机械设计课程设计螺旋式输送机传动装置

1、机械设计课程设计学 院：材料科学与工程学院班 级：焊 接 一 班姓 名：徐世洋指导老师：魏 书 华时 间：目 录一、设计任务书3二、题目分析4三、电动机的选择5四、传动装置的运动和动力参数计算8五、闭式齿轮传动的设计计算11六、轴的设计计算22七、滚动轴承的选择及计算30八、键联接的选择及校核计算32九、润滑与密封33十一、参考文献34一、 机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为±5%。 （一）、设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算

2、3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写(二)、设计任务1.绘制设计草图一张，（A1或A2）2.绘制圆柱齿轮减速器装配图1张，A1；3.绘制大齿轮零件图和输出轴零件图各一张，A3；4.设计说明书一份.(三)、设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2、 题目分析（一）总体布置简图(二)、工作情况：工作有轻振，单向运转(三)、原始数据输送机工作轴上的功率P (kW) ：输送机

3、工作轴上的转速n (r/min)：输送机工作转速的容许误差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2三、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动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。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=×4×××5根据机械设计课程设计14表2-4式中：1、2、 3、4、5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿

4、轮传动的传动效率。取=，0.97，.9、则：总×4×××所以：电机所需的工作功率：Pd=/总 =4.1 (kw)总Pd=4.1(kw)计 算 及 说 明结 果 3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： n【（1-5%）（1+5%）】×r/min r/min根据机械设计课程设计10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比=3 。则总传动比理论范围为：a ×=18。故电动机转速的可选范为 Nd=a× n =(618)× =3751125 r/min则符合这一范围的

5、同步转速有：1000r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-41500144065012002Y132M2-6100096080015003Y160M2-875072012402100综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格nw85.594.5 r/min Nd=5301620 r/min计 算 及 说 明结 果 和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外

6、形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电动机主要外形和安装尺寸四、传动装置的运动和动力参数计算（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n=960/=ia=1计 算 及 说 明结 果计 算 及 说 明结 果 1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： 轴：n

7、= nm=960（r/min）轴：n= n III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i 0（2）计算各轴的输入功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1×0.99=5.247（KW）轴： P= P×12= P×2×3××0.97=5.04（KW）III轴： P= P·23= P·2·4××0.99=4.94（KW） 螺旋输送机轴：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）计 算 及 说 明结 果 （3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×=52.72 N·m轴： T= Td·01= Td·1×0.99=52.2 N·m 轴： T= T·i·12= T·i·2·3×××·mIII轴：T = T·2·4=174.9 N·m螺旋输送机轴：TIV = T ·i0

9、3;2··m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P××P= P××P = P××（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：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计 算 及 说 明结 果 综合以上数据，得表如下：轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴9601轴960轴轴3输送机轴五、闭式齿轮传动的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=21×3.6=75.6

11、取Z2=76Z1=21Z2=76计 算 及 说 明结 果由表10-7选取齿宽系数d=·（u+1）·（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t 确定各参数值1)2) 计算小齿轮传递的转矩×106×P/n1×106××104N·mm3) 材料弹性影响系数4)5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×960×1×（2×8×300××1

12、09×1087) 由图10-19取接触疲劳寿命系数×104N·mm×109×108计 算 及 说 明结 果 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H1×600MPa558MPaH2×（4）、计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值d1t=2) 计算圆周速度v=3) 计算齿宽b及模数mtb=d*d1t=1×mt=2.33 mm×4) 计算载荷系数K 已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.5m/s,8级精度，由图10；H1558MPad1t49.06

13、mm计 算 及 说 明结 果由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH由图1013查得KF直齿轮KH=KF=1。故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH××1×5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=6) 计算模数m m =mm=2.37 mm（5）按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1） 确定计算参数A. 计算载荷系数K=KA*KV*KF*KF××1×B. 查取齿型系数mmm=2.37 mm计 算 及 说 明结 果C. 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=

14、1.56；Ysa2=1.762 D. 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）F= F1=428Mpa E. 计算大、小齿轮的并加以比较= 大齿轮的数值大。（6）、设计计算m对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.90mm，算出小齿轮齿数 1=428Mpa=mm=2mmZ1=25计 算 及 说 明结 果 大齿轮齿数 Z2=3.6x25=90（7）、几何

15、尺寸计算a) 计算分度圆直径d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×90=180mmb) 计算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mmc) 计算齿轮宽度b= d1·d=50 取B2=50mm B1=55mm （8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图10-39（机械设计）（二）、减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为

16、190HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 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计 算 及 说 明结 果（3）确定许用应力 A: 确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS 查图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查图10-20得=450Mpa, =380MpaB: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN N1=60n3jLh =60××1×（2×8

17、×300××108N2=N1×108×108查图1019得kHN1=0.96,kHN2C：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式查图10-18得kFE1=0.89 kFE2（4）初步计算齿轮的主要尺寸N1×108N2×108计 算 及 说 明结 果因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1026）试算，即 dt确定各参数值1)2) 计算小齿轮传递的转矩×106×P/n3×106××104N·mm3) 材料弹性影响系数4）试算小齿

18、轮分度圆直径d1tdt = 5）计算圆周速度 v=因为有轻微震动，查表10-2得KA=1.25。根据v=0.67m/s,8级精度，由图10；×104N·mmdt计 算 及 说 明结 果 取故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH××1×=1.545 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1= mm7） 计算大端模数m m =mm=1.94 mm（5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(1023) mn确定计算参数1） 计算载荷系数 由表10-9查得KHbe=1.25 则KF KHbeK=KAKVKFKF×

19、5;1×2）齿形系数和应力修正系数dd计 算 及 说 明结 果因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中 查表10-5 齿形系数应力修正系数3）计算大、小齿轮的并加以比较= 大齿轮的数值大。4）设计计算mn =对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.34mm，算出小齿轮齿数 =mnZ1=25计 算 及 说 明结 果 大齿轮齿数 Z2=3x25=75（7）、几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×75=150mm2)计算

20、锥距R=3)计算齿轮宽度b= R·R 取B2=30mm B1=25mm六、轴的设计及校核计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=5.25 KW 转速为nI=960r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150mmR=B2=30mm B1=25mmd计 算 及 说 明结 果 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm而 Ft1=Fr1=Ft圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方

21、案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖7轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器2）确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取=22mm，根据计算转矩TC=KA×TI×Nm，查标准GB/T 50141986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径D1=24mmL1=50mm计 算 及 说 明结 果 取30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段

22、，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为35mm，长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=45mm，长度取L4右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为54mm，分度圆直径为50mm，齿轮的宽度为55mm，则，此段的直径为D5=54mm，长度为L5=55mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=45mm 长度取L6 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为

23、D7=35mm，长度L7=20mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0D2=30mmL2=74mmD3=35mmL3=20mmD4=45mmD5=54mmL5=55mmD6=45mmD7=35mm，L7=18mmRA=RB计 算 及 说 明结 果 那么RA=RB2） 作出轴上各段受力情况及弯矩图3） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mp

24、a 则：RA=RB 376.2 N计 算 及 说 明结 果 e= MeC2/W= MeC2·D43)××453)=7.72<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD·D13)××243)=25.61 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。（二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI 转速为nI=根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为d

25、2=180mm而 Ft1=1963NFr1=Ft圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。dFt1=1963N计 算 及 说 明结 果 3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器2）确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取32mm，根据计算转矩TC=KA×T×N.m，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,

26、根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则D1=32mmL1=80D2=40mmL2=74mm计 算 及 说 明结 果 轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为45mm，长度为L3=41mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L

27、4=48mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=56mm ,长度取L5=6mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=60mm 长度取L6= 20mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=45mm，长度L7=19mm4、求轴上的的载荷1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB4） 作出轴上各段受力情况及弯矩图D3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=48mmD5=56mmL5=6mm D6=60m

28、mL6= 20mmD7=45mm，L7=19mmRA=RB计 算 及 说 明结 果5） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2·D43)计 算 及 说 明结 果计 算 及 说 明结 果 七、滚动轴承的选择和寿命计算根据条件，轴承预计寿命Lh=2×8×300×5=24000小时（1）初步计算当量动载荷P（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号预期寿命足够此轴承合格（1）初步

29、计算当量动载荷P计 算 及 说 明结 果 （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号预期寿命足够此轴承合格二、 联连轴器的选择（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC2=KA×T×176.67=229.67Nm， TC1=KA×T×51.68=67.19Nm，（3）型号选择根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准GB/T 50141985，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5600r/m ,故符合要求

30、。根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 58431985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩T=100Nm, 许用转速n=5200r/m ,故符合要求。8、 键连接的选择和校核计算1. 输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d3=50mm   L3=48mm   T  查手 册  选用A型平键 A键  16×10  GB1096-2003  L=L1-b=48-16=32mm 根据课本（6-1）式得 p=4 T/(dhL)  =4××1000/（16×10×32）   < R (150Mpa) 2. 输入轴与联轴器1联接采用平键联接 轴径d2=24mm  L2=50mm  T=51.68Nm 查手册  选C型平键 GB1096-2003 B键