螺旋输送机课程设计.doc

《机械设计基础A》课程设计
说 明 书

题 目 名 称：
螺旋输送机传动传动系统设计
学 院（部）：
机械工程学院
专 业：
机械设计制造及其自动化
学 生 姓 名：
朱勇
班 级：
1205
学号： 12405701114
指导教师姓名：
江湘颜
评 定 成绩：

目 录
1 设计任务书......................................1
2 电动机的选择与运动参数的计算.......................3
2.1电动机的选择...............................................3
2.2传动比的分配...............................................3
2.3传动装置的运动参数.........................................4
3各齿轮的设计及计算..............................5
3.1、圆柱斜齿轮的减速设计......................................5
3.2、圆锥齿轮的减速设计.......................................10
4 轴的设计计算..................................14
4.1、输入（高速）轴的设计.....................................14
4.2、输出（低速）轴的设计.....................................20
5 轴承的选择及计算...............................26
5.1、输入轴的轴承设计计算......................................26
5.2、输出轴的轴承设计计算......................................26
6 联轴器的选择...................................27
7 润滑与密封.....................................27
8 其它附件的选择.................................27
9 设计小结.......................................29
10 参考文献......................................30

一、设计任务书
传动系统图：

螺旋输送机传动系统简图

1-电动机；2--联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；
5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机
原始数据：输送机工作主轴功率
输送机工作轴转速 n=120r/min
工作条件：螺旋输送机连续运行、单向转动，启动载荷为名义载荷的1.25倍；工作时有中等冲击；螺旋输送机主轴转速 n的允许误差；二班制（每班8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2-3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

二、 电动机的选择与运动参数的计算
2 1电动机的选择
2.1.1 确定电动机的额定功率
确定传动的总效率；其中、、、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：
，，，

工作时，电动机的输出功率为：
KW
由表12-1可知，满条件的Y系列三相异步电动机额定功率应取为5.5KW。
2.1.2、电动机型号的选择
由《机械设计课程设计》表3-2可知：
单级圆柱斜齿轮的传动比为3-5；开式圆锥齿轮的传动比为2-4；则总传动比的范围为6-20。所以电动机的转速范围为600-2000r/min。
初步选择同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率为5.5KW
的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型，再根据表12-2中型号比较，选择Y132S-4型较为合理。
Y132S-4型三相异步电动机的额定功率=5.5KW,满载转速，同步转速为1500r/min，电动机中心高为132mm，轴伸出部分用于装联轴器的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。
2.2传动比的分配
2.2.1、总传动比计算
由题目给定参数可知输送机工作轴转速，

2.2.2、传动比的分配
根据《机械设计课程设计》表3-2可知：单级圆柱齿轮减速器的传动比i一般为3-5，单级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，其传动比一般为2-4，因此，取单级圆柱齿轮传动比，则单级开式圆锥齿轮传动的传动比

2．3传动装置的运动参
（1）各齿轮功率的计算
对于圆柱斜齿齿轮传动：
高速轴的输入功率：
低速轴的输入功率：
对于圆锥齿轮传动：
高速轴的输入功率：
低速轴的输入功率：
(2)各轴转速的计算
对于圆柱齿轮传动：
高速轴转速：
低速轴转速：
对于圆锥齿轮传动：
高速轴转速：
低速轴转速：
（3）各轴输入转矩的计算
对于圆柱齿轮传动：
高速轴输入转矩：
低速轴输入转矩：
对于圆锥齿轮传动：
高速轴输入转矩：
低速轴输入转矩：
轴名
功率KW
转速r/min
转矩
圆柱齿轮传动
高速轴1
4.6084
1440
30.5626
低速轴2
4.3807
380
110.0939
圆锥齿轮传动
高速轴3
4.2502
380
106.8142
低速轴4
3.9569
127
297.5464

三、 各齿轮的设计及计算
3.1、圆柱斜齿轮减速设计
3.1.1、工况分析
直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，小齿轮用45调质，齿面硬度250HBS；大齿轮用45常化210HBS；初选传动精度为8级，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，初选齿数；压力角为；初选螺旋角为。
3.1.2、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。
3.1.3、设计计算
（1）确定材料许用接触应力
由《机械设计》图7-18（a）查MQ线得 。
(2)确定寿命系数。
小齿轮循环次数：
大齿轮循环次数：
由《机械设计》图7-19查得
（3)确定尺寸系数,由图7-20查得
（4）确定安全系数,由表7-8取
（5）计算许用接触应力
根据式（7-22）得

（6）按齿面接触接触强度设计

确定上式中的各计算数值如下：
初定螺旋角；试选载荷系数；
小齿轮传递的转矩：由前面求得；
确定齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数；
确定材料弹性影响系数,由表7-5查得材料弹性影响系数 ；
确定节点区域系数,由图7-14得；
确定重合度系数，由教材（7-27）计算端面重合度为

轴面重合度：
因，由式（7-26）计算重合度系数
（7） 确定螺旋角系数
（8） 计算所需小齿轮直径

(9)确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径
确定使用系数：按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取
；
确定动载系数：
计算圆周速度：
故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得；
确定齿间载荷分配系数：
齿宽初定：
单位载荷：
由表7-3查得。
确定齿向载荷分布系数：由表7-4得

计算载荷系数：
按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得

计算模数：
3.1.4、齿根弯曲疲劳强度计算
由式（7-28）得弯曲强度的设计公式为

（1) 由教材图7-21（a）取；
（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数；
（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数；
（4）由图7-23得尺寸系数
（5） 由式（7-22）得许用弯曲应力：

（6）确定计算载荷K：
初步确定齿高
由图7-11得，计算载荷：

（7）确定齿形系数：
当量齿数为
由图7-16查得；
（8）由图7-17查得应力校正系数：；
（9）计算大小齿轮的值：

大齿轮数值大。
（10）求重合度系数：
端面压力角：
基圆螺旋角的余弦值为：

当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得
按式7-30计算
（11）由图7-25得螺旋角影响系数；
（12)将上述各值代入公式计算，得

由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以计算出来的1.1按国标圆整为。并根据接触强度计算出的分度圆直径，则
取，故
3.1.5、齿轮的几何尺寸计算
（1） 中心距：
把中心距圆整成103mm；
（2）修正螺旋角：
螺旋角变化不大，所以相关参数不必修改；
（3） 分度圆直径：
(4)确定齿宽：，
3.2、直齿圆锥齿轮减速设计
3.2.1、工况分析
根据工作条件，减速器可采用开式软齿面传动，查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调制处理，硬度;大齿轮材料为45钢，调制处理，硬度；两齿轮齿面硬度差为30，符合软齿面传动的设计要求。
3.2.2、设计计算
（1）选齿数：取；
（2）确定材料许用接触应力：
确定接触疲劳极限，由图7-18(a)查MQ线得 ；
确定寿命系数,由已知条件，取；
确定尺寸系数,由图7-20查得；
确定安全系数,由表7-8取；
计算许用接触应力：
根据式（7-20）得

（3） 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计
按式（7-35）计算接触强度，其公式为：

确定上式中的各计算数值如下：
试选载荷系数；
选取齿宽系数；
由表7-5得材料的弹性影响系数；
由图7-14确定节点区域系数；
试算所需小齿轮直径：

（4） 确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆：
确定使用系数确定使用系数：按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取；
确定动载系数：
计算平均圆周速度：

故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得；
确定齿间载荷分配系数：
锥距：；
齿宽初定：；
圆周力计算：

单位宽度载荷计算；
查表7-11得；
确定齿向载荷分布系数:
由表7-12取，有效工作齿宽，按式7-36计算得：

计算载荷系数：；
按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式7-12计算得

试算模数：
3.2.3、齿根弯曲强度计算
（1）按式（7-38）计算弯曲强度，其公式为：

确定上式各计算的数值：
由图7-21（a）确定弯曲极限应力值，取；
由已知条件取弯曲疲劳寿命系数；
由教材P151表7-8查得弯曲疲劳安全系数；
由教材P154图7-23得尺寸系数；
按教材P152式7-22得许用弯曲应力：

确定齿形系数 ：
计算分度圆锥角：
计算当量齿数：
由教材P147图7-16得
确定应力校正系数，根据
由教材P147图7-17得
计算大小齿轮的 数值：

把以上数值代入公式得：

由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的3.45国标圆整为，再按接触强度计算出的分度圆直径协调相关参数尺寸为：

锥齿轮分度圆直径为：

四、 轴的设计计算
4.1、输入轴的设计
4.1.1求作用在齿轮上的力：
根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力，已知：
输入轴的转速：，
输入轴的功率：,
输入轴的转矩：
高速级小齿轮分度圆直径：
圆周力：
径向力：
4.1.2初步确定轴的最小直径：
根据教材P288式12-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：

轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至7%，即

输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为使所选取的轴的直径与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查P273表11-1，选取，则

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4，选取HL3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630。半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
4.1.3轴的结构设计：
1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：
a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取。
b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据，由轴承产品目录（设计书P134表15-4），初步选定深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，故，而。
c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定位。前面已求得齿轮1宽50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径。轴环高度b1.4h。取，。
d. 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装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右端面间的距离，故取。
e. 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知齿轮轮毂L=60mm，轴承宽度B=18mm则:
；

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度
3) 轴上零件的周向定位：
齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由课程设计指导书P127表14-10得平键截面b×h=14mm×9mm，键槽长度为36mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为10mm×8mm×36mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考教材P283表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径取R2。
4.1.4求轴上载荷：
1) 计算轴的支反力：
垂直面：

水平面:

2) 求F力在支点产生的反力：

3) 绘制垂直面的弯矩图：
由于 所以
4) 绘制水平面的弯矩图：
由于 所以
5） 求F力产生的弯矩图：

a-a截面F力产生的弯矩为：

6)绘制合成弯矩图:

7)求轴传递的转矩:

8)求危险截面的当量转矩:

扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数；
9)轴的计算应力:

前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P281表12-1查得，因此，所以轴是安全的。

输入轴弯矩图

4.1.5精确校核轴的疲劳强度：
1) 判断危险截面：
截面A、Ⅱ、Ⅲ、B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B处均无须校核。
　 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况来看，截面C上的应力最大，截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不需要校核。截面Ⅵ和Ⅶ也显然不比校核。有机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核Ⅳ左右两侧即可。
2) 截面Ⅳ左侧：
抗弯截面系数：
　 抗扭截面系数：
　 截面Ⅳ左侧的弯矩Ｍ为：
截面Ⅳ上的扭矩：
截面Ⅳ上的弯曲应力：
截上的扭切应力：
轴材料为45钢，调质处理。由教材P281表12-1得：
; ;
截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数，由机械设计手册查取。
因r/d=1.6/40=0.04 （D-d）/r=（45-40）/1.6=3.125
经插值后查得
查得尺寸系数 ,扭转尺寸系数,轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则综合系数为:

又由机械设计手册查得应力折算系数。
计算安全系数值，

故可知其安全
3) 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数：
　抗扭截面系数：
　弯矩Ｍ及弯曲应力为：
，
扭矩及扭转切应力为：
，
过盈配合处查手册得 ,轴按车削加工，查得表面质量系数为，尺寸系数；扭转尺寸系数，故得综合影响系数为

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的，所以设计的轴是合理的。
4.2输出（低速）轴的设计
4.2.1确定轴的材料：
输出轴的材料选为45号钢，调质。
4.2.2求作用在齿轮上的力：
根据输出轴运动和低速级设计几何参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力，已知：
输入轴的转速：，
输入轴的功率：,
输入轴的转矩：
低速级小齿轮分度圆直径：
圆周力：
径向力：
轴向力：
4.2.3确定轴的最小直径：
根据教材P288式12-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：

轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至7%，即

输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为使所选取的轴的直径与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查P273表11-1，选取，则

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，公称转矩为3150。半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。

4.2.4轴的结构设计：
1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：
a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取。
b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据，由轴承产品目录（设计书P132表15-3），初步选定深沟球轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由指导书P132表15-3查得
c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定位。前面已求得齿轮宽88.5mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=8.4mm，则轴环处的直径。轴环高度b1.4h。取。
轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装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右端面间的距离，,故取。
d. 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知齿轮轮毂L=58mm，轴承宽度T=38mm则:

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度
3) 轴上零件的周向定位：
齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由课程设计指导书P127表14-10得平键截面b×h=22mm×14mm，键槽长度为80mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考教材P283表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径取R2。
4.2.5求轴上载荷:
1) 计算轴的支反力：
垂直面：

水平面:

2) 求F力在支点产生的反力：

3) 绘制垂直面的弯矩图：

4) 绘制水平面的弯矩图：
由于 所以
5) 求F力产生的弯矩图:

a-a截面F力产生的弯矩为：

6) 绘制合成弯矩图:

7) 求轴传递的转矩:

8) 求危险截面的当量转矩:

扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数

9) 轴的计算应力:

前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得，因此，所以轴是安全的。

输出轴弯矩图

五 轴承的选择及计算
根据条件，按每年工作300天计算 , 轴承预计寿命=2×8×300×8=384000小时。
5.1.输入轴的轴承设计计算：
1) 初步计算当量动载荷：
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以
2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：
查教材表10-7、表10-8，可得

3) 选择轴承型号：
查指导书P134表15-4初选6208轴承， Cr=22.8KN,Cor=15.8KN

因此预期寿命足够，此轴承合格。
5.2.输出轴的轴承设计计算:
1) 初步计算当量动载荷：
因该轴承在此工作条件下受到径向力和轴向力作用，所以
2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：

3) 选择轴承型号：
查课程设计指导书P132表15-3初选30313轴承， Cr=185KN,Cor=142KN

因此预期寿命足够，此轴承合格。

六 联轴器的选择
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。
2) 载荷计算及型号选择：
a. ，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以,则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表16-4，选取HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。
b. ，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以,则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。
七 润滑与密封
结合前面的数据并查阅教材P263表10-12得齿轮采用浸油润滑，由指导书P190表20-3选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1986）。
轴承选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为毡圈22FZ/T92010-91、毡圈32FZ/T92010-91。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

九 设计小结
这次关于带式运输机上的圆柱齿轮减速器的课程设计让我们真正从理论结合实践认识了机械设计，这次设计使我们更加深入了解了设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。在这两个星期的设计实践中，我学到的不只是课堂上单调的理论，而是真正意义上的设计，为我以后的工作打下一定的坚实基础。
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
在这次设计中我们融合了这么多科所学的理论知识，运用到实践上，显现了我们所学还是有所用的，更加强了我们以后运用知识的综合能力。
本次设计在指导老师的细心帮助和支持下，我圆满完成了任务，设计中还存在些错误和缺点，还需要我继续努力学习和掌握相关机械设计的知识，继续培养设计思想从而提高设计实践操作能力。感谢老师的指导和帮助。