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螺旋输送机传动装置

机械设计课程设计计算说明书

题目螺旋输送机传动装置

指导教师

院系工学院

班级

学号

姓名

、机械传动装置的总体设计••…

1.1.1

螺旋输送机传动装置简图

1.1.2

，原始数据

1.1.3

，工作条件与技术要求

1.2.4

，设计任务量

二、电动机的选择

三、计算总传动比及分配各级的传动比

3.1

计算总传动比

3.2

分配传动装置各级传动比

四、计算各轴的功率，转数及转矩

4.1

已知条件

4.2

电动机轴的功率P，转速n及转矩T

4.3

I轴的功率P，转速n及转矩T

4.4

H轴的功率P，转速n及转矩T

4.5

皿轴的功率P，转速n及转矩T

五、齿轮的设计计算

5.1

齿轮传动设计准则

5.2

直齿1、2齿轮的设计

5.3

直齿3、4齿轮的设计

六、轴的设计计算

6.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择

6.2轴的强度校核

七、键联接的选择及计算…

八、联轴器的选择

九、减速器箱体的设计••…

十、润滑及密封设计

十一、减速器的维护和保养

十二、附录（零件及装配图）

计算及说明结果一、机械传动装置的总体设计1.1.1螺旋输送机传动装置简图

图1.1螺旋输送机传动装置简图

1.1.2，原始数据

螺旋轴上的功率P=0.8kW

螺旋筒轴上的转速n=13r/min

1.1.3，工作条件与技术要求

输送机转速允许误差为土5%工作情况：

三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：

10年；工作环境：

室外，灰尘较大，环境最高温度40C；动力来源：

电力，三相交流，电压380V;检修间隔期：

三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：

一般机械厂制造，单价生产。

1.2.4，设计任务量减速器装配图一张（A0或A1）；零件工作图2张二、电动机的选择

（1）选择电动机的类型和结构形式

生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求（如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等），通常都采用三相交流异步电动机。

我国已制订统一标准的丫系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。

由于丫系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械（如压缩机等）。

在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重

及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。

三相交流异步电动机根据其额定功率（指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上）和满载转速（指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速）的不同，具有系列型号。

为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。

各型号电动机的技术数据（如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等）、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。

按已知的工作要求和条件，选用丫型全封闭笼型三相异步电动

⑵选择电动机的功率

工作机所需的电动机输出功率为

巳作输出

FV

1000

p螺旋

弹性联轴器的传动效率n联轴器=0.99圆柱齿轮的传动效率n齿轮=0.97滚动轴承的传动效率n滚动轴承=0.99锥齿轮的传动效率n锥齿=0.95螺旋筒的传动效率n螺旋筒=0.96

电动机至运输带之间总效率

24

总联轴器齿轮滚动轴承锥齿螺旋筒

总=0.816

0.99*0.972*0.994*0.95*0.96

=0.816

P工作输出

卜电动机输入

总

0.8

0.816

0.98kw

P电动机输入=

0.86kw

（3）初选为同步转速为1000r/min的电动机

F电动机输入^电电动机额定

根据《机械设计课程设计》表16-1，选择电动机型号为丫90L-6,

其额定功率为1.1kw，满载转数为910r/min

P电动机额定1.1kW

n电动机额定910r/mn

即P电动机额定1.1kW

n电动机额定910r/min

三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1计算总传动比

n电动额定

i总=70

总传动比I总I1.2I3.4I5.6—70

n工作机13

3.2分配传动装置各级传动比

考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级

I56=4

I12=4.77

I34=3.67

齿轮传动比112与低速级齿轮传动比134的比值取1.3，即Il2=1.3l3-4取°6=4;

If=70/4=17.5;

I1.2

四、计算各轴的功率，转数及转矩

4.1已知条件

J1.3f=4.77；

I3.4If/I1.23.67

表3-1

齿轮传动

单级

常用值

圆柱

3〜5

圆锥

2〜3

传动比

最大值

8

5

P电动机额定1.1kWn电动机额定910r/n

P0F电动机额定

kw

n0n电动机额定9

r/mIn

6R）

T09.55*10—11

N•mm

iIn

1.1

）10

544

P电动机额定1.1kW

n电动机额定910r/mIn

4.2电动机轴的功率P，转速n及转矩T

PoF电动机额定1.1kwnon电动机额定910r/mIn

To9.55*106P°11544N•mm

n。

4.3I轴的功率P，转速n及转矩T

PiP0联轴器1.1*0.991.089kw

nino910r/min

Ti9.55*106H11429N-mmni

4.4H轴的功率P，转速n及转矩T

PnR1.2轴承1.089*0.97*0.991.05kw

ni910.

nn—190.7r/min

i1.24.77

6Fn

Tn9.55*10——52583N•mm

nn

4.5皿轴的功率P，转速n及转矩T

PmPn3.4轴承1.05*0.97*0.991.008kw

nn190.7引g/•

n皿51.96r/min

i3.43.67

P

T皿9.55*106皿185266N•mmn皿

五、齿轮的设计计算4.1齿轮传动设计准则

齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。

由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度w350HBS、硬齿面（硬度〉350HBS,齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。

分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。

设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。

工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。

Pi

1.089k

w

ni

n°91

r/min

Ti

11429n

•m

Pn

1.05

nn

=190.7r/min

Tn

52583N

•mm

Pm

1.008

kw

nm

=51.96r/mi

n

Tm

185266

N•mm

对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。

闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。

对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故

通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿

轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%-20%而无需校核接

触强度。

4.2直齿1、2齿轮的设计

（一）根据已知条件选择材料

1，PPi1.089kw

2，mni910r/minn2190.7r/min

3，工作条件：

使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中等冲击。

（二）选择齿轮材料及精度等级。

小齿轮选用45钢调质硬度HB仁250HBS

大齿轮选用45钢正火硬度HB1=210HBS

精度等级：

7级齿面粗超度Ra<3.2~6.3卩m

（三）按齿轮接触疲劳强度设计

转矩T1Ti11429N•mm;T2Tn52583N•mm

（四）载荷系数Kt和材料弹性影响系数Ze

由下表4-1试选载荷系数Kt=1.4

表4-1载荷系数K

工作机械

载荷特性

原动机

电动机

多缸内

燃机

单缸内

燃机

均匀加料的运输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动

均匀、轻微

冲击

1~1.2

1.2~1.6

1.6~1.8

不均匀加料的运输机和加料机、重型卷扬机、球磨机、机床主传动

中等冲击

1.2~1.6

1.6~1.8

1.8~2.0

冲床、钻床、

破碎机、挖掘机

大的冲击

1.6~1.8

1.9~2.1

2.2~2.4

查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8MP1/2

（五）齿宽系数d

因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查表4-2

得，d1

表4-2齿宽系数

齿轮相对于轴

承的位置

齿面硬度

软齿面（w

350HBS

硬齿面（＞

350HBS

对称布置

0.8~1.4

0.4~0.9

不对称布置

0.6~1.2

0.3~0.6

悬臂布置

0.3~0.4

0.2~0.25

（六）许用接触疲劳许用应力H

由《机械设计》图10-21查得,Him165°MPa

Hlim258°MPa

N,6°njLh6°91°1（1°3658）1.571°9

N2"11571°9

i1.24.77

3.291°8

查课本《机械设计》图

1°-19得，KHN1°.9°，KHN2

°.94

°.9°_65°585MPa

1

1

（七）选小齿轮齿数乙=25,则大齿轮齿数乙=25*4.78=120

1.试算小齿轮分度圆直径

d1t，代入其中［h］取较小值;

d1t2.323K"（u1）（Ze）2

H

dU

2.323

1.411429（4.771）（189.8、2

（545）

14.77

）.83

安全系数Sh1

KHN1Hlim1H1—Sh—

Khn2H|im2°.9458°545MPa

2Sh

3°.83mm

2.计算圆周速度V

圆周速度v=6°1°°°1.47m/s

3.查课本《机械设计》图1°-8得动载系数KV=1.1

直齿轮KhKf1

查课本表1°-2得使用系数Ka1

查课本表1°-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，Kh1.45

v=1.47m/s

查《机械设计》图1°-13得Kf=1.45

得，载荷系数K=KvKaKhKh=1.595

4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径（选Kt=1.4）

d1d1t\.KKt30.833...1.5951.432.199

5计算模数

m£晋1.288

（八）按齿根弯曲疲劳强度校核设计

2

dz1

（1）确定有关系数与参数

1.查《机械设计》图10-20C得，小齿轮弯曲疲劳强度极限Flim1440；

大齿轮弯曲疲劳强度极限

2.查《机械设计》图10-18

KFN20.89

3.计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

Flim2420

得，弯曲疲劳寿命系数Kfn10.93；

KFN1Flim1

"S-

0.934401.4

292.29MPa

F2

4.计算载荷系数K

KFN2Flim2

S0.894201.4

267.0MPa

KKaKvKfKf

11.1

11.351.485

5.查齿形系数和应力校正系数查《机械设计》表10-5得,

Ysa21.79

YFa1

2.62,

YFa22.18，Ysa11.59，

YFaYsa

6.计算齿轮的

YFa1YSa1

2.621.59292.29

0.01425

YFa2YSa2

F2

大齿轮的数值较大

（2）设计计算

由计算公式得：

2.181.79267

0.01461

21.485114290.014610.9258

1252

对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强

度算得的m=0.9258，并取圆整为标准值m=1，前面计算得d1=32.199mm,得小齿轮的齿数

di32.199

Zlm132

则，大齿轮齿数Z24.7732153

（九）几何尺寸计算

齿顶高：

ha

*

ham11

1mm

齿根高：

hf

**

（haC）m

（1

0.25）11.25mm

全齿高：

h

hahf11

.25

2.25mm

顶隙：

c

c*m0.25

1

0.25mm

分度圆直径:

d1

d2

mz1

mz2

13232mm

1153153mm

基圆直径：

db1

d1cos20

320.940

30.08mm

db2

d2cos20

1530.940143.82mm

齿顶圆直径:

da1

d1

2ha

3221

34mm

da2

d2

2hs

1532

1155mm

齿根圆直径:

df1

d1

2hf

3221.2529.5mm

df2

d2

2hf

1532

1.25150.5mm

齿距：

p

m

3.14

13.14mm

齿厚：

s

P

m

1.57mm

2

2

齿槽宽：

e

P

m

1.57mm

2

2

标准中心距:

a

d2

1

）1（32

153）92.5mm

2

2

齿宽：

b

d11

32

32mm取民

32mm,B137mm

4.3直齿3、4齿轮的设计

（一）根据已知条件选择材料

1，PPn1.05kw

2,n3nn190.7r/minn4n皿51.96r/min

3，工作条件：

使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中

m=1

d1=32.199mm

Z132

Z2153

分度圆直径

d132mm

d2

153mm

等冲击。

a=92.5

B232mm,37n

（二）齿轮材料及精度等级。

im

小齿轮选用45钢调质硬度HB仁250HBS

大齿轮选用45钢正火硬度HB1=240HBS

精度等级：

7级齿面粗超度Ra<3.2~6.3卩m

（三）按齿轮接触疲劳强度设计

转矩T3Tn52583N•mm；T4T皿185266N•mm

（四）载荷系数Kt和材料弹性影响系数Ze

选载荷系数Kt=1.4,

查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数Ze189.8MP1/2

（五）齿宽系数d

因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面,

（六）许用接触应力H

由《机械设计》图

10-21查得，Hiim3650MPa

hlim4580MPa

N360njLh60190.71MN33.34108

N4-

i3.4

（103658）3.34*108

3.67

9.1

查《机械设计》图

10-19得,Khn30.9,Khn40.94

安全系数Sh1

KHN3Hlim3

H3

Sh

KHN4Hlim4H4Sh

°.90*650585MPa

1

0.94*580545MPa

1

（七）选小齿轮齿数Za=25则大齿轮齿数乙=25*3.68=92

1.试算小齿轮分度圆的直径d3t,代入其中［h］取较小值;

d3t2.32：

KT3（u1）zZe）22323j1.452583（3.671）（189.8）252,

.V13.67（545）.

JU

mm

2.计算圆周速度v

d3tn352.17190.7

V=60*1000=60000=0.52m/s

3.计算载荷系数

根据v=0.52m/s,8级精度，由课本《机械设计》图10-8

载荷系Kv1.05

圆柱直齿轮，KhKf1

查课本表10-2得使用系数kA1

查表课本10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，Kh

查《机械设计》图10-13得Kf1.45

得，载荷系数K=KvKAKhKh=1.491

4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d3djj：

=52.173、.第1=53.27（Kt取1.4）

m¥2.13

（1）确定有关系数与参数

查得动

1.42

1.查《机械设计》图10-20C得，小齿轮弯曲疲劳强度极限Flim3

大齿轮弯曲疲劳强度极限Flim4420

2.查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数Kfn3

Kfn40.92

3.计算弯曲疲劳许用应力

查表4-6得弯曲疲劳安全系数Sf1.4

440；

0.94；

KHN3Flim3

Sf

KHN4Flim4

Sf

0.94440

1.4

0.92420

1.4

295.4MPa

276MPa

Z3

4.计算载荷系数K

KKaKvKfKf11.0511.341.407

5.查取齿形系数和应力校正系数

YFa32.62,YFa42.18

YFaYFa

F并比较

2.62514590.01410

0.014138

Ysa31.59,Ysa41.79

6.计算两齿轮的

丫Fa3丫Sa3

F3

YFa4YSa4

F4

取大齿轮数据

（2）设计

m泸巧0；,26650.0141381.496

125

对比计算结果，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强

度算得的m=1.496，并取圆整为标准值

m=1.5，前面计算得d1=53.27mm,得小

齿轮的齿数

则大齿轮齿数z4

齿顶高:

ha

ha

齿根高:

hf

全齿高:

53.27

1.5

35

36i34353.67128

1.51.5mm

*

（haC

）m

（10.25）1.51.875mm

hahf

1.5

1.8753.375mm

分度圆直径:

d3

mZ3

1.5

35

52.5mm

d4

mz4

1.5

128

192mm

基圆直径：

db3

d3cos20

52.5

0.94049.35mm

db4

d4cos20

192

0.940180mm

齿顶圆直径:

da3

d3

2ha

52.5

21.555.5mm

da4

d4

2ha

192

21.5195mm

齿根圆直径:

df3

d3

2hf

52.5

21.87548.75mm

顶隙:

0.25

1.50.375mm

c

cm

m=1.5

d1=53.27mm

z335

Z4129

d

f4d4

2hf19221.

.875188.25mm

齿距：

p

m

3.14

1.54.71mm

齿厚：

s

P

m

2.355mm

2

2

齿槽宽：

e

P

m

2.355mm

2

2

标准中心距:

a

1（d

1

3dq）1（52.5

193.5）123mm

2

2

齿轮宽

度

:

bdd3152.5

52.5mm圆

B453mm,B3

58mm

整

分度圆直径

d3

52.5mm

d4

193.5mm

六、轴的设计计算

6.1轴选45钢，调质

dmin

由《机械设计》表15-3确定高速轴A01=126.中间轴A02=120，低

速轴Ao3=112

高速轴：

d1min

d2min

d2min=25mm

中心距

a=123

B453mm,B358mm

有联轴器d=14中间轴:

因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值

fP

低速轴：

d3minAo3：

—=32.3mm

\n

1）高速轴各轴直径

du：

最小直径，安装联轴器，dn=d1min=14mm

d12：

密封处轴段，定位高度h=（0.07-0.1）du,d21=dn+2h，所以

d12=14+2*0.1*14=16.8,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=20mmd13:

滚动轴承处轴段，d13=25mm滚动轴承选6205其尺寸为d*D*B=25*52*15

d14：

过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度d14=28

d15：

d15=d13

各轴长度

Ln:

由联轴器的谷孔宽确定Ln=20mm

l12：

由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，Li2=60mm

L13:

由滚动轴承，档油盘：

I"30mm

L14：

由高速小B=32mm确定Li4=30mm

L15：

由装配关系确定，Ii4=68mm

L16:

由滚动轴承，档油盘：

Li6=30mm

2）中间轴

各轴直径

d2i：

最小直径，滚动轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查《机械设计课程设计》表12-1取d2i=35mm滚动轴承选6206其尺寸为

d*D*B=40*72*17

d22：

高速级大齿轮轴段，d22=38mm

d23：

轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=45mm

d24：

低速小齿轮轴段，d24=d22=38mm

d25：

d25=d2i=35mm

各轴长度

121：

由滚动轴承，档油盘，12i=25mm

L22：

由高速级大齿轮的毂孔宽度B=32确定，所以L22=30mm

L23：

l23=10mm

124：

由低速级小齿轮的