螺旋輸送機設計課程設計

1、新鄉(xiāng)學院本科課程設計（論文） 螺旋輸送機設計學生姓名：學生學號：院 系：機電工程學院年級專業(yè)：10級切削一班指導老師：劉建華（副教授）1、引言32、課程設計的內(nèi)容和要求33、傳動裝置的總體設計4 3.1電動機的選擇.4 3.2總傳動比的計算和分配各級傳動比.5 3.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算.64、傳動零件的設計計算7 4.1帶輪傳動的設計計算.7 4.2高速嚙合齒輪的設計.9 4.3低速嚙合齒輪設計計算.125、軸的設計計算及校核16 5.1高速軸的結構設計與校核.6 5.2低速軸的結構設計與校核.21 5.3中間軸的結構設計與校核.266、滾動軸承的選擇和計算31 6.1高速軸軸承的計

2、算31 6.2中間軸軸承的計算32 6.3低速軸軸承的計算337、鍵的選擇與計算.34 7.1高速軸34 7.2低速軸34 7.3中間軸348、減速器附件的選擇.349、箱體和軸承端蓋的設計.3510、潤滑與密封的選擇3611、參考資料.3612、課程設計小結.361引言機械設計課程是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課。機械設計課程設計是機械設計課程的重要實踐教學環(huán)節(jié)，其基本目的是：1）通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想；2）學會從機器功能的要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動

3、方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力；3）通過課程設計，學習運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用等，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。在本課程設計中用計算機繪圖或手工繪圖都能達到以上要求，但是由目前發(fā)展趨勢應盡量采取計算機繪圖。2.課程設計的內(nèi)容和要求要求：某螺旋輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，較大沖擊載荷，兩班制工作，工作年限10年，工作機轉(zhuǎn)速的允許誤差為5%，小批量生產(chǎn)，試設計該螺旋輸送機的傳動裝置部分。螺旋輸送機的原始數(shù)據(jù)如下表：數(shù)據(jù)編號7.2運輸機工作

4、軸轉(zhuǎn)矩T（N.m）1550運輸及工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min)120傳動裝置簡圖如下：3.傳動裝置的總體設計3.1.電動機的選擇（1）選擇電動機的類型和結構形式根據(jù)減速裝置工作條件和工作要求，選用三相鼠籠Y型異步電動機，采用密封結構。（2）選擇電動機的功率工作機的輸出功率為電動機的功率為電動機輸送帶的總功率為根據(jù)表2-1得，V帶傳動效率；滾動軸承（三對齒輪軸承）；圓柱齒輪副效率（齒輪精度為8級）；圓錐齒輪傳動（8級精度的一般錐齒輪傳動）；齒輪聯(lián)軸器，則通過查表，選額定功率的電機。（3）確定電動機的轉(zhuǎn)速按表2-1,2-2推薦的傳動比合理的范圍，V帶傳動常用傳動比范圍，二級圓錐-圓錐齒輪減速器傳動比范

5、圍，輸送機的工作轉(zhuǎn)速，則電動機轉(zhuǎn)速通過查表12-8，取型號為Y180M-2電動機，主要外形尺寸和安裝尺寸見下表。電動機主要性能參數(shù)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速滿載時效Y180M-230 293889.52.0 電動機主要外形尺寸和安裝尺寸 單位：mm中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸延伸尺寸平鍵尺寸180726x505279x24155x11016x493.2.計算總傳動比和分配各級傳動比（1）總傳動比式中，分別為電動機的滿載轉(zhuǎn)速，螺旋輸送機的轉(zhuǎn)速，r/min。（2）傳動系統(tǒng)的傳動比式中，分別為V帶傳動，二級圓錐-圓柱齒輪減速器的傳動比。為了使V帶傳動外廓尺寸不要太大，初步選，則二級圓錐-圓柱齒輪減速器的傳

6、動比所得減速器的傳動比符合二級圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比的范圍。（3）分配減速器的各級傳動比以使大錐齒輪直徑不知過大，從而便于加工，高速級圓錐齒輪傳動比取 ，則圓柱齒輪傳動比3.3.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸的輸入功率 電動機軸 1軸 2軸 3軸 輸送機軸 （2）各軸的轉(zhuǎn)速 1軸 2軸 3軸 輸送機軸 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸 1軸 2軸 3軸 輸送機軸 最后，將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理，如下表： 運動和動力參數(shù)計算結果軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸_30_97.5293830.961軸28.8_280.8_979.32.030.952軸27.7_551

7、.1_48040.953軸26.6_2116.9_12010.97輸送機軸26.07_2074.7_120_4.傳動零件的設計計算4.1 V帶的選擇（1）確定計算功率由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 （2）選擇V帶的帶型根據(jù)，查圖8-11可知，單根V型帶是承載不起的，通過分析、計算，應選取4根V型帶，帶型為A。初步取基準直徑。（3）驗算帶速。按式（8-13）驗算帶的速度 因為，故帶速合適。（4）計算大帶輪的基準直徑。 根據(jù)式（8-15a）,計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)表8-8，應選取。（5）確定V帶的中心距和基準長度1)根據(jù)式（8-20），初定中心距。2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度 由表

8、8-2選帶的基準長度。3）計算實際中心距。 中心距的變化范圍為474mm522mm。4）驗算小帶輪上的包角5）計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量，所以應使帶的實際初拉力。6）計算壓軸力壓軸力的最小值為4.2高速嚙合齒輪的設計(1).選定齒輪材料、類型、精度等級和齒數(shù)選擇直齒錐齒輪傳動，精度等級8級，大小齒輪都選用45鋼(調(diào)質(zhì))，小齒輪為260HBS，而大齒輪為220HBS.小齒輪齒數(shù)為Z1 =18,大齒輪齒數(shù)Z2=uZ1=2.03,取Z2=37，齒輪嚙合時=90°，=20°，直齒區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。(2)按齒面疲勞強度計算(式1026)確定各個參

9、數(shù)：1) 初選載荷系數(shù)：;2) 齒數(shù)比：u=3) 小齒輪轉(zhuǎn)矩：4) 彈性影響系數(shù)：（表106）5) 確定接觸許用應力：1) 循環(huán)次數(shù)：-(式1013)接觸疲勞壽命系數(shù)KHN（圖1019）接觸疲勞強度極限（圖1021（d）接觸許用應力：按失效概率為1%，疲勞強度安全系數(shù)-（式1012）6) 計算(3)驗算載荷系數(shù)：1) 齒輪的使用系數(shù)：載荷狀況中等沖擊（表102）=1.52) 動載荷系數(shù)：= -(P224,d)由（圖108）查=1.14；3) 齒間載荷分配系數(shù)：；4) 齒向載荷分配系數(shù)：一兩端只承一個懸臂，查表109，載荷系數(shù)： -（式102）(4)校正直徑與大端模數(shù)m-(式1010a)(5).

10、按齒根彎曲強度設計 -（式1024）確定計算參數(shù)：1) 計算載荷系數(shù) K= =1.5×1.14×1×1.875=3.2（式102）2) 小齒輪轉(zhuǎn)矩：=16649.287N.mm 3) 齒寬系數(shù)：4) 齒數(shù)比：5) 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)：（a） 大小齒輪齒面受脈動循環(huán)應力，查圖（10-20(c)）（b） 彎曲疲勞壽命系數(shù)，查圖（1018） （c） 彎曲疲勞許用應力：（6) 計算錐齒輪當量齒數(shù)： （P225，式（f）（7) 齒形系數(shù)：查表105 =2.22 =2.80（8) 應力校正系數(shù)：查表105 =1.77 =1.55（9) 計算大小齒輪并加以

11、比較 =（10) 將（9）中大者代入計算： = 對比結果取m=4,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，則小齒輪齒數(shù)：，大齒輪齒數(shù)：4.3低速嚙合齒輪設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）該級為低速級齒輪傳動，選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，由表10-4可選用8級精度3）由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS4）初選小齒輪齒數(shù)為25，則大齒輪齒數(shù)2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式10-9a進行試算（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=1.32）由表10-7選取齒寬系數(shù)=13）由表10

12、-6查得材料的彈性影響系數(shù)= 4）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 5）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 6）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑直徑，代入中較小的值2）計算圓周速度3）計算齒寬4）計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高=11.115）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.16直齒輪，.2由表10-2查得使用系數(shù).5由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，查圖10-13得故載荷系數(shù)6）按實際的載荷

13、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得7）計算模數(shù)=3.按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得4）計算載荷系數(shù)5）查取齒形系數(shù)由表10-5查得；6）查取應力校正系數(shù)由表10-5用插值法得；7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能

14、力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，圓整取=304.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度 ?。?.軸的設計計算及校核5.1高速軸的結構設計與校核(1).確定軸的最小直徑1)選用材料為40Cr，調(diào)制處理，根據(jù)表153取=110；軸的最小直徑，由于軸上開有鍵槽且d<100mm此時軸直徑增加5%-7%，2)軸最小直徑(2).確定軸的各段直徑和長度：，用于定位時候，只是為了安裝方便時候，選軸承7209C，GB/T292-2007, 取， (3).軸

15、上A端用圓螺母做軸向定位，B端用軸端擋圈做軸向定位。(4).軸的校核1）作用在齒輪上的力 =2）支反力的計算 =17494N, 3)繪制載荷分析圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出界面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表：載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩4）按第三強度理論校核應滿足-（式15-5）查表15-1,40（調(diào)質(zhì)）。進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面C的強度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力因此該截面安全。5）按疲勞強度進行精確校核,查表15-1， 取通過彎矩和扭矩圖可知，

16、危險截面為C，但是為了更加精確地校核軸，還必須校核截面的左右兩側(cè)。(5)截面6左側(cè)抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)：截面6左側(cè)的彎矩M為191404N.mm截面6上的扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為40（調(diào)質(zhì)），由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附3-2查取，因=0.024，經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭矩尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則桉式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由§3-1及

17、7;3-2得碳鋼的特性系數(shù) 于是，計算安全系數(shù)值，桉式（15-6）（15-8）則得 故可知其安全。(6)截面6右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面6左側(cè)的彎矩M為191404N.mm截面6上的扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面6右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面6右側(cè)的強度也是符合要求的。5.2低速軸的結構設計與校核(1).確定軸的最小直徑 1)選用材料為40Cr，調(diào)制處理，根據(jù)表153取=110；軸的最小直徑，由于軸上開有鍵槽且d<100mm此時軸直徑增加5%-

18、7%，2)聯(lián)軸器的選擇，計算轉(zhuǎn)矩,查表141，取則，選聯(lián)軸器GY8，GB/T5843-2003，軸孔的長度L=112mm,軸孔的直徑d=75mm。3)確定軸的各段直徑和長度：，用于定位時候，只是為了安裝方便時候， ，選軸承7210AC，GB/T292-1994, 取， ，選軸承7009AC，GB/T292-1994,(2)軸上B端用圓螺母做軸向定位，A端用軸端擋圈做軸向定位。(3)軸的校核 1) 低速軸的受力簡圖 作用在齒輪上的力 =3)支反力的計算V面內(nèi)：，H面內(nèi)：=8164N, 4)繪制載荷分析圖 (4)按第三強度理論校核應滿足（式15-5）,查表15-1,40Cr（調(diào)質(zhì)）=70 危險截面

19、為，軸上受對稱循環(huán)應力力，計算軸的抗彎截面系數(shù)（表15-4）(5)按疲勞強度進行精確校核,查表15-1， 取 危險截面： 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 彎矩系數(shù) ：M=249267N.mm扭轉(zhuǎn)切應力： 切應力：受脈動循環(huán)壓力查附表3-2，r/d=0.035,D/d=1.052,理論壓力集中系數(shù)，查附圖3-1，材料敏感系數(shù) -(附3-3) 尺寸系數(shù)，查附圖3-2：，查附圖3-3表面質(zhì)量系數(shù)：查附圖（3-4），未經(jīng)強化處理，強化系數(shù)2)危險截面：抗彎系數(shù)： 彎矩：M=203456.8N.mm,扭轉(zhuǎn)切應力：受脈動循環(huán)壓力此時,而小，所以>2.2(6)按靜強度條件進行校核：,取，取危險截面5.3 中間

20、軸的結構設計及其校核(1)確定軸的最小直徑 選用材料為40Cr，調(diào)制處理；軸的最小直徑在兩端但又不受T且，所以將高速軸的最小直徑放大2檔作為中間軸的最小直徑， 2)軸承的選擇7309AC，GB/T282-1994(2)確定軸的各段直徑和長度：，用于定位時候，只是為了安裝方便時候， ，選軸承7007AC，GB/T292-1994， (3)軸上兩端用軸承端蓋做軸向定位。(4)軸的校核 1） 作用在齒輪上的力 =， ， 2）支反力的計算H面內(nèi)：， =1915.23N, V面內(nèi)： 3） 繪制載荷分析圖 (5)按第三強度理論校核應滿足（式15-5）,查表15-1,40Cr（調(diào)質(zhì)）=70 危險截面為，軸上

21、受對稱循環(huán)應力，計算軸的抗彎截面系數(shù)（表15-4）(6)按疲勞強度進行精確校核查表15-1，取1）危險截面：只受,抗彎系數(shù)：彎矩：M=8672.62N.mm,扭轉(zhuǎn)切應力：受脈動循環(huán)應力查附表3-2，r/d=1.6/35=0.0457,D/d=1.143,理論壓力集中系數(shù)，查附圖3-1，材料敏感系數(shù)-(附3-3) 尺寸系數(shù)，查附圖3-2：， 表面質(zhì)量系數(shù)：查附圖（3-4），未經(jīng)強化處理，強化系數(shù)2）危險截面：抗彎系數(shù)：抗扭系數(shù)：彎矩：M=178000N.mm,扭矩：T=65925N.mm扭轉(zhuǎn)切應力：彎矩切應力：受對稱循環(huán)壓力查附表3-2，r/d=1.6/40=0.04,D/d=46/40=1.1

22、5,理論壓力集中系數(shù)，查附圖3-1，材料敏感系數(shù)-(附3-3) 尺寸系數(shù)，查附圖3-2：，查附圖3-3表面質(zhì)量系數(shù)：查附圖（3-4），未經(jīng)強化處理，強化系數(shù)(7)按靜強度條件進行校核：,取，取 1）危險截面：經(jīng)校核軸符合要求。6.滾動軸承的選擇與計算6.1高速軸軸承的計算查手冊表6-6可知角接觸球軸軸承7208AC的基本額定動載荷C=35.2KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又左端承受到徑向載荷右端承受到徑向載荷（2）求兩端軸承的計算軸向力和對于70000AC型軸承，由教材13-7查得派生軸向力因為，由教材式13-12又 由教材表13-5有：x=0.41

23、y=0.87而對于右端軸承所以，x=1 y=0又由表13-6，取，則當量動載荷為：因為 所以按軸承1來計算壽命（3）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。6.2中間軸軸承的計算查手冊表6-6可知角接觸球軸軸承7309AC的基本額定動載荷C=47.5KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又左端承受到徑向載荷右端承受到徑向載荷（2）求兩端軸承的計算軸向力和對于70000AC型軸承，由教材13-7查得派生軸向力因為，由教材式13-12又 所以，取 x=1 y=0而對于右端軸承由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87又由表13-6，取，則當量動載荷為：因

24、為 所以按軸承2來計算壽命（3）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。6.3低速軸軸承的計算（1）求兩軸承受到的徑向載荷和，由于低速軸不受軸向載荷，且由教材表13-5知：深溝球軸承最小e值為0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，則當量動載荷為： 因為 所以按軸承1來計算壽命（2）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。7、鍵的選擇與計算7.1高速軸7段：選擇C8 GB/T1095-2003 d=25mm,b=8mm,h=7mm,t=4mm, ,k=h-t=3mm, =110MPa -（6-1） 1段: 選擇C8 GB/T1095-2003 d=25mm,b=8m

25、m,h=7mm,t=4mm, ,k=h-t=3mm, =110MPa7.2低速軸 2段：選擇C16 GB/T1095-2003 d=52mm,b=16mm,h=10mm,t=6mm,k=h-t=4mm, =110MPa 5段： 選擇14 GB/T1095-2003 d=45mm,b=14mm,h=9mm,t=5.5mm, ,k=h-t=4mm, =110MPa7.3中間軸 2段： 選擇142 GB/T1095-2003 d=40mm,b=12mm,h=8mm,t=5mm, ,k=h-t=3mm, =110MPa5段： 選擇C10 GB/T1095-2003 d=37mm,b=10mm,h=8mm,t=5mm, ,k=h-t=3mm, =110MPa 8.減速器附件的選擇（1）視孔蓋與通氣器視孔蓋：=180mm，=165mm，=140mm，=125mm，d=7mm，孔數(shù)=8，=4mm，R=5mm 通氣器：M30x2 視孔蓋上鉆孔。（2）放油螺塞 M24x2（3）油標 壓配式圓形油標，視孔d=63mm9.箱體和軸承端蓋的設計具體機構見裝備圖10.潤滑與密封的選擇（1）潤滑 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用稀油潤滑（2）密封軸承端蓋與軸用氈圈密封11