螺旋輸送機一級圓柱齒輪減速器(含CAD裝配圖及詳細計算過程)

1、螺旋輸送機一級圓柱齒輪減速器的設計 摘要 此螺旋輸送機的設計主要用于物料的傳送，根據給定的輸送量以及物料特性分別進行葉片用料實形、螺旋直徑、螺旋轉速等主要參數的設計計算。傳動部分采用電動機帶動聯(lián)軸器，聯(lián)軸器帶動齒輪，齒輪帶動聯(lián)軸器進而帶動一級減速器、減速器連接機體的傳動方式。根據計算得出的主要參數選擇合適的電動機，從而確定帶輪以及減速器的傳動比，將主要后續(xù)工作引向一級減速器的設計，其中包括主要傳動軸的校核、齒輪的選擇等計算工作。最后根據計算所得結果整理出安裝尺寸以及裝配圖的繪制。關鍵詞：螺旋輸送機；減速器；物料運輸目錄摘要 1目錄 2課題題目 3第一章 電機的選擇5第二章 傳動裝置的運動和動力

2、參數7 第三章 傳動裝置的運動和動力設計8第四章 圓柱斜齒輪傳動的設計10第五章 軸的設計計算15第六章 軸承的設計與校核23第七章 鍵連接的選擇與校核28第八章 聯(lián)軸器的選用29第九章 箱體設計30第十章 減速器潤滑密封31 設計心得 32參考文獻 32課題題目題目：設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作條件：連續(xù)單項運轉，工作時有輕微震動，使用期限為8年，生產10臺，兩班制工作。輸送機工作轉速的允許誤差為±5%。原始數據：運輸機工作軸轉矩 T=850 N·m 運輸機工作軸轉速 n=125 rpm1 引言： 螺旋輸送機是一種常用的連續(xù)輸送機械。它是利用工作構件即

3、螺旋體的旋轉運動使物料向前運送，是現代化生產和物流運輸不可缺少的重要機械設備之一，在國民經濟的各個部門中得到了相當廣泛的應用，已經遍及冶金、采礦、動力、建材、輕工、碼頭等一些重工業(yè)及交通運輸等部門。主要是用來運送大宗散貨物料，如煤、礦石、糧食、砂、化肥等。本文以草料和飼料為主要輸送原料進行螺旋輸送機的相關結構和參數設計。2 螺旋輸送機工作原理 物料運輸工業(yè)中螺旋輸送機主要用于原料的輸送，一般采用實體螺旋葉片，中間吊掛軸承等螺距的全葉式螺旋即S制法螺旋輸送機。其結構圖如下圖1所示 它由一根裝有螺旋葉片的轉軸和料槽組成。轉軸通過軸承安裝在料槽兩端軸承座上，轉軸一端的軸頭與驅動裝置相聯(lián)。料槽頂面和槽

4、底開有進、出料口。工作原理：物料從進料口加入，當轉軸轉動時，物料受到螺旋葉片法向推力的作用，該推力的徑向分力和葉片對物料的摩擦力，有可能帶著物料繞軸轉動，但由于物料本身的重力和料槽對物料的摩擦力的緣故，才不與螺旋葉片一起旋轉，而在葉片法向推力的軸向分力作用下，沿著料槽軸向移動。第1章 電機的選擇1：電動機類型和結構的選擇:選型：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機特點：結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2:電動機容量選擇：螺旋輸送機所需功率： 由式 Pw=T·n/9550 (kw) 得：Pw

5、=850x125/9550=11.13kw電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據機械設計課程設計查表得式中：1、2、3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。 取=0.99 0.99，0.97，0.99、50.93則：總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 = 0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 = 11.13/ 0.85 = 13.1(kw)由設計指導書可知，滿足PePd條件

6、的系列三相交流異步電動機額定功率Pe應取15 KW。3:確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： nw（1-5%）（1+5%）×125r/min 118.8131.3r/min根據機械設計課程設計13表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=36。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=23 。則總傳動比理論范圍為：a ×=618。故電動機轉速的可選范為 Nd=a× n =(618)×125 =7502250 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方

7、案電動機型號額定功率kw電動機轉速 (r/min)傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比圓錐齒輪傳動減速器1Y160L-4151500146011.6833.892Y180L-61510009707.7623.883Y200L-8157507305.842.52.34綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第1方案比較中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E160600×417.5×210254×2101542×10此選定電動機

8、型號為Y160L-4，其主要性能：電動機主要外形尺寸：第二章 傳動裝置的運動和動力參數確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配 1.1、 傳動裝置總傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n = 1460/125=11.68總傳動比等于各傳動比的乘積ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比） 1.2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書，取i0=2（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai0 11.68/2 5.84第三章 傳動裝置的運動和動力設計 總述 將傳動裝置各軸由高速至

9、低速依次定為電機軸、軸、軸、軸、軸i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉速： 軸：n= nm=1460（r/min）軸：n= n/ i=970/5.84=166.10r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i0=166.10/2=58.05 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd

10、5;1=13.1×0.99=12.969（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =12.969×0.99×0.97 =12.454（KW） III軸： P= P·23= P·2·4 =12.454×0.99×0.99 =12.206（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5 =12.206×0.93×0.99 =11.238（KW）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550·Pd/nm =9550×1

11、3.1/1460 =85.7 N·m軸： T= Td·01= Td·1 =85.7×0.99=84.8 N·m 軸：T= T·i·12= T·i·2·3 =84.8 ×5.84×0.99×0.97=475.57 N·mIII軸：T= T·2·4=461.45N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·2·5=849.71N·m計算結果匯總表軸名功效率P （KW）轉矩T （N·m

12、）轉速nr/min傳動比 i效率電動機軸146010.99軸12.96984.814600.965.84軸12.454475.57166.100.98軸12.206461.45166.1020.92輸送機軸11.238849.7158.05第四章 圓柱斜齒輪傳動的設計 齒輪傳動的適用范圍很廣，傳遞功率可高達數萬千瓦，圓周速度可達150ms(最高300ms)，直徑能做到10m以上，單級傳動比可達8或更大，因此在機器中應用很廣。 5.1 齒輪參數計算 1、選精度等級、材料及齒數 1 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。2 查表得選擇小齒輪40C r（調質熱處理）

13、硬度280HBS ，大齒輪45鋼（調質熱處理）硬度240HBS，二者硬度差值為40HBS；3 初選螺選擇旋角=15°，取Z1=20，Z2=Z1×i=24×5.84=140.16 取Z2=141。2、按齒面接觸強度設計計算的d2t（1）確定公式內的各計算數值1) 試選載荷系數kt=1.6。2) 小齒輪傳遞的轉矩 T1=(95.5×105P1)/n1=8.305×104 Nmm3) 查表得，選取區(qū)域系數zH=2.435。4) 查表得，=0.705, =0.805,則：=+=1.515) 查表得，材料的彈性影響系數zE=189.8 齒輪材料為鍛鋼6)

14、 查表可得，選取持寬系數=17) 查表可得，計算應力循環(huán)次數N=60njLhj 為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數；n為齒輪轉速；Lh為齒輪的工作壽命。 N2=8.410×108/5.84=1.44×1088) 查表可得，接觸疲勞壽命系數kHN1=0.9，kHN2=0.959) 查圖表可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa10) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數s=1機械零件設計手冊=0.9×600540 Mpa=0.95×550522.5 MpaH=(540+522.5)/2

15、=531.25Mpa（2） 計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t得2）計算齒寬b及模數mnt.d1t=61.52mm1) 計算圓周速度2) v=4.70 m/s3)4)b=dd2t=1×61.52=61.52mm mnt=2.97mmh=2.25mnt=2.25×2.97=6.685mm=61.52/6.685=9.205) 計算縱向重合度=0.318×1×20×=1.7046) 計算載荷系數k查閱資料可得使用系數kA=1，根據v=4.70m/s，7級精度，查閱圖表可得動載荷系數kv=1.31，查表可得， =1.56，查閱圖表可

16、得，查閱圖表可得，7) 計算動載荷系數8) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由公式計算得，d1=d1t=61.52= 78.07mm9) 計算模數mnmn=3、 按齒根彎曲強度設計按公式計算得 mn（1） 確定計算參數1) 由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380Mpa2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，KFN1=0.82，KFN2=0.863) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s1.3，由式10-12得：F1=315.38 MpaF2=251.38 Mpa4) 計算載荷系數k。5) 根據縱向重合度1.704，查閱圖表可得，螺旋角影

17、響系數Y=0.895。6) 計算當量齒數。 =22.19=156.77) 查取齒形系數。由表可得：YFa1=2.80，YFa2=2.4188) 查取應力校正系數。由表10-5可得：Ysa1=1.55，Ysa2=1.9719) 計算大、小齒輪的并加以比較Yfa1Ysa1/F1 Yfa2Ysa2/F2比較后得大齒輪的數值大。（2）設計計算 mn=1.86mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，則取mn2mm，已滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=52.45 mm來計算應有的齒數。于是由Z1=29.71

18、mm取z2=30，則z2=i·z1=5.84×30=175。5.幾何尺寸計算 中心矩a=212.23mm圓整中心矩 a=213mm 按圓整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=15.75°因值改變不多，故參數、zH等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=62.34mmD2=363.65mm 計算齒輪寬度b=1×62.34=62.34mm圓整后取 B1=65mm，B2=60mm第5章 軸的設計計算1 軸的結構設計由于齒根圓直徑df3dm所以高速軸采用齒輪軸設計。1）零件裝備減速器輸入軸（I軸）1） 初步確定軸的最小直徑選用40C r調質，硬

19、度280HBS軸的輸入功率為PI=12.969 KW 轉速為nI=1460r/minde （c取115）連接聯(lián)軸器，有一根鍵，則dm=de×1.05=23.82×1.05=25.01mm初選彈性柱銷聯(lián)軸器 TL5(T=125N·m,L=62mm),則最小軸徑dm取25mm2）確定軸各段直徑和長度 左起第一段與TL5(T=125N·m,L=62mm)彈性柱銷聯(lián)軸器連接，軸徑d1=25mm軸長L1=60mm; 左起第二段，軸向定位彈性柱銷聯(lián)軸器，d2=d1+2×(2-3)=29-30mm因必須符合軸承密封元件的要求，經查表，取=30mm。箱體結構未

20、知，L2待定； 齒輪采用對稱安裝，則有L4=B1=65mm,d4=da=65.98mm,圓整，取值d4=66mm; 旋轉構件應距離箱體15mm，則齒輪距箱體15mm，距離軸承20mm,L5=4mm。軸承初選7207AC（d×D×B=35×72×17 mm），則L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm3）校核軸的強度 按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示圖中 b=c=43.5mm a=121mm(初取L2) T=84.8 N·m (1)確定作用在軸上的載荷：圓周力 Ft=徑向力 Fr=軸向力 Fa= Fttg=3262.8&#

21、215;tg15.75°=920.2N4）確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.1a所示。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×3262.8=1631.4N截面-的彎曲力矩 MIH=FRBH b=1631.4×43.5=70965.9N·mm 垂直面中的計算簡圖如圖6.1b所示。 支承反力 FRBV= FRCV=截面-的彎曲力矩 M´IH =FRBV·b=946.63×43.5=41178.40N·mm M´´IH =FRCV·c=287.26×

22、43.5=12495.80N·mm合成彎矩（圖1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm軸上的扭矩 T=84800 N·mm 畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.1e所示。從圖中可以判斷截面-彎矩值最大，而截面-承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。 5）計算截面-、截面-的直徑已知軸的材料為40C r（調質熱處理）,其B=750MPa；-1b=70MPa，0b=120MPa。則 70/120=0.58截面-處的當量彎矩 N·mm截面-處的當量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 d=mm 滿足設計要求；

23、 軸截面-處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得20.11mm，也滿足設計要求。2 減速器輸出軸（軸）1） 初步確定軸的最小直徑選用45調質鋼，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=12.454 KW 轉速為nI=166.10r/minde （c取115）擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示：2）確定軸各段直徑和長度右起第一段，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40mm，根據計算轉矩TC=KA×T=1.3×475.57=713.355N·m，查標準GB/T 50141985，選用TL7型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=

24、112mm,軸段長L1=110mm；右起第二段，考慮密封要求，d2取45mm，L2待定；右起第三段，初選7210AC(d×D×B=50×90×20),d3=50mm,L3=43.5mm右起第四段，安裝齒輪，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm右起第五段，定位齒輪的軸肩，d5=60mm,L5=7.5mm右起第六段，d6=d3=50,L6=343）按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算 根據上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一樣，只是里的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖所示：圖中 b=c=41.2m

25、m a=120mm(初取L2) T=475.57 N·m (1)確定作用在軸上的載荷：大齒輪分度圓直徑d2=210mm圓周力 Ft=徑向力 Fr=軸向力 Fa= Fttg=4529.24×tg15.75°=1277.38N 確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.2a所示。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×4529.24=2264.62N截面-（安裝大齒輪）的彎曲力矩 MIH=FRBH b=2264.62×41.2=93302.34N·mm 垂直面中的計算簡圖如圖6.2b所示。 支承反力 FRBV= F

26、RCV=截面-的彎曲力矩 M´IH =FRBV·b=2466.26×41.2=101609.91 N·mm M´´IH =FRCV·c=-765.66×41.2=-31545.36 N·mm合成彎矩（圖1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm軸上的扭矩 T=475570 N·mm 4） 畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.2e所示。從圖中可以判斷截面-彎矩值最大，而截面-(安裝聯(lián)軸器)承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。 計算截面-、截面

27、-的直徑已知軸的材料為45（調質熱處理）,其B=650MPa；-1b=60MPa，0b=102.5MPa。則 60/102.5=0.6截面-處的當量彎矩 N·mm截面-處的當量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得33.06mm55mm 滿足設計要求； 軸截面-處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得38.04mm，也滿足設計要求。圖1第六章軸承的設計與校核高速軸軸承的設計與校核查機械設計課程設計可知角接觸球軸承7207AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。根據設計條件，軸承的預期壽命為：1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到

28、的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-1。圖7-1 高速軸軸承的受力分析圖已知小齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa= 789.52N小齒輪分度圓直徑d=51.98-Fr1v=289.24N2）求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2對于7207AC型軸承，查設計指導書可知軸承內部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷系數e=0.68，因此可估算因為 Fs1所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故 Fa1= 3）求軸承的當量動載荷P1和P2由表16-11分別進行查表得徑向載荷系數和軸向系數為軸承1：X1=0.41,軸承2：因軸承運轉中有輕微載荷，按表16-8和表16-9，

29、fp=1.0，。則4）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預期壽命為：，。滿足設計要求。5）低速軸軸承的設計與校核查機械設計課程設計P193可知角接觸球軸承7210AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。根據設計條件，軸承的預期壽命為：1、求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖7-2圖7-2 低速軸軸承的受力分析圖已知大齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa=758.18N大齒輪分度圓直徑d=210mm-Fr1v=-460.24N2、求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2對于7210AC型軸承，查設

30、計指導書可知軸承內部軸向力Fs=0.68Fr，其判斷系數e=0.68，因此可估算因為 Fs2所以軸承1“壓緊”，軸承2“放松”，故 Fa1= 3、 求軸承的當量動載荷P1和P2由表16-11分別進行查表得徑向載荷系數和軸向系數為軸承1：X1=0.41,軸承2：因軸承運轉中有輕微載荷，按表16-8和表16-9，fp=1.0，。則4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預期壽命為：，。滿足設計要求。第七章 鍵連接的選擇和校核1、 高速軸連接聯(lián)軸器處鍵輸入軸外伸端直徑d=25mm，考慮到鍵在軸末端處安裝，根據機械設計課設設計表9-14中，選單圓頭普通C型平鍵bh=8mm7mm。

31、鍵長L=56mm。選擇45鋼，則其擠壓強度公式為，并取，則其工作表面的擠壓應力為由表6-2查得可知，當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，故連接能滿足擠壓強度要求。2、 安裝低速軸與大齒輪連接處的鍵 直徑d=55mm,考慮到鍵在軸中部安裝，根據機械設計課設設計表9-14中，選圓頭普通A型平鍵，鍵bhL=16mm10mm45mm。選擇45鋼， ，則其工作表面的擠壓應力為當載荷平穩(wěn)時，許用擠壓應力，故連接能滿足擠壓強度要求。3、 安裝低速軸與聯(lián)軸器連接處的鍵 選用單圓頭普通C型平鍵，根據齒處軸的直徑為d=40mm，根據機械設計課設設計表9-14中，查得鍵的截面尺寸為鍵，鍵長取L=110mm。 鍵、軸和輪轂的

32、材料都是剛，其許用應力，鍵工作長度l=L-b/2=104mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以連接能滿足擠壓強度要求。第八章 聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。聯(lián)軸器的選擇原則：轉矩T： T，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；轉速n：n，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器；對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器；裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器；成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器；半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。第九章 箱體設計減速器箱體的各部分尺寸表箱座厚度8箱蓋厚度18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM16地腳螺釘數目4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d1M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑d2M8螺栓的間距：150-200軸承端蓋螺釘直徑d3軸承外圈直徑7