任鹏杰毕业设计说明书 - 副本 (4)

1、晋 中 学 院 本科毕业论文（设计）题 目： 物料输送机传动系统设计及三维建模 学 院： 机械学院 专 业： 机械设计制造及其自动化（师范） 年级： 10级师本一班 姓 名： 任鹏杰 指导教师： 解占新 完成日期： 2014.05.18 物料输送机传动系统设计及其三维建模 学生姓名：任鹏杰 指导教师：解占新摘要: 该物料输送机传动系统的传动路线为：电动机连轴器蜗轮减速器开式齿轮传动链传动带式运输机。其传动比主要集中在蜗轮减速器上，设计重点也主要在蜗轮减速器上，同时也要兼顾开式齿轮传动和链传动的设计及其各个部件之间的协调，还要考虑各个传动部件的轴向和径向定位、润滑、密封、散热、加工工艺、啮合方式

2、等。对各个部件进行三维建模和运动仿真可以及时反馈一些设计错误和缺陷并加以改正和改善，从而实现优化设计。关键词：蜗轮减速器 开式齿轮传动 链传动 三维建模 THE DESIGN OF TRANSMISSION SYSTEM OF MATERIALS CONVEYOR AND ITS THREE-DIMENSIONAL MODEL-BUILDING Authors Name:Ren Pengjie Tutor:Xie Zhanxin ABSTRACT： The transmission route of this transmission system of materials conveyor

3、is consisted of 6 parts:electric motor，shaft coupling,worm gear reducer,exposed gear transmission,chain drive and belt-conveyor.Its transmission ratio is mainly concentrated on worm gear reducer,so does the emphasis of the design.Meanwhile,the design of exposed gear transmission and chain drive and

4、the coordination of these parts should be considered. Furthermore,the position in both axial and radial direction among the transmission parts,lubrication,enclosing,heat dissipation,manufacture process,engagement system and so on should also be taken into account.The three-dimensional model-building

5、 and movement simulation can give some feedback in time,such as the errors and defaults in the design process.And by correcting the errors and improving the defaults,we can optimize the design. KEYWORDS：worm gear reducer exposed gear transmission chain drive three-dimensional model-building 目 录1 设计要

6、求12 传动系统方案设计23 传动系统的总体设计23.1 电动机的选择23.2 计算总传动比和各级传动比的分配33.3 传动装置各轴的的运动和动力参数计算44 蜗轮减速器传动零件的设计计算55 蜗杆减速器轴及轴承装置的设计105.1 蜗杆轴最小直径与联轴器的确定115.2 轴承的选择与轴承的寿命计算115.3 键的选择与键连接的强度计算12 5.4 蜗杆轴的设计和强度校核13 5.5 蜗轮轴的设计176 箱体的设计计算186.1 箱体的结构形式和材料186.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系187 减速器其他零件及附件的选择198 蜗杆减速器的润滑219 开式齿轮的设计计算229.1 开式齿轮传动

7、设计229.2 开式齿轮的设计计算与强度校核229.3 开式齿轮的结构设计数据2610 链传动的设计计算27参考文献29 1 设计要求 (1)设计任务 设计物料输送机传动系统并进行三维建模。传动系统机构简图如下： (2) 毕业设计要求及原始数据输送带工作拉力F=7.0KN, 输送带工作速度v=6.5m/min，滚筒直径D=350mm,每日工作8小时，使用折旧期5年。1）工作情况:连续单向运转,载荷较平稳;2）工作环境:室内,灰尘较大,环境最高温度35;3）滚筒效率:(包括滚筒与轴承的效率损失);4）动力来源:电力,三相交流,电压380/220V;5）检修间隔期:4年1次大修,2年1次中修,半年

8、1次小修;6）制造条件及生产批量:一般机械厂生产制造,小批量;7）输送带允许工作速度误差为±5%。 2 传动系统方案设计 根据要求设计物料输送机传动系统，传动路线为：电机连轴器蜗轮减速器开式齿轮传动链传动带式运输机。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。该蜗轮减速器的结构包括电动机、蜗杆轴、蜗轮轴、箱

9、体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。 3 传动系统的总体设计 3.1 电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为 . 由机械设计课程设计指导书表9.1可知：联轴器 0.99：轴承 0.98：双头蜗杆传动 0.75 ：开式齿轮传动 0.94：滚子链传动 0.96：卷筒的效率 0.96所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速 单级蜗杆减速器传动的传动比，开式圆柱齿轮传动的传动比,链传动传动比范围为，而工作机卷筒轴的转速为 所以电动

10、机转速的可选范围为： 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电动机型号为Y100L-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y100L-61.5940 2.0 2.0 3.2 计算总传动比和各级传动比的分配 （1） 计算总传动比 （2） 各级传动比的分配 该传动系统由蜗杆传动、开式齿轮传动、链传动组成，故传动比主要集中在蜗杆上，由机械设计第13章13.3.8节知蜗杆传动应优先选用的传动比为10、20、40、80，此处选

11、.由机械设计课程设计指导书表2.1知开式圆柱齿轮传动的传动比,此处取.由机械设计第14章14.5.3节知链传动传动比推荐范围为，此处取 3.3 传动装置各轴的的运动和动力参数计算 （1）各轴的转速 蜗杆轴 蜗轮轴、开式齿轮传动小齿轮轴 开式齿轮传动大齿轮轴、小链轮轴 大链轮轴、滚筒轴 （2） 各轴的输入功率 蜗杆轴 蜗轮轴 开式齿轮传动小齿轮轴 开式齿轮传动大齿轮轴 小链轮轴 大链轮轴 滚筒轴 （3） 各轴的输入转矩 电动机轴的输入转矩为 蜗杆轴 蜗轮轴 开式齿轮传动小齿轮轴开式齿轮传动大齿轮轴 小链轮轴 大链轮轴 滚筒轴 将上述计算结果汇总于下表，以备查用。 轴名功率 P/kW转矩 T/(N

12、mm)转速n/(r/min)传动比效率电动机轴1.3394010.99蜗杆轴1.32940200.73蜗轮轴0.974710.96小齿轮轴0.954730.94大齿轮轴0.8815.6710.98小链轮轴0.8615.672.650.94大链轮轴0.815.9110.98滚筒轴0.795.91 4. 蜗轮减速器传动零件的设计计算已知：输入功率 =1.32kw,蜗杆转速940rmin,传动比：i=20选择蜗杆传动类型 根据GBT10085-1988,采用渐开线蜗杆（ZI）。选择材料 蜗杆：45钢，螺旋齿面淬火。表面硬度45HRC，蜗轮材料采用,砂型铸造。按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传

13、动设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度,计算步骤见下表。 计算项目 计算内容 计算结果 （1）初选d1/a值当量摩擦系数 设.查表13.6取较大值 µv=0.032 选d1/a值 在图13.11的i=20线上选取B点，查得 ,(),（2）中心距计算 蜗轮转矩 = =×20×0.78 =209205Nmm使用系数 由工作条件查表12.9 =1.35转速系数 (式13.17) 式中=940r/min÷20=47r/min =0.79弹性系数 根据蜗轮副材料查表13.2 =147 寿命系数 （式13.19） =1.09<1.6

14、其中，=8×365×5=14600 接触系数 由图13.12I线查出 =2.68接触疲劳极限 查表13.2 =265MPa接触疲劳最小安全系数 自定 =1.3中心距 =112.46 （式13.15） 取a=120mm（3）传动基本尺寸 蜗杆头数 由图13.11查得 ， 蜗轮齿数 取模数 （式13.23） 取蜗杆分度圆直径 (式13.21) 查表13.4，取标准值 取蜗轮分度圆直径 取蜗杆导程角 tan= =2×5÷50=0.2 （表13.5） =蜗轮宽度 (0.5+) =2×5×(0.5+)=38.17 取蜗杆圆周速度 /(60

15、15;1000) =3.14×50×940/(60×1000) m/s相对滑动速度 （式13.13） m/s当量摩擦系数 由表13.6查得 µv=0.032 （4）齿面接触疲劳强度验算最大接触应力 许用接触应力 =0.79×1.09×265÷1.3 （式13.14） =176 =158<176 合格（5）轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限 由表13.2查出 =115弯曲疲劳最小安全系数 自取 =1.4 轮齿最大弯曲应力 许用弯曲疲劳应力(式13.24) =115÷1.4 =82 合格 （6）蜗杆轴挠度验算轴

16、惯性矩 I= 允许蜗杆挠度 =0.004m=0.004×5 =0.02mm蜗杆轴挠度 =0.00014<0.02mm 合格（7）温度计算传动啮合效率 =0.866 搅油效率 自定 =0.99 轴承效率 自定 =0.98 总效率 =0.866×0.99×0.98 =0.840散热面积估算 × =9× 箱体工作温度 此处取,室内通风环境 合格 （8）润滑油粘度和润滑方法 润滑油粘度 根据=2.51m/s由表13.7选取 润滑方法 由表13.7，可采用浸油润滑注：1)以上设计参数与公式除特殊说明外均以邱宣怀主编机械设计第13章蜗杆传动为主要依据

17、。2）计算结果，=50/125=0.4,=0.032,=2.51m/s。根据上列数字，原先选定的B点改为C点，并大致可得，与计算结果较为相近。蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造轮芯采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个。 几何尺寸计算结果列于下表：名 称代号计算公式结 果蜗杆中 心 距传 动 比蜗杆分度圆柱的导程角蜗杆轴向压力角标准值9齿 数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径=38蜗杆螺纹部分长度64.031取90 名 称代号计算公式结 果蜗轮中 心 距传 动 比蜗轮端面压力角标准值蜗轮分度圆柱螺旋角º齿 数=40分度圆直径=200齿顶圆直径=210齿

18、根圆直径=188蜗轮最大外圆直径=+=215 5. 蜗杆减速器轴及轴承装置的设计 以下设计参数与公式除特殊说明外均以机械设计课程设计指导书第4章减速器装配草图的设计为主要依据。 5.1 蜗杆轴最小直径与联轴器的确定 考虑到减速器为普通用途中小功率减速传动装置，蜗杆轴主要传递蜗轮的转矩，所以选用45号钢，调质处理；蜗杆减速器蜗杆轴轴身通过联轴器与电动机轴相连接，按表14.1已选定电动机型号为，其传递功率为1.5，转速为940，查表14.2得电动机轴颈=28。1）按扭矩强度初定蜗杆轴的最小直径 =C=100×=11.65该段轴上有一键槽，将计算值加大3，应为12.00。2）选择联轴器。根

19、据传动装置的工作条件拟选用LH型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-1985）。计算转矩为式中：为联轴器所传递的名义转矩 =9550=9550×=15.24 为工作情况系数，查机械设计教科书有关表格得：工作机为带式输送机时=1.251.5，此处取=1.5。 根据=22.86，查表13.1LH型联轴器中LH1型联轴器就能满足传递转矩的要求（=160>）。但其轴颈孔直径范围为=(12-22),满足不了电动机的轴颈要求，故最后确定选LH2型联轴器（=315，=5600>）。其轴孔直径=(20-32),可满足电动机的轴颈要求。3）最后确定蜗杆减速器蜗杆轴轴身处的直径 =20 5.

20、2 轴承的选择与轴承的寿命计算 据已知工作条件和输入轴轴颈，由机械设计课程设计指导书附表12.4初选轴承型号为圆锥滚子轴承30206（一对），其尺寸：D=62mm，d=30mm,B=16mm。基本额定动载荷 =43300N计算系数 e=0.37轴向载荷系数 Y=1.6径向载荷系数 X=0.4要求轴承寿命：（每日工作8小时，使用折旧期5年,按每年工作365天）L=5×8×365=14600h对滚子轴承寿命系数 蜗杆轴向受力 蜗轮蜗杆传动法向力 蜗杆径向受力 轴承的当量动载荷 轴承以小时数为单位的基本额定寿命 >14600h故轴承寿命合格。 5.3 键的选择与键连接的强度

21、计算1）选择圆头普通平键，键剖面尺寸b×h按轴颈d=20mm选取为6×6，键长L由轮毂长度选定为键6×36，键的材料为45钢。标记为:圆头普通平键（A型）b=6mm、h=6mm、L=36mm：键6×36 GBT 1096 2）键连接的挤压强度计算查表7.1，静连接，轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，许用挤压应力为 =100120MPa 而 式中 =13.40 =0.4=0.4×6mm=2.4mm =20mm故 故键连接的强度足够。 5.4 蜗杆轴的设计和强度校核 5.4.1 蜗杆轴的设计 图（a) 如图（a)所示，从轴段=20开始逐渐选取轴段直

22、径，起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）范围内，故=+220×（1+2×0.07）=22.8，该直径处安装密封毡圈，标准直径应取=25；与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取=30，轴承选用圆锥滚子轴承30206; 起轴向固定轴承和过渡作用，=（0.071）=（2.13），故取36；与溅油盘配合，取33，；起过渡作用，故取36；与蜗轮孔径相配合，按标准直径系列，取=60;也起过渡作用，取也起轴向固定轴承作用，取；也与溅油盘配合，取;也起轴向固定轴承和过渡作用，故取36；也与轴承内孔配合，故取30。 由弹性柱销联轴器LH2与蜗杆轴相配合的轴孔长度=52mm,取；考

23、虑到轴承端盖的结构尺寸，取；查表12.4知滚动轴承30206 GB/T 297的安装尺寸=17.25mm,取；考虑到蜗轮外径及其与内机壁的距离，取;考虑到溅油盘的尺寸和位置，取、;蜗杆齿宽（螺纹长度）,圆整并适当放大取。由对称性知，、，轴的总长为=330mm。 5.4.2 蜗杆轴的强度校核 蜗杆轴材料选用45钢调质，,其结构如图（a）所示。 (1)计算蜗杆受力蜗杆轴向受力 蜗轮蜗杆传动法向力 蜗杆径向受力 蜗杆周向受力 水平面(平面)受力图 图（b） 23199 15884水平面(平面)弯矩图（c） 垂直面（平面） 受力图（d） 43068 29488垂直面（平面）弯矩图图（e） 48919

24、33494合成弯矩图（f） 转矩图（g） 49555 34416 33494当量弯矩图（h） 7912 (2)画蜗杆轴受力图 水平面受力图 如图 (b)所示 垂直面受力图 如图（d)所示(3)画蜗杆轴弯矩图 水平面弯矩图 如图（c）所示 图 垂直面弯矩图 如图（e）所示 图 合成弯矩图 如图（f）所示 合成弯矩 (4)画蜗杆轴转矩图 蜗杆轴受转矩 转矩图 如图（g）所示(5)许用应力 许用应力值 用插入法由表16.3查得： 应力校正系数 (6)画当量弯矩图 当量转矩 ，如图（g）所示 当量弯矩 在蜗杆轴经过蜗轮轴线的截面处 如图（h）所示(7)校核蜗杆轴的强度 蜗杆齿根圆直径 蜗杆轴由所产生的

25、弯曲应力 蜗杆轴的强度合格 5.5 蜗轮轴的设计 单极减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴对称分布，蜗轮左端由轴肩定位，右面用套筒固定，切向固定靠平键和蜗轮轮芯过渡配合。两轴承分别由轴肩和套筒定位，径向则采用过渡配合或过盈配合固定。轴做成阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承从右面装到轴上。 和与滚动轴承30209 GB/T 297配合，故=45mm；处安装蜗轮，为蜗轮轮芯轮毂直径，故=48mm；为轴肩，其高度=（0.070.1）=3.36mm4.8mm,取=4mm，故=56mm;处安装毡圈油封40 JB/ZQ 4406-1986，故=40mm；为输出端，与平行轴联轴器PLG5配合

26、，故取=38mm。 为滚动轴承30209 GB/T 297的外形尺寸T与挡油环厚度s之和，故=T+s=20.75+15.25=36mm;=1.4=1.4×4=5.6mm,取=6mm;由对称性知=+=6mm+36mm=42mm;为蜗轮轮芯的宽度，故=86mm;考虑到轴承端盖的结构尺寸，取=60mm;为外伸端，与平行轴联轴器PLG5配合，故取=60mm。 6. 箱体的设计计算 6.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器，铸造箱体，材料HT200。 6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 根据机械设计课程设计指导书表4.1，设计如下表： 符号蜗杆减速器结构尺寸机座壁厚 10机盖壁厚9

27、机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度 15机座底凸缘厚度25地脚螺栓直径M20地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径M16机盖与机座连接螺栓直径M12连接螺栓的间距200轴承端盖螺栓直径 M10窥视孔盖螺栓直径M8定位销直径10、至外机壁距离26、22、18、至凸缘边缘距离24、20、16 轴承旁凸台半径20凸台高度42外机壁至轴承座端面距离48蜗轮外圆与内机壁的距离13蜗轮外圆与内机壁的距离12机座肋厚m9轴承端盖外径102、134轴承端盖凸缘厚度10轴承旁连接螺栓距离136 7. 减速器其他零件及附件的选择 经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定

28、以下零件： 键 (GB/T 1095-2003) 单位：mm安装位置类型b（h9）h（h11）L9（h14）蜗杆轴、联轴器联接处GB/T 10966636蜗轮与蜗轮轴联接处GB/T 109614980蜗轮轴与平行轴联轴器联接处GB/T 109610856 毡圈油封及槽(JB/ZQ 4606-1997） 单位：mm 安装位置类型轴径d毡圈外径D毡圈宽度蜗杆轴毡圈25 JB/ZQ 4606-199725397蜗轮轴毡圈40 JB/ZQ 4606-199740537 视孔盖（Q235A） 单位mm120105909075607445 凸缘式轴承盖 单位mm 轴承外径D螺钉直径螺钉数目62M84958

29、8210291385M10611821101341216 注：材料为HT150。 通气塞 单位mmdd1DaLD1SM27×1.5 8384183431.227 油标尺 单位mmd1d2d3habcDD1M12(12)41262810642016 定位销为GB/T 117-2000-A10×40 材料为35钢。 螺塞 M22×1.5 JB/ZQ 4450-1997 单位mm dd1DeSLhbCM22×1.519.83227.73015431.5 启盖螺钉(GB/T 5783 M12×35) 单位mmdaKseM12355.257.51820.

30、03 吊耳 单位mmbR40601860911 吊钩 单位mmbHhrB2028148.534 8 蜗杆减速器的润滑蜗杆减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心，否则轴承搅油发热大。因蜗轮速度较大，蜗轮也用油润滑。 9 开式齿轮的设计计算 9.1 开式齿轮传动设计 经过蜗杆减速器后，开式齿轮小齿轮转速为47r/min，传动比i=u=3，小齿轮轴的名义功率P=0.95kW。开式齿轮选材： 1）按任务书图中所示传动方案

31、，选用直齿圆柱齿轮传动。2）材料选择。因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB-286HB，平均取为260HB,大齿轮用45钢（调质），硬度229HB-286HB,平均取为240HB。 9.2 开式齿轮的设计计算与强度校核 9.2.1 齿面接触疲劳强度计算（1）初步计算转矩 =193032齿宽系数 由表12.13，取 接触疲劳极限 由图12.17c 初步计算的许用 （式12.15）接触应力 由表12.16，取初步计算的小齿轮直径 83.4 取=85初步齿宽 = =85（2）校核计算 圆周速度 精度等级 由表12.6 选9级精度 齿数和模数 初取齿数； 由表12.3，取=2.5 则 使用系数 由表12.9 =1.35 动载系数 由图12.9 =