机械设计课程设计-螺旋输送机传动系统设计.docx

一、设计任务
设计螺旋输送机的传动系统。

要求传动系统中含有圆柱齿轮减速器及圆锥齿轮传动。

螺旋输送机连续工作、单向转动；起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〃的允许误差为土5%；二班制(每班工作8小时)，要求减速器寿命为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。

已知数据：
输送机主轴功率P (Kw)： 6. 5
输送机主轴转轴n/(r/min)： 90
螺旋输送机传动系统简图
1-电动机；2一联轴器；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
二、传动方案的拟定
合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高, 结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。

任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。

由螺旋输送机传动系统简图可知，该设备由电动机间接驱动，电动机1通过联轴器2 将动力传入单级圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至开始圆锥齿轮传动5,从而带动螺旋输送机6工作。

三、电动机的选择
3. 1电动机的类型和结构的选择
根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性质、大小、启动性能和过载情 况等条件来选择。

工业中一般采用三相交流电动机。

选用Y 系列三相交流异步电动机，其 结构简单、价格低廉、维护方便。

3.2电动机的功率、型号及转速
① 电动机所需功率：
P d =P w /ri 式中瑶已知为6.5KW ； 〃为总效率
② 求总效率〃：
--- 联轴器效率，亿.=0.99
〃 g ——开式圆柱齿轮传动效率，〃 g =0. 97
〃[—开式圆锥齿轮传动效率，〃 [=0. 93 〃总=0.99 x0.97 x0.99 x0.93 « 0.884 即电动机所需的功率为：
P d = 1.35kw
③ 电动机转速：
已知输送机的工作转速为90r/min 。

初选同步转速为1500r/min 和 1000r/min 的电动机，由指导书表
12-1可知，对应额定功率乙为7. 5kw 的电动机型 号分别为Y132M-4型和Y160M-6型。

现在将两种
比较方案I 、方案II :方案I 电机转速高、质量相对轻、价格相对低，故 选方案I 相对较为合理。

p v
= 6. 5KW
7. 35KW
设计计算及说明结果; [o H2] = Z N Z X"2=1x1x580 = 580" S H 1
由教材P153图7-21 （a）查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为cr Flim3=300Mpa, cr Fiim4=220Mpao
2）确定弯曲疲劳寿命系数：
由教材P154图7-22查得匕3 =匕4 =1。

3）确定弯曲疲劳安全系数：
山教材P151表7-8查得食=1.25
4）确定尺寸系数：
由教材P154图7-23得Y x -1
5）按教材P152式7-22得许用弯曲应力:
S F
= 200^ = 48。

"
S F 6）确定齿形系数y fflP Y Fa2:计算分度圆锥角:
计算当量齿数: 220x2x1x1
1.25
=352MPa
cr7 = arctan M = arctan 4 =
76° ’ =90°-% =90°-76° =14°
Z vl = Z］/cos’ = 23.7 Z v2
= Z2 / cos cr2 = 383.3
由教材P147 图7-16 W 说i =2.68,匕〃2 =2.09 确定应力校正系数，根据Z、，i、
Z、，2
由教材P147 图7-17 得｝=1.58,乙〃2 =1・9
计算大小齿轮的［b』数值:
2.68x1.58 -480-
Y V ? OQ y 1 Q
® 0.00882, "2 s；2 =二 -------- 二-0.01128
［华］352
把以上数值代入公式得:
m」4件皿］=2.98 \^(1-0.5^)2Z32V W2 +11 a F >
由于齿轮的模数川的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.98国标圆整为m = 3,再按接触强度计算出的分度圆直径rf3= 120.9mm协调相关参数尺寸为
Z3 = % =也2 = 40.3,取整数41；m 3
Z4= U'Z2)= 4x41 = 164
d, =m-Z, = 123mm
锥齿轮分度圆直径为 3 3
d4 =m-Z4 = 492mm
设计计算及说明结果; 6. 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d2_i=36mm-, 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L = 60mm ,略短一点，取乙心=58mm。

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d2_3=36mm,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dXDXB=40mmX80mmX 18mm, 故 </3_4 = d7_s = 40/K/77 ,而L7_8 = 18mm。

c.取安装齿轮处的轴段4-5的直径= 45mm ；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
60mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取乙4一5 = 56mm ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0. 07d,故取h=5mm, 则轴环处的直径久_6 = 50mm。

轴环高度b> 1. 4h o 取L5-6 = 1°所〃？。

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
I = 30mm ,故取= 50mm。

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：
L = B + S +c + （60 - 56） = 46mm , /4_5 = 14mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度
设计计算及说明结果;
输入轴弯矩图
6. 1. 5精确校核轴的疲劳强度：
1) 判断危险截面：
截面A 、II 、IIL 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 、HR 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vn 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：W = 0.1(/3 = 0.1 x403 = 6400mm 3 抗扭截面系数:咯=0.2^3 = 0.2 x 403 = 12800mm 3
63 — 28 截面IV 左侧的弯矩M 为：M =195.12x _ ~\08AN-mm
63
截面IV 上的扭矩：7； = 48260N-mm
截面IV 上的弯曲应力：=辿=四竺R 0.017物a
”W 6400 T 4^760
截上的扭切应力：Z7=—L = ------------ « 3.11 Mpa T
咯 12800 轴材料为4 5钢，调质处理。

山教材P281表12-1得： (y B = 640Mpa ; J = 275Mpa ；七=155Mpa
截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及K ，，由机械设计手册查取。

因 r/d=l. 6/40=0. 04 (D-d) /r= (45-40) /I. 6=3. 125 经插值后查得匚司.91 K T «1.46
查得尺寸系数= 0.69，扭转尺寸系数与=0.83,轴按车削加工，查得表面质量系 数为樵=度=如92,轴未经表面强化处理，即仇=1,则综合系数为：
K
1.91
(5 = w
K ("=r=
= -------------- » 3.009 0.69x0.92
1.46 1 sc
-------------- n 1.912 0.83x0.92
又由机械设计手册查得应力折算系数佑=0.1,乙=0.05 o
计算安全系数值，
取dq=60mm,半联轴器的长度L = 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长
度A = 107mm o
6.2.4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d2_3 = 65mm 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匕=107mm,略短一点，取
L[_2 = 105mm。

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』2一3=65以以，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dXDXT=70mmX 150mmX38mm, 故％_4 =刁7-8 = 70m所，而乙7-8 = 。

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％_4 = 82mm
c.取安装齿轮处的轴段4-5的直径dz = 75mm；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定位。

前面已求得齿轮
宽94.6mm,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L4_5 = 90mm；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= 103mm□轴环高度b> 1. 4h o 取£5^6 = 12mm o
d.轴承端盖的总宽度为20顾（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，
设计计算及说明结果;
输出轴弯矩图
设计计算及说明
十、其它附件的选择
箱体：
采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。

箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

设计计算及说明结果;。