機械設計課程設計螺旋式輸送機傳動裝置

1、機械設計課程設計學 院：材料科學與工程學院班 級：焊 接 一 班姓 名：徐世洋指導老師：魏 書 華時 間：目 錄一、設計任務書3二、題目分析4三、電動機的選擇5四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算8五、閉式齒輪傳動的設計計算11六、軸的設計計算22七、滾動軸承的選擇及計算30八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算32九、潤滑與密封33十一、參考文獻34一、 機械設計課程設計任務書題目：設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。輸送機工作轉速的容許誤差為±5%。 （一）、設計內容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算

2、3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫(二)、設計任務1.繪制設計草圖一張，（A1或A2）2.繪制圓柱齒輪減速器裝配圖1張，A1；3.繪制大齒輪零件圖和輸出軸零件圖各一張，A3；4.設計說明書一份.(三)、設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫2、 題目分析（一）總體布置簡圖(二)、工作情況：工作有輕振，單向運轉(三)、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率P (kW) ：輸送機

3、工作軸上的轉速n (r/min)：輸送機工作轉速的容許誤差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2三、電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據(jù)機械設計課程設計14表2-4式中：1、2、 3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒

4、輪傳動的傳動效率。取=，0.97，.9、則：總×4×××所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =4.1 (kw)總Pd=4.1(kw)計 算 及 說 明結 果 3、確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： n【（1-5%）（1+5%）】×r/min r/min根據(jù)機械設計課程設計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=18。故電動機轉速的可選范為 Nd=a× n =(618)× =3751125 r/min則符合這一范圍的

5、同步轉速有：1000r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-41500144065012002Y132M2-6100096080015003Y160M2-875072012402100綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格nw85.594.5 r/min Nd=5301620 r/min計 算 及 說 明結 果 和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外

6、形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n=960/=ia=1計 算 及 說 明結 果計 算 及 說 明結 果 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉速： 軸：n

7、= nm=960（r/min）軸：n= n III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i 0（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1×0.99=5.247（KW）軸： P= P×12= P×2×3××0.97=5.04（KW）III軸： P= P·23= P·2·4××0.99=4.94（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5=4.54（KW）n=960（r/min）n= nr/minr/minP=5.247（KW）P=

8、5.04（KW）P=4.94（KW）PIV=4.54（KW）計 算 及 說 明結 果 （3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×=52.72 N·m軸： T= Td·01= Td·1×0.99=52.2 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3×××·mIII軸：T = T·2·4=174.9 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0

9、3;2··m（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P××P= P××P = P××（5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T××0.99=51.68 N·mT = T××·mT = T××·mT Td =52.72 N·mT=52.2 N·m·mT=174.9 N·m·mPPPTN·mTN

10、·mTIII=173.15 N·m計 算 及 說 明結 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉矩T （N·m）轉速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸9601軸960軸軸3輸送機軸五、閉式齒輪傳動的設計計算(一)、減速器內傳動零件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=21×3.6=75.6

11、取Z2=76Z1=21Z2=76計 算 及 說 明結 果由表10-7選取齒寬系數(shù)d=·（u+1）·（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1)2) 計算小齒輪傳遞的轉矩×106×P/n1×106××104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)4)5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×960×1×（2×8×300××1

12、09×1087) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)×104N·mm×109×108計 算 及 說 明結 果 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得H1×600MPa558MPaH2×（4）、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=2) 計算圓周速度v=3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×mt=2.33 mm×4) 計算載荷系數(shù)K 已知工作有輕振，所以取KA=1.25，根據(jù)v=2.5m/s,8級精度，由圖10；H1558MPad1t49.06

13、mm計 算 及 說 明結 果由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH由圖1013查得KF直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH××1×5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=6) 計算模數(shù)m m =mm=2.37 mm（5）按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為 m1） 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KF*KF××1×B. 查取齒型系數(shù)mmm=2.37 mm計 算 及 說 明結 果C. 查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=

14、1.56；Ysa2=1.762 D. 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）F= F1=428Mpa E. 計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。（6）、設計計算m對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=49.90mm，算出小齒輪齒數(shù) 1=428Mpa=mm=2mmZ1=25計 算 及 說 明結 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3.6x25=90（7）、幾何

15、尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×90=180mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mmc) 計算齒輪寬度b= d1·d=50 取B2=50mm B1=55mm （8）、結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖10-39（機械設計）（二）、減速器外傳動件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為

16、190HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=72 取Z2=90d1=50 mmd2=180mma=115 mmB2=50mm B1=55mmZ1=26u=3 Z2=72計 算 及 說 明結 果（3）確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-20得=450Mpa, =380MpaB: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60××1×（2×8

17、×300××108N2=N1×108×108查圖1019得kHN1=0.96,kHN2C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2（4）初步計算齒輪的主要尺寸N1×108N2×108計 算 及 說 明結 果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1026）試算，即 dt確定各參數(shù)值1)2) 計算小齒輪傳遞的轉矩×106×P/n3×106××104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)4）試算小齒

18、輪分度圓直徑d1tdt = 5）計算圓周速度 v=因為有輕微震動，查表10-2得KA=1.25。根據(jù)v=0.67m/s,8級精度，由圖10；×104N·mmdt計 算 及 說 明結 果 取故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH××1×=1.545 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1= mm7） 計算大端模數(shù)m m =mm=1.94 mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式(1023) mn確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 由表10-9查得KHbe=1.25 則KF KHbeK=KAKVKFKF×

19、5;1×2）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)dd計 算 及 說 明結 果因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中 查表10-5 齒形系數(shù)應力修正系數(shù)3）計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算mn =對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.812并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=50.34mm，算出小齒輪齒數(shù) =mnZ1=25計 算 及 說 明結 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3x25=75（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×75=150mm2)計算

20、錐距R=3)計算齒輪寬度b= R·R 取B2=30mm B1=25mm六、軸的設計及校核計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=5.25 KW 轉速為nI=960r/min根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150mmR=B2=30mm B1=25mmd計 算 及 說 明結 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=50mm而 Ft1=Fr1=Ft圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方

21、案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取=22mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TI×Nm，查標準GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑D1=24mmL1=50mm計 算 及 說 明結 果 取30mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆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)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段

22、，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=45mm，長度取L4右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為54mm，分度圓直徑為50mm，齒輪的寬度為55mm，則，此段的直徑為D5=54mm，長度為L5=55mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=45mm 長度取L6 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為

23、D7=35mm，長度L7=20mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0D2=30mmL2=74mmD3=35mmL3=20mmD4=45mmD5=54mmL5=55mmD6=45mmD7=35mm，L7=18mmRA=RB計 算 及 說 明結 果 那么RA=RB2） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖3） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mp

24、a 則：RA=RB 376.2 N計 算 及 說 明結 果 e= MeC2/W= MeC2·D43)××453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD·D13)××243)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI 轉速為nI=根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d

25、2=180mm而 Ft1=1963NFr1=Ft圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。dFt1=1963N計 算 及 說 明結 果 3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取32mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×T×N.m，查標準GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,

26、根據(jù)軸承端蓋的裝拆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)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則D1=32mmL1=80D2=40mmL2=74mm計 算 及 說 明結 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=41mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為180mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L

27、4=48mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=56mm ,長度取L5=6mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=60mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長度L7=19mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB4） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖D3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=48mmD5=56mmL5=6mm D6=60m

28、mL6= 20mmD7=45mm，L7=19mmRA=RB計 算 及 說 明結 果5） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2·D43)計 算 及 說 明結 果計 算 及 說 明結 果 七、滾動軸承的選擇和壽命計算根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=2×8×300×5=24000小時（1）初步計算當量動載荷P（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號預期壽命足夠此軸承合格（1）初步

29、計算當量動載荷P計 算 及 說 明結 果 （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號預期壽命足夠此軸承合格二、 聯(lián)連軸器的選擇（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器或凸緣聯(lián)軸器。 （2）載荷計算計算轉矩TC2=KA×T×176.67=229.67Nm， TC1=KA×T×51.68=67.19Nm，（3）型號選擇根據(jù)TC2，軸徑d2，軸的轉速n2， 查標準GB/T 50141985，輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉矩T=315Nm, 許用轉速n=5600r/m ,故符合要求

30、。根據(jù)TC1，軸徑d1，軸的轉速n1， 查標準GB/T 58431985，輸入軸選用YL6型凸緣聯(lián)器，其額定轉矩T=100Nm, 許用轉速n=5200r/m ,故符合要求。8、 鍵連接的選擇和校核計算1. 輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=50mm   L3=48mm   T  查手 冊  選用A型平鍵 A鍵  16×10  GB1096-2003  L=L1-b=48-16=32mm 根據(jù)課本（6-1）式得 p=4 T/(dhL)  =4××1000/（16×10×32）   < R (150Mpa) 2. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=24mm  L2=50mm  T=51.68Nm 查手冊  選C型平鍵 GB1096-2003 B鍵