机械课程设计(螺旋输送机传动装置)00551

1、机械设计基础课程设计说明书设计题目：螺旋输送机传动装置学生姓名：肖百健学号:20100736专业年级：10级交运指导老师:成绩:2013年1月机械设计课程设计说明书学生姓名肖百健专业班级10级交通运输一班学号20100736指导教师职称讲师教研室机电系教研室题目螺旋输送机传动装置传动系统图：HL1螺能输送机传动装亘简罔原始数据：输送机工作轴功率p=3.2kw输送机工作轴转速n=36(r/min)工作条件：三班制单向连续运转，载荷较平稳；使用折旧期10年;设计计算和说明计算结果检修间隔期三年一大修两年一中修半年一小修;制造条件及生产批量，一般机械厂制造，单间生产。目录电动机的选择和运动参数的计算

2、TOCo1-5hz1.1、电动机的选择(4)1.2、传动比的分配(6)1.3、传动装置运动参数(6)各齿轮的设计计算2.1、直齿圆柱齿轮减速设计(9)2.2、直齿圆锥齿轮减速设计(13)轴结构设计3.1、高速轴的设计(18)校核4.1、高速轴轴承和键的校核(23)4.2、联轴器的选择(23)4.3、减速器的润滑(23)箱体尺寸及技术说明5.1、减速器箱体尺寸(25)福建设计附件设计(26)其他技术说明其他技术说明(27)设计心得(29)参考文献(30)1.电动机的选择和运动参数的计算1.1、电动机的选择、确定传送机所需的功率Pw设定传送机本身的功率w=0.98Tnw9550w、确定传动总效率总

3、总二12244其中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。查表可得：4=0.99、2=0.90、3=0.97、4=0.98总工0.9920.9030.970.980.78920总、电动机的输出功率Pw二3.7972=、选择电动机单级圆柱斜齿轮的传动比6锥齿轮2-3则总动比的范围是2-18所以，的电动机的转速范围为260-2340r、Y132M2-6电动机主要技术数据额定功率Kw5.5kW满载转速n满960Xmin同步转速n同1000/.zmin额定转矩T额2.0N*m选择电动机型号为：丫132M2-6Pw=3.7972KW总二0.78920Pd=4.6641kW电动

4、机型号：Y132M2-64=3i2=2.4615i=7.38aP川=4.2586kWRv=3.7596kWnIII=320minmin=45.9345NTii=130.996NTIII-127.0925NTIv=275.9215NR=4.6175kWPh=4.3894kWZ1=31Z2=93ct=20&H1】=650MPa&H2】=580MPaK=1.6m=1.5a=96mmd=48mmb2=144mmYFa1=2.565YFa2=2.2178Z3=20Z4=50=20=215738码=68221me=5R=255mmY132M2-6电动机外形尺寸为（mr）iABCDEFGH216178893

5、8801033132KABACADHDBBL12280270210315238515电动机安装尺寸（mr）i中心高H外形尺寸LX(AC/2+ADXHD地脚安装尺寸AXB地脚螺钉孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515X345X315216X1781238X8010X41最大转矩Tmax2.2N*m、电动机的外型尺寸1.2、总传动比计算及传动比分配、总传动比计算由题目给定参数可知输送机工作轴转速n=130rmin*iJ96=7.38ian130、传动比的分配一级圆柱齿轮减速器传动比一般iW6。一级圆锥齿轮减速器，用于输入轴和输出轴垂直相交的传动时，右采用直齿轮一般i兰3，因此取一级

6、闭式圆柱斜齿齿轮传动比ia=3则一级开式圆锥此轮传动的传动比i2-ia-7.38-2.4615i13、传动装置运动参数的计算（1）、对于圆柱斜齿齿轮传动：高速轴的输入功率：R=KwW=4.6641X0.99=4.6175kW低速轴的输入功率：P”=pn4n3=4.6175x0.9780.97=4.3894kW对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率Piii=PiJ4=4.3894疋0.99汇0.98=4.2586kW低速轴的输入功率Rv=耳宀2口4=4.2586x0.90 x0.98=3.7596kW、各轴转速的计算对于圆柱齿轮传动：咼速轴转速山=n满=960r/.1满/min低速轴转速m一-320

7、.3/min对于圆锥齿轮传动：咼速轴转速门川=n2=320久命低速轴转速niv川-130/72.4615/mm、各轴输入转矩的计算对于圆柱齿轮传动：P46175高速轴输入转矩TI=9550$=9550汉=45.9345Nmni960P43894低速轴输入转矩=9550丄=9550汉=130.996NmnII320对于圆锥齿轮传动：高速轴输入转矩T川9550Pi9550汉4.2586127.0925Nmni”320低速轴输入转矩Tv9550Pv9550汉3.7560275.215Nmniv130(4)、各轴功率、转速、转矩列于下表：Dimin=20.5mmDIImin=32.25mmDiiimi

8、n=31.5mmD仁40mmD2=40mmD3=45mmDi=20.91mmD2=30.22mmD3=29.92mmD4=38.714联轴器YL8YL9l_1=38L2=84mmL3=5mmL4=15mmL=55mmL6=33mmFt=1913.98NFr=717.96N轴名功率kW转速/-/min转矩Nm圆柱齿高速轴14.617596045.9345轮传动低速轴II4.3894320130.996圆锥齿高速轴III4.2586320127.0925轮传动低速轴IV3.7560130275.92152.各齿轮的设计计算2.1、直齿圆柱齿轮减速设计工况分析直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，

9、初选传动精度为7级，齿轮表面粗糙度为Ra1.6，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，取乙-25，Z2二Z,1=253=75，压力角为设计原则1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2、按齿根弯曲疲劳强度设计。设计计算(1)、选择齿轮材料并确定螺旋角小齿轮用45调质，齿面硬度250HBS大齿轮用45常化210HBS选螺旋角为1=14(2)、按齿面接触接触强度设计d1t2ktT1)/)FBVFAVFAHFBHMhMh=358.98N=358.98N=956.99N=956.99=24.59NM=65.56N*m70.02N确定公式的各值1.试选kt=1.6

10、2.区域系数ZH=2.453.查得；：.1=0.78;-.2=0.87则：1；：.2二：=1.654.许用接触应力：；H一5.安全系数S=1失效概率为1%选齿宽系数d=1弹性影响系数Ze1=189.8MPa2Bh21=KHN2”-Hlim2Sh0.95650MPa=617.5MPatFJ-KfN2二Flim2Sf0.9580MPa=522MPa查表匚Hiim2=650MPa，匚尸讪2=580MPa二H=569.5MPa6.6.应力循环次数_3J45933233569.757.计算圆周速度V=0=2.3091m/s8.计算齿宽b及模数b=dd1t=45.9382mn二d1t.cos：/z=1.7

11、829mmh=2.25mnt=4.0115=45.9382/4.011=11.45169.重合度=0.318dtan=1.982210.计算载荷系数k2=609601283658=2.91109N2二N110812ktT1C（.H一-）d1t启勿心】已知使用系数kA=1根据v=2.3091m/s动载荷系数kv=1.08kH=1.418kH一.=14一=kF一.=2载荷系数k=kAkVkH一kH=1.855按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d!汽=48.2594计算模数mn二d1cos/z1=1.8731(3)(3)、按齿根弯曲强度设计_32kYCOS2YFaYFaC1)1.计算载荷系数k=kA

12、kvkkF：二1.83122.纵向重合度；=1.9822查得螺旋角影响系数Y，0.85计算当量齿数3=7.367Zv1-乙2-：=82.1011查取齿形系数YFa1=2.565YFa2=2.2178查取应力校正系数Ysa1二1.604Ysa1=1.772.计算大小齿轮的罷汙=二Fh确定公式内各参数查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1=440MPa；FE2=420MPa取s=1.4弯曲疲劳系数kFN.=0.92kFN2=0.96汗h=289.143汗2=288：咒=0.014229丸心3646(4).设计计算计算的mn1.23(1)取mn=1.5.几何尺寸的计算.几何尺寸的计算(乙Z2)g/2c

13、osP(乙Z2)g/2cosP=95.847取a=96取a=96(3)正螺旋角(3)正螺旋角=arcosZ1Z2=14.3615齿顶高顶隙齿根高全齿高分度圆直径二143.99二143.99(4)计算大小齿轮的分度圆直径d47.99d2(5)计算齿宽b二dd=47.99圆整后取B=55b=50(5)、计算齿轮其他参数ha=h；m=11.5=1.5mmc=c*m=0.251.5=0.375mmhf二1.875mmh二hahf二2.375mmdm=48mmd2=144mm基圆直径db1=44.94mmdb2=134.83mm齿顶圆直径da1=d12ha=51da2二d22ha=147齿根圆直径df1

14、=d1-2hf=44.25df2=d2-2hf=140.25齿距Pn二二mn二4.71齿厚s=p/2=2.355齿槽宽e=p/2=2.3552.2、直齿圆锥齿轮减速设计选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数(1)输送机为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度。材料选择选则小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为250HBS大齿轮材料为45钢，常化，硬度为210HBS二者硬度差为40HBS选小齿轮齿数召=20,贝U:z2=i1=2.461520=49.23,取z2=50。按齿面接触疲劳强度设计按参考文献1式10-9a计算KT1KT1Yx即d1t色2.92訓|丨2J；1-05ru(1)确定公式内的各项数值

15、试选载荷系数Kt=1.3.计算小齿轮的转矩：127092.5Nm由机械设计201页表10-6查出材料的弹性影响系数:1Ze=189.8MP11-10.5一|汉2.4615由参考文献1209页表10-21按齿面硬度查出：小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlimi=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Ciim2=550MPa由参考文献1式10-13计算应力循环次数：Ni=60山jLh=60X320X1X(2X1X8X365X8)=2.246X108=弘4=2.246X109/3.5=9.111X107。由参考文献1207页图10-19查出得接触疲劳寿命系数：Khn1=0.94,Khn2=0.96。计算接

16、触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数为S=1&H1=KHN1Hlim1=0.94X600MPa564MPaSKHN2Hlim2=0.96X550MPa=52MPa由参考文献1193页10-2取Ka=1;由机械设计194页10-8试选动载系数Kv=1.08;由机械设计226页表10-9取及Kh为1;KH0=KF0=1.5KHbe,KHbe=1.25，贝UK0=1.5X1.25=1.875，所以：K=KaKvKp=1X1.08X1X1.875=2.025锥齿轮传动的齿宽系数常取R喀计算计算小齿轮分度圆直径d1td1t-2.9223ZeMy钻(1-0更Rfu189.8)2-113.27mm计算载荷

17、系数V=1.897m/s,7级精度，查得k1.08和试选值相同，故选取k1.08故选取d1=113.27mm计算小齿轮模数m-d1-113.275.65mmZ120按齿根弯曲疲劳强度设计m“I4KT1YFaYsatjbR（1-O.50Rfz：Ju2+1屛（1）确定计算参数计算载荷系数K=KAKvKFaKFp=1X1.08X1X1.875=2.025o由参考文献1208页表10-21查出：小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE1=460MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限Tfe2=440MPa由参考文献1206页10-18查表弯曲疲劳寿命系数Kfe1=0.88,Kfe2=0.92o计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲

18、劳安全系数S=1以=0.8460=404.8MPaS11-1KFE2bFE2092440kF1FE2FE2=0.92440=418MPaFS1计算节圆锥角是Z1q6=arctan=215738Z26=90-215738=68221计算当量齿数z“-Zl-20=21.5647,cosdcos215738zv2-133.670cos心2由参考文献1200页10-5查取齿形系数及应力校正系数查表得：YFa1=2.74，YFa2=2.164.，YSa1=1.555，YSa2=1.869O计算大小齿轮的丫；：丫并加以比较YFalYsal=0.0105;d2*2=0.0094oF2小齿轮值较大(2)计算4

19、KT1mt亠3料R（1-0.50Rfzhu2+1YFaYSatF14104-20.0105=3.534112!23综合分析取m=5mmZi=20,Z50,di二mzi=100mm几何尺寸计算(1)锥齿轮大端分度圆直径d1=100mmd2=250mm(2)计算锥距RRP-100丄46152-255mm2（3）节圆锥角：、1=215738,、2二68221（5）计算齿宽11B二RR100=33.33,B乞一R,33取时38B2=34mm计算齿轮其他参数分度圆直径d100d2=250齿顶咼ha1=5齿根高hf=6mm全齿高h=ha+hf=5+6=11mm顶隙c=c*m=0.2x5=1mm齿顶圆直径d

20、j=109.3d2=258.7齿根圆直径df1=dj2.4meCOS&=88.87df2=250.5齿宽bR/3,b=38mm齿根角earctan(hf/R)=2238根锥角6f_0f=1924306f=652854顶锥角齢+%t=242046、.：2二70363.轴结构设计3.1、高速轴的设计选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调质处理.初估轴径按扭矩初估轴的直径，则:确定参数，A为材料系数，查得A118-107，在这里取118,再考虑键对轴的削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键槽增大3%-5%两个增大7%-10%D=2

21、0.91mmD2=30.22mmD3=29.92mmD4=38.714、初选轴承1）I轴选轴承为62082）II轴选轴承为62083）III轴选轴承为6209根据轴承确定各轴安装轴承的直径为：D仁40mmD2=40mmD3=45mm、联轴器的选择联轴器选择为YL8和YL9刚性联轴器结构设计现只对高速轴作设计，其它两轴设计略，结构详见图）为了拆装方便，减速器壳体用剖分式，轴的结构形状如图所示.（1）各轴直径的确定初估轴径后，可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径。1）第一段轴要安装联轴器YL8,故该段轴径为D1=38mm2）该轴轴段安装轴承6208,故该段直径为D40mm。3）轴承右段有轴肩

22、，故该段直径为D3=46mm。4）轴肩过后为一段D=40mr轴，齿轮处，直径为D51mm。5）齿轮右端用轴肩固定。6）轴肩过后为安装轴承处。（2）各轴段长度的确定1）轴段1的长度为联轴器的长度J=382）轴段2为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处，取L2=84mm3）轴段3为轴肩，取L3=5mm4）轴段4为齿轮左断面和轴肩之间的距离，取L4=15mm。5）轴段5为齿轮，取长度L=55mm。6）轴段6安装轴承和挡油盘，长度为L6=33mm（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。和轴承内圈配合轴应选用k6，轴和联轴器均采用C型普通平键联接，轴和齿轮均采用A型普通平键

23、联接。（4）轴上倒角和圆角为保证6208轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm其他轴肩圆角半径均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为仆45。轴的受力分析1）画轴的受力简图2）计算支座反力作用于齿轮上的圆周力Ft-1913.98Nd147.99径向力=Fttan2O/cos0=717.96N在水平面上Fav二旦717*9668.5=358.98NL137=358.98N在垂直面上FahTFbh=FtLB.=956.99NL3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图作垂直面弯矩图MV=Fav汉=358.98汶68.5=24.59Nm2作水平面弯矩

24、图Mh=FAh汇=956.99汉68.5=65.56Nm2计算合成弯矩，作合成弯矩图Ma二，Mh2Mv2二.65.56224.592=70.02N*mP计算转矩mn计算危险截面当量弯矩：M=Ma2：T2f：70.0222=75.25Nm其中，应力校正系数为:=0.6。判断危险截面如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。其危险截面为A=_d2=3.14159工厶2=佗57测24轴的弯扭合成强度校核查表可得折合系数-=0.6计算抗扭截面系数W=0.1d3=0.144.6m3=17.4MPa轴受力图FAy*FBy1FrMAh328轴的安全系数校核由表10-1查得匚B=640MPa,；4=275

25、MPa,._=155MPa,02,=0.1-由表查得K厂2.80,K九62弯曲应力阵=M=了5.25=应力幅二a-=16.36MPa平均应力匚切应力T45.9345门ccwa：,“t9.989MPaW6.4t9.9895MPa2安全系数=5.94SScTc25.57-1.5-S；二S.S在需用安全系数范围内，故a-a剖面安全。4.校4.1、高速轴轴承Fa二Fttan1=477.21NFr=717.96NFa/Cor=0.0414N选择轴承的型号为6208,Cr=25.5KNe=0.024x=0.56y=1.851)P=fp(xFrYa)=1.2(0.567171961.85477.21)=15

26、41.88(fp=1.2)2)验算60208的寿命Lh60n10610/3106602601541.88；255001=200082.69ha45568h4.2、键的校核110 x8L=56则强度条件为32T103Ikd=1171MPa45635查表许用挤压应力ip=120MPa所以键的强度足够4.3、联轴器的选择联轴器选择为YL8和YL9型弹性联轴器4.4、减速器的润滑（1）齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。低速齿轮浸入油里约1/3，咼速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。（2）滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度Vv2m/s所以采用脂润滑。5.减速器

27、箱体尺寸箱体壁厚毎=10mm箱盖壁厚d=8mm箱盖凸缘厚度6=15mm箱座凸缘厚度b=15mm地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4定位销直径d=8mm箱盖，箱座肋厚m1=m2=12mm大齿轮顶圆和内箱壁距离A1=6.5mm齿轮端面和内箱壁距离人2=15mm轴承端面至箱体内壁距离也3=15mm大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距也4=16mm减速器中心高H=102mm箱体内壁轴向间距L1=101mm6.附件设计6.1.视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔和凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强

28、密封，盖板用铸铁制成，用M10紧固。6.2放油孔和螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不和其他部件靠近的一侧，和便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以密圭寸。6.3油标油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。6.4通气孔由于减速器运转时，机体内温度升咼，气压增大为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。6.5起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。6.6定位销为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在

29、机体联凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。6.7吊钩在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体7.其他技术说明7.1、对零件的要求装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。(1)对滚动轴承游隙的调整要求为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为0.25至0.4mm对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙0.3mm7.2啮合传动侧隙和接触斑点传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装时必须保证齿轮副或蜗

30、杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。传动侧隙的大小和传动中心距有关，和齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺或者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于0.16mm铅丝不得大于最小侧隙的四倍。接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动2至3周后，观察从动轮齿上的着色情况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%按齿长接触斑点不小于50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、跑和。7.3对润滑密封的要求减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，但决不允许使用垫片和使用任何填料。7.4对试验的要求减速器装配完毕后，在出厂前一半要进行空载试验和整机性能试验，根据工作和产品规范，可选择抽样和全部产品试验。先做空载试验，在额定转速下正反转各1至2h。