徑向力和圓周力，故選用單列深溝球軸承。參考工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄（設計書P132表15-3），初步選定深溝球軸承30314，其尺寸為d×D×T=70mm×150mm×38mm，故，而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由指導書P132表15-3查得c. 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸之間采用套筒定位。前面已求得齒輪寬88.5mm，為使套筒端面

23、可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，故??；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=8.4mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)高度b1.4h。取。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，,故取。d. 取齒輪距箱體內壁之間的距離a=16mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知齒輪輪轂L=58mm，軸承寬度T=38mm則:至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度3) 軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)

24、接。按由課程設計指導書P127表14-10得平鍵截面b×h=22mm×14mm，鍵槽長度為80mm。同時為了保證齒輪與軸配合具有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm×11mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借國度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4) 確定軸上圓角和倒角尺寸： 參考教材P283表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑取R2。求軸上載荷:1) 計算軸的支反力： 垂直面： 水平面:2) 求F力在支點產(chǎn)生的反力：3) 繪制垂直面的彎矩圖：4) 繪制水平面的彎矩圖：

25、由于 所以5) 求F力產(chǎn)生的彎矩圖: a-a截面F力產(chǎn)生的彎矩為：6) 繪制合成彎矩圖:7) 求軸傳遞的轉矩:8) 求危險截面的當量轉矩: 扭切應力為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)9) 軸的計算應力: 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由教材P231表12-1查得，因此，所以軸是安全的。輸出軸彎矩圖五 軸承的選擇及計算根據(jù)條件，按每年工作300天計算 , 軸承預計壽命=2×8×300×8=384000小時。 5.1.輸入軸的軸承設計計算：1) 初步計算當量動載荷： 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值：查教材表10-7、表10-8，可得3) 選擇軸承型號： 查指導書P134表15-4初選6208軸承， Cr=22.8KN,Cor=15.8KN因此預期壽命足夠，此軸承合格。 5.2.輸出軸的軸承設計計算:1) 初步計算當量動載荷： 因該軸承在此工作條件下受到徑向力和軸向力作用，所以2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值：3) 選擇軸承型號： 查課程設計指導書P132表15-3初選30313軸承， Cr=185KN,Cor=142KN因