機械專業(yè)課程設計說明書螺旋輸送機傳動裝置

1、目錄任務書一、 電機的選擇1二、 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比2三、 傳動零件的設計計算3四、 減速器結構設計8五、 軸的校核及計算9六、 軸承的選擇及計算17七、 鍵連接的選擇及計算19八、 聯(lián)軸器的選擇19九、 減速器的潤滑方式和密封類型選擇20十、 設計小結20十一、 參考資料20西南科技大學課程設計任務書課程設計題目3：螺旋輸送機傳動裝置1、運動簡圖： 2、原始數(shù)據(jù)：題號參數(shù)12345678910工作機軸上的功率pw（kw）0.680.70.650.80.91.21.51.723工作機軸的轉速n（r/min）1111.51113152025283235每日工作時數(shù)t（h）8881

2、61616881616使用期限（y）101010101010108883、已知條件：1、作情況：單向轉動,載荷較平穩(wěn)；2、工作環(huán)境：室內；3、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220v；4、工作機效率：j=0.94（包括軸承的效率損失）；5、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠生產(chǎn)制造，小批量4、設計工作量：1、 減速器裝配圖1張（a0或a1）；2、 零件工作圖13張；3、 設計說明書1份。課程設計說明書一、電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和條件，選擇y系列三相籠型異步電動機。2、選擇電動機容量電動機所需的功率為： （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 傳動效率分別為： 聯(lián)軸

3、器的效率滾動軸承效率閉式齒輪傳動效率開式齒輪傳動效率工作機效率 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率只之乘積,即： 故電動機所需效率為：3、確定電動機轉速工作機軸轉速n= 查表得：二級圓柱齒輪減速器傳動比 ,一級開式齒輪傳動比 ,故總傳動比為 . 符合這一范圍的同步轉速有:750,1000,1500和3000.根據(jù)電動機容量、轉速,查手冊得出可供選擇的電機有:序號電動機型號額定功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量（kg）額定轉矩額定轉矩1y100l-2328702.22.3332y100l-4314302.22.2383y132s-639602.02.0634y132m-837102

4、.02.079綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比,最終選擇的電機型號為y100l-4,主要性能如上表的2號電動機.二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、減速器的總傳動比為： 2、分配傳動裝置傳動比： （式中為開始齒輪的傳動比，為減速器的傳動比。綜合考慮,選取開式齒輪的傳動比為3,則減速器的傳動比為:3、按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由展開式曲線查得，則。4、計算各軸的動力和動力參數(shù) (1)各軸的轉速 軸：軸：軸：軸: 工作機軸：（2）各軸的輸入功率 軸：軸：軸：軸：工作機軸：(3)各軸的轉矩 電動機的輸出轉矩： 軸：軸：軸：軸：工作機軸：-軸的輸出

5、功率/轉矩分別為各軸的輸入功率/轉矩乘軸承效率0.98,工作機的則乘上0.94.運動動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸名功率 p/kw轉距t/n*m轉速nr/min轉動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.2414.96147210.99軸2.222.1814.8114.511472軸2.12.0773.2171.752755.20.95軸2.011.97234.53229.8484.023.270.95軸1.871.83655.04641.942830.93工作機軸1.811.7635.52597.392810.97三、傳動零件的設計計算1、計算高速級齒輪 （1）、選齒輪材料為45#調質鋼查取教材可

6、得： ， ， ，；傳動比由表查得各數(shù)據(jù)如下： ， ， ，取則 （2）、接觸疲勞施用應力查圖可知： ； 則應力循環(huán)次數(shù)： 又查圖可知： 則：(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù) (4)、確定中心距 就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定。 (5)、選定模數(shù)、齒數(shù)、和螺旋角 一般，。初選，則 由標準模數(shù)取 ，則 取 則 取 齒數(shù)比：與的要求比較，誤差為2% ，可用。于是 滿足要求。 （6）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪 大齒輪 （7）、齒輪寬度 圓整大齒輪寬度 取小齒輪寬度 （8）、校核齒輪彎曲疲勞強度查表可知：； ； ； 根據(jù)、查表則有：； 則所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種

7、設計合理。2、計算低速級齒輪（1）、選齒輪材料為45#調質鋼查取教材可得： ， ， ，； 傳動比由表查得各數(shù)據(jù)如下： ， ， ，取則 （2）、接觸疲勞施用應力查圖可知： ； 則應力循環(huán)次數(shù)： 又查圖可知： 則：(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù) (4)、確定中心距 就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定。 (5)、選定模數(shù)、齒數(shù)、和螺旋角 一般，。初選，則 由標準模數(shù)取 ，則 取 則 取 齒數(shù)比：與的要求比較，誤差為2.9% ，可用。于是 滿足要求。 （6）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪 大齒輪 （7）、齒輪寬度 圓整大齒輪寬度 取小齒輪寬度 （8）、校核齒輪彎曲疲勞強度查表可知

8、：； ； ； 根據(jù)、查表則有：； 則 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理。3、開式齒輪計算（1）、材料選取45#調質鋼（2）、查取教材可得： ， ， ，；（3） 齒根彎曲疲勞強度計算: 查表可知：； ； ；(4)、選定模數(shù)、齒數(shù)、取齒寬系數(shù)，取=19，=i=318=57，根據(jù)、查表則有：； 7 取m=4mm（5）、計算齒輪分度圓直徑和中心距小齒輪 =m*=419=76mm大齒輪=m*=457=228mm=0.5(+)=152mm（6）、齒輪寬度 圓整大齒輪寬度：取小齒輪寬度：所有齒輪的基本參數(shù)如下表所示:名稱符號公式高速小齒高速大齒低速小齒低速大齒開式小齒開式大齒齒數(shù)z29142

9、28981957模數(shù)m1.51.52.52.544分度圓直徑d44.1215.971.1248.976228齒頂高ha1.51.52.52.544齒根高hf1.8751.8753.1253.12555齒全高h3.3753.3755.6255.62599齒頂圓直徑da47.1218.976.1253.984236齒根圓直徑df40.35212.264.85242.766218中心距a130160152孔徑齒寬b605590857065四、減速器結構設計名稱符號大小機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直

10、徑d116機蓋與基座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8.4d1 d2 d3至外機壁距離c122df d2至凸緣邊緣距離c224軸承旁凸臺高度r124凸臺高度h45外機壁至軸承座端面距離l156大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離212機蓋肋厚m17基座肋厚m7軸承端蓋外徑d2140軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁連接螺栓距離s140五、軸的校核及設計 （一）、計算軸的最小直徑(查表取c=110)軸:最小直徑為考慮到聯(lián)軸器的內徑,故最小直徑取25 軸:最小直徑為考慮到滾子軸承的內徑,故最小直徑取30 軸:最小直徑為考慮

11、到滾子軸承的內徑,故最小直徑取40 軸:最小直徑為考慮到滾子軸承的內徑,故最小直徑取50 （二）、軸的設計（1）軸的結構設計 經(jīng)計算，高速小齒的分度圓直徑較小，選用齒輪軸較合理。a、 取-段的直徑為25mm(-段與聯(lián)軸器配合，聯(lián)軸器型號為),該聯(lián)軸器與軸配合的軸孔l=62mm，- 段的長度應比l略短一些,現(xiàn)取=60mm. b、取,-段長度取50mm。查手冊取軸承6006，其尺寸為，damin=36mm，故，。c、由于齒輪1的寬度為60mm,考慮軸上齒輪2寬度為55mm，取齒輪1左端面到內壁距離為10mm，左端軸承的右端面到內壁距離取5mm，故。d、右端軸承左端面到內壁距離為5mm，。軸總長l=

12、13+15+60+110+13+50+60=321mm。e、軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，其配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。f、確定軸上圓角和倒角尺寸：參考表11.2，取軸兩端倒角均為,聯(lián)軸器和軸承軸向定位軸肩圓角為0.8mm,其它軸肩處的圓角半徑為1mm。（2）軸的結構設計a、由于,考慮到鍵槽對軸強度的影響取最小直徑為30mm，查手冊取軸承6006，其尺寸為，故。b、由于齒輪2的寬度為55mm，為了便于軸筒定位齒輪2和左端軸承，所以-的長度應略小于齒輪寬度，因此。齒輪3寬度為90， ，為便

13、于安裝齒輪，取。綜合考慮軸承端面到減速器內壁的距離（5mm），齒輪2左端面到減速器內壁的距離（10mm），以及齒輪2寬度與-段長度之差（55-52=2mm），。c、齒輪2，3之間定位軸肩高度取5mm，即，查手冊取，故軸總長，其中減速器內壁內軸長為l=212-2（13+5）=176mm。d、軸上零件的周向定位：齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。e、確定軸上圓角和倒角尺寸：參考表11.2，取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑為1.6mm。（3）軸的結構設計a、取,故d-=4

14、4mm，齒輪5寬度為70mm，-段左端軸肩高取為4mm，即，查手冊取軸承30211，其尺寸為，故，22.8mm。b、齒輪4寬度為85，而齒輪3為90，則齒輪4端面距內壁19-5=14mm，取。c、齒輪4左端定位軸肩高度取5mm，即，查手冊取，故軸總長。d、軸上零件的周向定位：齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。e、確定軸上圓角和倒角尺寸：參考表11.2，取軸端倒角為，軸承軸向定位軸肩圓角為1.5mm,右端齒輪軸肩圓角為1.5mm，中間斜齒輪軸肩處圓角為2mm，f處軸

15、肩圓角半徑1.5mm，其它軸肩處的圓角半徑為2mm。（三）軸的校核比較計算出來的數(shù)據(jù)，第三根軸相對較危險，故這里校核第三根軸。選材45鋼，調質處理，其機械性能由表11.1和11.4查b=640mpa, =275mpa,=155mpa ,b =60mpa，p=2.01kw, t3=227.5n.m,=44mm軸的結構圖：1、按彎扭合成應力校核軸的強度（如下圖）（1）、求作用在軸齒輪上的力：d1=248.9mm, =22750n.mm （2） 、求作用于齒輪5上的力d2=76mm，ft2=2*t3/ d2= 5986.84n，fr2= ft2tan=2179.03n（3）、求作用在軸上的支反力水平

16、面內支反力:,垂平面內支反力：，,（4）根據(jù)簡圖，分別求水平面和垂平面內各力產(chǎn)生的彎矩。， （5）計算總彎矩并作出m圖：取，故（6）由于所以軸是安全的2、精確校核該軸的疲勞強度（1）.判斷危險截面從受載的情況分析,截面所受的計算彎矩最大。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,5、6面過盈配合引起的應力集中是最重要的,截面5的應力集中影響和截面6的相近，但截面5軸徑較大，故不必校核。截面雖然所受的計算彎矩最大但應力集中不大（過盈配合引起的應力集中在兩端），故截面也不必校核。而截面1、2、3、4只受扭矩作用，截面7、8所受彎矩較小，故均不必校核。綜合各種情況，可知只須校核6面即可。（2）.截面f左側

17、按表11.5中的公式計算抗彎截面模量抗扭截面模量截面f左側的彎矩m為 ：截面f上的扭矩為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因得由于圓角而形成的有效應力集中系數(shù)為:查手冊得尺寸系數(shù)按車削加工,得表現(xiàn)質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理,即,則得綜合系數(shù)值為：材料特性系數(shù),于是,計算安全系數(shù)值,得 故可知其安全（3）.截面f右側按表11.5中的公式計算抗彎截面模量抗扭截面模量截面f右側的彎矩m為 截面e上的扭矩為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力有效應力集中系數(shù)為: 查手冊得尺寸系數(shù)按車削加工,得表現(xiàn)質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理,即,則得綜合系數(shù)值為材料特性系數(shù),于是,計算安全系數(shù)值,得 故可知其安全

18、由于無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。軸的設計計算到此結束。六、軸承的選擇和計算（1）、選擇軸承軸承1 深溝球軸承 6006 (gb/t276-1994) 軸承2 深溝球軸承 6007 (gb/t276-1994) 軸承3 圓錐滾子軸承 30211 (gb/t276-1994)（2）校核軸承（軸）深溝球軸承6011 查手冊得 =90800n =115000n 由表8.6 =1.1 =4502 n =9032 n計算派生軸向力、由手冊查得，所以軸承的軸向派生力為：,計算軸承所受的軸向負荷因為e查表8.5得，軸承2：查手冊得，e查表8.5得，軸承壽命計算因為，故按軸承2計

19、算軸承的壽命因此所選軸承合格。七、鍵連接的選擇和計算根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下： 本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：鍵名國標1 (聯(lián)軸器)鍵 8745 gb/t 1096-2003 a型2（齒輪2）鍵 10840 gb/t 1096-2003 a型3（齒輪3）鍵 10863 gb/t 1096-2003 a型4（齒輪4）鍵 181170 gb/t 1096-2003 a型5（齒輪5）鍵 12856 gb/t 1096-2003 a型查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力=100120mpa校核鍵1 =7.52 mpa校核鍵2 =24.44 mpa校核鍵3 =14.39 mpa校核鍵4 =22.60 mpa校核鍵5 =51.27 mpa所以所有鍵均符合設計要求，可用。八、聯(lián)軸器的選擇考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉距tca=ka*t查表10.1 取=1.3，tca=ka*t1=1.314.81=1