螺旋输送机课程设计

《机械设计基础A》课程设计说明书题目名称：螺旋输送机传动传动系统设计学院（部）：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：朱勇班级：1205学号：12405701114指导教师姓名：江湘颜评定成绩：目录1设计任务书......................................12电动机的选择与运动参数的计算.......................32.1电动机的选择...............................................32.2传动比的分配...............................................32.3传动装置的运动参数.........................................43各齿轮的设计及计算..............................53.1、圆柱斜齿轮的减速设计......................................53.2、圆锥齿轮的减速设计.......................................104轴的设计计算..................................144.1、输入（高速）轴的设计.....................................144.2、输出（低速）轴的设计.....................................205轴承的选择及计算...............................265.1、输入轴的轴承设计计算......................................265.2、输出轴的轴承设计计算......................................266联轴器的选择...................................277润滑与密封.....................................278其它附件的选择.................................279设计小结.......................................2910参考文献......................................30一、设计任务书传动系统图：螺旋输送机传动系统简图1-电动机；2--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-螺旋输送机原始数据：输送机工作主轴功率KW5.3输送机工作轴转速n=120r/min工作条件：螺旋输送机连续运行、单向转动，启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n的允许误差%5；二班制（每班8小时），要求减速器设计寿命为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。二、电动机的选择与运动参数的计算21电动机的选择2.1.1确定电动机的额定功率确定传动的总效率总；其443221总中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。查表可得：99.01，95.02，97.03，98.047518.098.097.095.099.0432总工作时，电动机的输出功率为：d总655.47518.05.3KW由表12-1可知，满PPde条件的Y系列三相异步电动机额定功率Pe应取为5.5KW。2.1.2、电动机型号的选择由《机械设计课程设计》表3-2可知：单级圆柱斜齿轮的传动比为3-5；开式圆锥齿轮的传动比为2-4；则总传动比的范围为6-20。所以电动机的转速范围为600-2000r/min。初步选择同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率Pe为5.5KW的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型，再根据表12-2中型号比较，选择Y132S-4型较为合理。Y132S-4型三相异步电动机的额定功率Pe=5.5KW,满载转速min1440rnm，同步转速为1500r/min，电动机中心高为132mm，轴伸出部分用于装联轴器的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。2.2传动比的分配2.2.1、总传动比计算由题目给定参数可知输送机工作轴转速min120rn，12120min/1440arnnm2.2.2、传动比的分配根据《机械设计课程设计》表3-2可知：单级圆柱齿轮减速器的传动比i一般为3-5，单级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，其传动比一般为2-4，因此，取单级圆柱齿轮传动比41i，则单级开式圆锥齿轮传动的传动比341212iii2．3传动装置的运动参（1）各齿轮功率的计算对于圆柱斜齿齿轮传动：高速轴的输入功率：6084.499.0655.411PPdKW低速轴的输入功率：KWPP3807.498.097.06084.44312对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率：KWPP2502.498.099.03807.44123低速轴的输入功率：KWPP9569.398.095.02502.44234(2)各轴转速的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴转速：min14401rnn满低速轴转速：min38041440112rinn对于圆锥齿轮传动：高速轴转速：min38023rnn低速轴转速：min1273380234rinn（3）各轴输入转矩的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴输入转矩：mNnPT5626.3014406084.495509550111低速轴输入转矩：mNnPT0939.1103803807.495509550222对于圆锥齿轮传动：高速轴输入转矩：mNnPT8142.1063802502.495509550333低速轴输入转矩：mNnPT5464.2971279569.395509550444轴名功率KW转速r/min转矩mN圆柱齿轮传动高速轴14.6084144030.5626低速轴24.3807380110.0939圆锥齿轮传动高速轴34.2502380106.8142低速轴43.9569127297.5464三、各齿轮的设计及计算3.1、圆柱斜齿轮减速设计3.1.1、工况分析直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，小齿轮用45调质，齿面硬度250HBS；大齿轮用45常化210HBS；初选传动精度为8级，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，初选齿数92423,231121izzz；压力角为20；初选螺旋角为15。3.1.2、设计原则1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2、按齿根弯曲疲劳强度设计。3.1.3、设计计算（1）确定材料许用接触应力由《机械设计》图7-18（a）查MQ线得MPaMPaHH580,7202lim1lim。(2)确定寿命系数ZN。小齿轮循环次数：811106.7836582114406060LnNhj大齿轮循环次数：88112109.14106.7iNN由《机械设计》图7-19查得1,121ZZNN（3)确定尺寸系数ZX,由图7-20查得121ZZXX（4）确定安全系数SH,由表7-8取05.1SH（5）计算许用接触应力H根据式（7-22）得MPaSZZHHXNH68605.1720111lim1MPaSZZHHXNH55205.1580112lim2（6）按齿面接触接触强度设计321112HHEdZZZZduuKT确定上式中的各计算数值如下：初定螺旋角15；试选载荷系数3.1Kt；小齿轮传递的转矩：由前面求得mmNT4110056.3；确定齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数8.0d；确定材料弹性影响系数ZE,由表7-5查得材料弹性影响系数218.189MPaZE；确定节点区域系数ZH,由图7-14得5.2ZH；确定重合度系数Z，由教材（7-27）计算端面重合度为648.112cos9212312.388.112cos112.388.121zz轴面重合度：57.112tan238.0tan1zd因1，由式（7-26）计算重合度系数779.0648.111Z（7）确定螺旋角系数98.012coscosZ（8）计算所需小齿轮直径d1mmuuKTHHEdtZZZZd3755298.05.28.189779.045110056.35.12123243211(9)确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径确定使用系数KA：按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取1KA；确定动载系数Kv：计算圆周速度：smndt79.210006014403710006011故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得12.1Kv；确定齿间载荷分配系数K：齿宽初定：mmbdtd373711单位载荷：mNmNbbdTKFKAtA10052373710493.3122411由表7-3查得2.1K。确定齿向载荷分布系数KH：由表7-4得32.18.0108.037101.38.018.015.1108.0101.318.015.1442442ddHbK计算载荷系数：77.132.12.112.11KKKKHVAK按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得mmKKddtt403.16.1373311计算模数：78.1234111zdm3.1.4、齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）得弯曲强度的设计公式为32121cos2FSaFadnYYzYYmKT（1)由教材图7-21（a）取MPaMPaFF220,3002lim1lim；（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数121YYNN；（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数25.1SF；（4）由图7-23得尺寸系数1YX（5）由式（7-22）得许用弯曲应力：MPaY48025.1112300SσYYσFFlim1XN1STF1MPaYYYXNST35225.1112220SσσFHlim22F2（6）确定计算载荷K：初步确定齿高25.9437,478.125.225.2hbmh由图7-11得23.1K，计算载荷：65.123.12.112.11KKKKFVAK（7）确定齿形系数：当量齿数为1.10215cos92,5.2515cos233231zzvv由图7-16查得18.2,71.221YYFaFa；（8）由图7-17查得应力校正系数：78.1,58.121YYSaSa；（9）计算大小齿轮的FSaFaYY值：011.035278.118.2,0089.048058.171.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮数值大。（10）求重合度系数：端面压力角：647.2015cos20tanarctancostanarctannt基圆螺旋角的余弦值为：97.0647.20cos20cos15coscoscoscoscos