1、機械設計課程設計論文題 目 設計螺旋運輸機的傳動裝置學 院 材料學院 專 業(yè) 材料化學 姓 名 學 號 指導教師 呂冬青 二一三 年一月 四 日機械設計課程設計姓名 專業(yè) 班級 學號 一、設計題目：螺旋輸送機傳動系統(tǒng)中的一級圓柱齒輪減速器二、系統(tǒng)簡圖：三、工作條件：螺旋輸送機單向運轉，有輕微振動，小批量生產，兩班制工作，使用期限10年，輸送機螺旋軸轉速的容許誤差為±5%。四、原始數(shù)據(jù) 原 始 數(shù) 據(jù) 題號5運輸機工作軸轉矩T/(N*m)200運輸機工作軸轉速n/(r/min)140五、設計工作量：1. 設計說明書1份2. 減速器裝配圖1張3. 減速器零件圖2張指導教師：呂冬青開始日期

2、： 2013年 1 月 2 日 完成日期：2013 年1 月 5 日設計計算說明書計算及說明結果一、傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1） 工作條件：使用年限10年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉矩T=200 N*m；運輸機工作軸轉速n=140r/min；二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×3軸承×齒輪×聯(lián)軸器×螺旋 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.8281(2)

3、電機所需的工作功率：P工作=T螺旋*n/9550/總=200×140/9550/0.8281=3.584KW取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為I總=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ia×n螺=（624）×140=8403360r/min符合這一范圍的同步轉速1000、和1500、3000r/min。根據(jù)容量和轉速，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1500r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步

4、轉速，選定電動機型號為Y112M-4。其簡圖如下：其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉速1440r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n螺旋=1440/140=10.2862、分配各級傳動比（1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=4（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪×i帶i帶=i總/i齒輪=10.286/4=2.574、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min）nI=n電機=1440r/minnII=nI/i帶=1440/2.57=560.31r/min)nIII=nII/i齒輪=560.31/4=140.002(r/mi

5、n)2、 計算各軸的功率（KW）PI=P工作c=3.584×0.96=3.441KWPII=PI×r×g=3.441×0.99×0.96=3.270KWPIII=PII×軸承×齒輪=3.270×0.98×0.97 =3.108KW3計算各軸扭矩（N·mm）To = 9550×P工作/n o=9550 ×3.584/1440=23.76N·mTI=9550×PI/nI=9550×3.441/560.31=58.65N·mTII=9550&

6、#215;PII/nII=9550×3.270/140 =223.1N·m TIII=200N·m 五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V選帶截型由表得：kA=1.2Pd=KAP=1.2×5.434=6.5208KW選用A型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速小帶輪基準直徑為75100mm因為帶輪直徑越大，帶的彎曲程度越小，帶中的彎曲應力就越小 則取D1=100mm>dmin=75 D2=n1/n2·D1（1-）=2.57×100×0.95=244.15mm查表。取D2=260mm 實際

7、從動輪轉速n2=n1D1/D2=1440×100/260 =553.84r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=560.31-553.84/560.31 =0.012<0.05(允許)帶速V：V=D1n1/60=×100×1440/60 =7.536m/s在525m/s范圍內，帶速合適。（3） 確定帶長和中心矩0. 7(D1+D2)a02(D1+D2)0. 7(100+335)a02×(100+335) 所以有：304.5mma0870.0mmL=2a+1.57(D1+D2)+(D2-D1)2/4a =2×500+/2(100+335)+

8、(335-100)2/（4×500） =1708.6mm取Ld=1800mmaa0+Ld-L/2=500+1800-1708.6/2 =500-45.7=454.3mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-(D2-D1)/a×57.30 =1800-(335-100)/454.3×57.30=1800-29.60 =150.40>1200（適用）（5） 確定帶的根數(shù) 課本表格查得K=0.92， KL=1.01P0=0.97KW P0=0.11KW得Z=Pd/P=Pd/(P0+P0)KKL =6.5208/(0.97+0.11) ×0.97×1

9、.01 =6.50取Z=7(6)計算軸上壓力由課本表查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500Pd/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×6.5208/7×1.5×(2.5/0.92-1)+0.1×1.52N =533.50N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sin1/2=2×7×533.50sin（150.40/2）=7221.2N2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS，表面淬火40-56HRC。大齒輪選用45

10、鋼，調質，齒面硬度240HBS；根據(jù)表選8級精度。二者材料硬度差為40HBS。齒面精糙度Ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1 由式（6-15）確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=4 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4×20=80 實際傳動比I0=80/20=4傳動比誤差：i-i0/I=4-4/4=0%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=4由課本表，取d=0.9 (3)轉矩T1TI=9550×PI/nI=9550×3.441/1440=22.82N·m (4)載荷系數(shù)k 取k=1 (5)許用接觸應力HH= HlimbK

11、HL/SH由課本表查得： HlimZ1=17*45+20=785Mpa HlimZ2=2*240+69=549Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NHNH1=60n1rth=60×560.31×1×(16×365×5)=9.8166×108NH2=NH1/i=9.8166×108/4=2.454×108由課本表查得NH0=2.1×107因為NH>NH0，所以KHL=1通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=785×1/1.0Mpa=785MpaH2

12、=Hlim2ZNT2/SH=350×1/1.0Mpa=549Mpa參考機械設計表ZE取188故得：d1 =39.236mm計算圓周速度 v=0.589m/s計算齒寬b及模數(shù)mtB1=d*d1=1×39.236mm=40mmB2= B1·d=36mmm=1.962 mmh=2.25m=2.25×1.962mm=4.41mmb/h=39.236/4.41=8.89根據(jù)課本表 取標準模數(shù)：m=2mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 F=(2kkVT1/d12md)YFH d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×80mm=160mm

13、確定有關參數(shù)和系數(shù),由課本圖8-44Z1=20,，YF1 =4.15Z2=80，YF2=3.75（x=0）計算許用彎曲應力 F= FlimbKFLKFc/SF由表8-11知Flimb1=600N/mm2Flimb2=1.8HBS=1.8×240=432N/mm2取SF=2，單向傳動去KFc=1，因NFV>NF0，所以KFL=1。 F1=600/2=300N/mm2 F2=432/2=216N/mm2 F1/YF1=300/4.15=72.3N/mm2 F2/YF2=216/3.75=57.6N/mm2F2/YF1<F1/YF2,故應驗算大齒輪的彎曲應力。F2=3.75&#

14、215;2×16522×1.05×1.15/(402×1×1.5)=62.34N/mm2<F2=216N/mm2(7)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+80)=100mm六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據(jù)設計手冊例題，并查表10-2，取c=115d115 (5.2166/960)1/3mm=20.2mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=20.2(1+5%)mm=21.2選d=21.2mm2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可

15、將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度段：d1=21mm 長度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=21+2×2×1.5=27mmd2=27mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm,故II段長：L2=

16、55mmIII段直徑選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=35×80×18，那么該段的直徑為d3=35mm，長度為L3=35mm段直徑由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+h=35+3=38mm由于齒寬為40mm所以取L4=40mm段直徑該段為滾動軸承和擋油板安裝出處，取軸徑為D5=40mm，長度L5=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=238mm (3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=40mm求轉矩：已知T2=223.1N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d1=2×223.1&#

17、215;4=1784.8N求徑向力FrFr=Ft·tan=1784.8×tan200=649.66N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=L/2=119mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=446.2NFAZ=FBZ=Ft/2=162.415N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=446.2×0.119=53.1N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=162.415×0.119=19.33N&

18、#183;m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(53.12+19.332)1/2=116.8N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=51.89N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/4=116.82+(1×223.1)21/4=172.30N·m (7)校核危險截面C的強度e=Mec/0.1d33=172.30×1000/(0.1×413)=42.98M

19、Pa< -1b=60MPa該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)設計手冊表 取c=115dc(P3/n3)1/3=115(4.7130/71.64)1/3=46.42mm取d=46mm2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=80mm而 Ft1=2065.2NFr1=Ft=751.7N3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案2）確定軸各段直徑和長度1，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取48mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×T=1.3×165.22=214.79

20、N.m，查標準GB/T 50142003，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm2，右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取55m,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為25mm，故取該段長為L2=60mm3，右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，根據(jù)GB/T 276-1994選用61812型軸承，其尺寸為d×D×B=60×78×10，那么該段的直徑為60mm，長度為L3=42.5mm4，右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒

21、輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為160mm，則第四段的直徑取63mm,齒輪寬為b=40mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=40mm5，右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=70mm ,長度取L5=6mm6，右起第六段，該段為滾動軸承和擋油板安裝出處，取軸徑為D6=50mm，長度L6=32.5mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：FAY=FBY=Ft/2 =1032.6N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么FAZ=FAZ =Fr/2=375.8N2)作出軸上各

22、段受力情況及彎矩圖 3)判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。MC1=FAZL/2=162.415×0.130=21.11N·mMC2=FAYL/2=446.2×0.130=58.0N·mMC=(MC12+MC22)1/2=(21.112+582)1/2=66.6N·mT=3.932×（P3/n3）×106=200.1N·mMec=MC2+(T)21/2=142.82+(1×165.22)21/2=218.38N·me=Mec/0.

23、1d33=218.38×1000/(0.1×603)=10.11MPa< -1b=60MPa右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= Mec/0.1d13=218.38×1000/(0.1×483)=19.75Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16×365×5=29200小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=286.57r/min兩軸承徑向反力：FAY=FBY=472.15N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型軸承內部軸向FS=0.63FY

24、則FS1=FS2=0.63FAY=297.36N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=297.36N FA2=FS2=297.36N (3)求系數(shù)x、y/FA1/FR1=297.36N/472.15N=0.63FA2/FR2=297.36N/472.15N=0.63根據(jù)課本表 得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本表 取f P=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×472.15+0)=708.2N

25、P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×472.15+0)=708.2N (5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=708.2N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000NLH=16670/n(ftCr/P)3=16670/286.57×(1×23000/708.2)3=1992602h>29200h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=71.64r/min Fa=0 FR=FAZ=375.8N試選61812型深溝滾動軸承根據(jù)課本 得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×375.8=

26、236.8N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FAY=FBY=FS1=236.8N (3)求系數(shù)x、yFAY/FR1=236.8/375.8=0.63FBY/FR2=236.8/375.8=0.63根據(jù)課本表 得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2根據(jù)表 取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×375.8)=563.7NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5&

27、#215;(1×375.8)=563.7N (5)計算軸承壽命LHP1=P2 故P=563.7 =3根據(jù)手冊 7207AC型軸承Cr=9100N根據(jù)課本 表 得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P)3=16670/71.64×(1×9100/563.7 )3 =978949h>29200h此軸承合格8、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=42.5mm T=165.22Nm查手冊 選用A型平鍵A鍵 18×7 GB1096-2003 L=L1-b=42.5-18=24.5mm根據(jù)課本（6-1）式得p

28、=4 ·T/(d·h·L)=10.58Mpa< R (100Mpa)輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d1=21mm L1=50mm T=51.89N·m查手冊 選A型平鍵 GB1096-2003A鍵8×5 GB1096-79l=L2-b=50-8=42mm h=5mmp=4 ·T/（d·h·l）=18.08Mpa< p (100Mpa)3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=55mm L2=60mm T=183.20N·m查手冊 選A型平鍵 GB1096-2003A鍵16×

29、;7 GB1096-79l=L2-b=60-16=44mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=5.05Mpa< p (150Mp）九、箱體的設計1、窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。2、放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3、油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。4、通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，

30、導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。5、啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。6、定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。7、調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整

31、軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用8、環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。9、密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：T=200N*mn=140r/min總=0.8281P工作=3.584KWN螺旋=140r/min電動機型號Y112M-4i總=10.286據(jù)手冊得i齒輪=4i帶=2.57nI =1440/minnII=560.31r/minnIII=140r/minPI=3.441KWPII=3.270KWPIII=

32、3.108KWT0=23.76N·mTI=58.65N·mTII=223.1N·mTIII=200N·mD2=244.15mm取標準值D2=260mmn2=553.84r/minV=7.536m/s304.5mma0870.0mm取a0=500Ld=1800mma0=454.3mmZ=7根F0=533.50NFQ =7221.2Ni齒=4Z1=20Z2=80u=4T1=22.82N·mHlimZ1=785MpaHlimZ2=549MpaNH1=9.8166×108NH2=2.454×108KHL=1H1=785MpaH2=5

33、49Mpad1=39.236mmv=0.589m/sB1=40mmB2=36mmm=2mmh=4.41mmb/h=8.89d1=40mmd2=160mmFlim1=600MpaFlim2 =432MpaSF=2KFc=1KFL=1F1=300MpaF2=216Mpaa =100mmd=21mmd1=21mmL1=50mmd2=27mmL2=55mmd3=35mmL3=35mmd4=38mmL4=40mmd5=30mmL5=20mmL=238mmFt =1784.8NFr=649.66NFAY =446.2NFBY =446.2NFAZ =162.415NFBZ =162.415NMC1=53.

34、1N·mMC2=19.33N·mMC =116.8N·mMec =172.30N·me =42.98MPa<-1bd=46mmFt1 =2065.2NFr1=751.7ND1=48mmL1=80mmD2=55mmL2=60mmD3=60mmL3=42.5mmD4=63mmL4=40mmD5=70mmL5=6mmD6=50mmL6=32.5mmL=261mmMC1=21.1N·mMC2=58.0N·mMC =66.67N·mT=200.1N·mMec=218.38N·me =24.29Mpa<-

35、1b軸承預計壽命29200hFS1=FS2=297.36Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=708.2NP2=708.2NLH=1047500h預期壽命足夠FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故軸承合格A型平鍵8×7p=29.68MpaA型平鍵18×7p=10.58MpaA型平鍵16×7p =18.08MpaA鍵16×7p=5.05Mpa十、減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5十一、潤滑與密封齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。