机械设计综合实践螺旋运输机传动装置设计

机械设计综合实践设计计算说明书题目：螺旋运输机传动装置设计专 业：机械设计制造班 级：机电 BG122及其自动化姓 名：党兵兵 范志超指导教师： 韩颖烨I目目 录录绪绪 论论.2一、机械传动装置的总体设计一、机械传动装置的总体设计 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.二、电动机的选择二、电动机的选择 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.1 选择电动机的类型和结构形式.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.2 选择电动机的功率.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.3 电动机转速选择 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.三、计算总的传送比及分配各级的传动比三、计算总的传送比及分配各级的传动比ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.3.1 计算总传动比.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.3.2 分配传动装置各级传动比.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.四、计算各轴的功率，转数及转矩四、计算各轴的功率，转数及转矩 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.五、五、V 带传动计算设计带传动计算设计.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.六、齿轮的设计计算六、齿轮的设计计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.6.1 齿轮传动设计准则 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.6.2 直齿 1、2 齿轮的设计.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.6.3 直齿 3、4 齿轮的设计.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.七、轴的设计计算七、轴的设计计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.7.1 滚动轴承的选择与校核计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.7.2 轴的校核 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.八、键联接的选择及其校核计算八、键联接的选择及其校核计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.8.1 键的设计和计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.8.2 键的校核计算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.九、联轴器的选择九、联轴器的选择 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十、减速器箱体的设计十、减速器箱体的设计 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十一、润滑密封设计十一、润滑密封设计 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十二、减速器的维护与保养十二、减速器的维护与保养 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.参参 考考 文文 献献.302机械设计综合实践 第 2 页绪绪 论论一、概述一、概述螺旋输送机在输送形式上分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送机两种，在外型上分为 U 型螺旋输送机和管式螺旋输送机。有轴螺旋输送机适用于无粘性的干粉物料和小颗粒物料.（例如：水泥、粉煤灰、石灰、粮等）而无轴螺旋输送机适合输送机由粘性的和易缠绕的物料。 （例如：污泥、生物质、垃圾等）螺旋输送机的工作原理是旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送，使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。螺旋输送机旋转轴上焊的螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。二、螺旋输送机工作原理螺旋输送机工作原理当螺旋轴转动时，由于物料的重力及其与槽体壁所产生的摩擦力，使物料只能在叶片的推送下沿着输送机的槽底向前移动，其情况好像不能旋转的螺母沿着旋转的螺杆作平移运动一样。物料在中间轴承的运移，则是依靠后面前进着的物料的推力。所以，物料在输送机中的运送，完全是一种滑移运动。为了使螺旋轴处于较为有利的受拉状态，一般都将驱动装置和卸料口安放在输送机的同一端，而把进料口尽量放在另一端的尾部附近。 旋转的螺旋叶片将物料推移而进行输送，使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。三、设计要求三、设计要求1、螺旋筒轴上的功率 Pw= 0.68Kw2、螺旋筒轴上的转速 n= 11r/min （允许输送带速度误差为5%）机械设计综合实践 第 3 页3、工作情况 三班制，单向连续运转，载荷较平稳；4、使用折旧期 10 年；5、工作环境 室外，灰尘较大，环境最高温度 35；6、动力来源 电力，三相交流，电压 380/220V；7、检修间隔期 三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；8、制造条件及生产批量 一般机械厂制造，单件生产。四、设计方案四、设计方案1.方案构思：根据要求，初选三种方案如下：方案一：图 1.1 V 带传动和圆柱齿轮传动方案二：机械设计综合实践 第 4 页 图 1.2 链传动和圆柱齿轮传动2.传动方案的确定：比较上述方案，在方案一中，此方案为:结构简单,适用于两轴中心距较大的传动场合;传动平稳无噪声,能缓冲、吸振;过载时带将会在带轮上打滑,可防止薄弱零部件损坏,起到安全保护作用;但不能保证精确的传动比。在方案二中，此方案为: 和齿轮传动比较,它可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达 0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高.链轮材料一般是结构钢等.在方案一中，此方案为:整体布局较小，结构紧凑、简单，传动平稳，而且传动效率高，维护成本较低，寿命可以很长，在设计上易于作图和计算，所以最终选用方案一。机械设计综合实践 第 5 页 一、机械传动装置的总体设计一、机械传动装置的总体设计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2）原始数据螺旋轴上的功率 P = 0.68kW螺旋筒轴上的转速 n=11 r/min3）工作条件与技术要求1、螺旋筒轴上的功率 Pw= 0.68Kw2、螺旋筒轴上的转速 n= 11r/min （允许输送带速度误差为5%）3、工作情况 三班制，单向连续运转，载荷较平稳；4、使用折旧期 10 年；5、工作环境 室外，灰尘较大，环境最高温度 35；6、动力来源 电力，三相交流，电压 380/220V；7、检修间隔期 三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；8、制造条件及生产批量 一般机械厂制造，单件生产。 二、电动机的选择二、电动机的选择机械设计综合实践 第 6 页2.1 选择电动机的功率选择电动机的功率运输机主轴上所需要的功率 Pw= 0.68Kw 弹性联轴器的传动效率0.99联轴器圆柱齿轮的传动效率0.97齿轮滚动轴承的传动效率99. 0滚动轴承V 带的传动效率96. 0V带螺旋筒的传动效率96. 0螺旋筒 =23V总联轴器齿轮带螺旋筒 滚动轴承电动机至运输带之间总效率 230.99 0.970.990.96 0.960.833 kw84. 0833. 07 . 0总工作输出电动机输入PP根据机械设计课程设计表 16-1，取电动机的额定功率 1.1kW2.2 电动机转速选择电动机转速选择已知工作机的转速：，根据课程设计第 6 页表 2-2min/11rnwV 带传动比范围 241i单级圆柱齿轮传动比35，2i电动机转速范围：，选择电动机满载转21 211 (2 4) (3 5) (3 5)198 1100 / mindwnn iir速为 910r/min；根据机械设计基础课程设计表 16-1，选择电动机型号为 Y90L-6,其额定功率为 1.1kw，满载转数为 910r/min; 即 ：，kW1 . 1电动机额定Pr/min910n电动机额定833. 0总KW84. 0P电动机输入kW1 . 1电动机额定Pr/min910n电动机额定机械设计综合实践 第 7 页 三、传送比计算及分配三、传送比计算及分配3.1 计算总传动比计算总传动比总传动比n91079.1n11i电动额定总工作机3.2 分配传动装置各级传动比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，所以高速级齿轮传动比i12与低速级齿轮传动比 i34的比值取 1.2，即 i12=1.2 i34，； =/=3.9Vi fi1 .799 . 3;=；2 .20 i 2 . 1f2 . 1i9 . 4；1 . 4/2 . 14 . 3iiif 四、计算各轴的功率，转数及转矩四、计算各轴的功率，转数及转矩1） 已知条件，kW1 . 1电动机额定Pr/min910n电动机额定2）电动机轴的功率，转速及转矩PnTkw1 . 10电动机额定PPr/min910nn0电动机额定Nmm11544n1055. 90060PT3） 轴的功率，转速及转矩PnT kw056. 196. 01 . 10VPP r/min3 .233/nn0ViNmm43227n1055. 96PT4） 轴的功率，转速及转矩PnT kw1.056 0.97 0.991.014PP齿轮12轴承min/6 .479 . 43 .233inn2 . 1r 1 .79i总9 . 3i带V9 . 42 . 1i1 . 44 . 3ikW1 . 1电动机额定P910r/min电动机额定nKW1 . 10Pmin/910n0rmmNT115440W056. 1Kp min/3 .233nrmmNT 432271KWP014. 1min/6 .47 rn机械设计综合实践 第 8 页mmNPT203439n1055. 965） 轴的功率，转速及转矩PnT 1.014 0.97 0.990.973PPKW齿轮34轴承min/6 .111 . 46 .47inn4 . 3r mmNPT801047n1055. 96五、五、V 带传动计算设计带传动计算设计 已知电动机功率 1.1KW,转速，传动比选择，每天三班制；min910rn 9 . 3i1.确定计算功率caP查表 88 得工作情况系数,故 ：2 . 1AKKWKWPKPAca32. 11 . 12 . 12.选择 V 带的型号根据、由图 811 选用 Z 型。caPn3.确定带轮的基准直径并验算带速dd1) 初选小带轮的基准直径1dd查表 87 和表 89 取小带轮的基准直径。1100ddmm2) 验算带速 在 5m/s25m/s 之间,基本满足要求;1100 9105.13/60 100060 1000dnm s3）计算大带轮的基准直径 213.9 100390ddidmmmm 查表 89 取标准为.mmdd40024 确定 V 带的中心距和基准长度1）初选0a根据，初取)(2)(7 . 021021ddddddaddmma50002) 计算带所需基准长度tK 221001202()2()24(40095)2 500(95400)1538.424 700dddddddLaddamm查表 82 得基准长度；1540dLmmmmNT203439KWP9973. 0min/6 .11nrmmNT8010472 . 1AKKWCA32. 1P1100ddmmmmdd4002mma50001540dLmm机械设计综合实践 第 9 页3) 计算实际中心距001540 1538.4(500)51022ddLLaamm；，中心距变化范围为 478mm547mm；dLaa015. 0mindLaa03. 0max5） 验算小带轮上的包角 00121000057.3180()57.3180(400 100)145120499dddda6 计算带的根数Z1) 计算单根 V 带的额定功率rP 由和查表 84 得。1100ddmmmin910nr00.28PKW根据和 v 型带查表 85 得min910rn 9 . 31i00.02PKW查表 8-6、表 82 得于是0.91,1.54LKKKWKKPPPLr81. 002. 191. 0)11. 077. 0()(002) 计算 V 带的根数z ,取 z=2 根;63. 181. 032. 1rcaPPz3)计算单根 V 带的初拉力0F查表 83 得 V 型带的单位长度质量，所以0.060kg /qm202(2.5)500(2.50.91) 1.325000.105 5.530.91 2 4.53129.4caKPFqvK zvN 4）计算压轴力pF NzFFp6 .4932145sin4 .129222sin2105）主要设计结论选用 V 型普通带根，带基准长度。带轮基准直径,21540mm1100ddmm,中心距控制在，单根带初拉力。mmdd4002478 547ammNF4 .1290 六、齿轮的设计计算六、齿轮的设计计算2z NF4 .12906 .493pF机械设计综合实践 第 10 页6.1 齿轮传动设计准则齿轮传动设计准则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。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。6.2 直齿直齿 1、2 齿轮的设计齿轮的设计小齿轮选用 45 钢调质，硬度 HB1=250HBS大齿轮选用 45 钢正火，硬度 HB1=210HBS 精度等级：精度等级：7 级 齿面粗超度 Ra3.26.3m转矩 ，mmNTT432271mmNTT2034392（四）载荷系数和材料弹性影响系数，由下表 4-1 试选载荷系数=1.2 tKEZtK，查机械设计表 10-5 得材料的弹性影响系数。2/18 .189 MPaZE（五）齿宽系数d 1071.0d小齿轮作不对称布置，查表，选取 (六)许用接触疲劳许用应力H由机械设计图 10-21 查得， ，计lim1540HMPalim2380HMPa2/18 .189 MPaZE1d机械设计综合实践 第 11 页算应力循环次数：916060 910 1 (10 365 24)1.57 10hNnjL 892 . 1121033. 378. 41057. 1iNN查课本机械设计图 10-23 得， ，10.92HNK20.96HNK取失效概率为 1%，安全系数；1HS1lim110.92 540496.81HNHHHKMPaS2lim220.96 380364.81HNHHHKMPaS取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2364.8HHMPa（七）初选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 Z2=254.9=122.5 251Z取大齿轮齿数为 123；1.试算小齿轮分度圆直径，代入其中取较小值； td1H221331(1)1.4 43227 (4.9 1) 189.82.32()2.32()1 4.9364.849.68tEtdHK T uZdumm2.计算圆周速度 圆周速度 smndt/61. 01000060v11 齿宽11 49.6849.68dtbdmm 3.查课本机械设计图 10-8 得动载系数=1.04，直齿轮，查VK1FHKK课本表 10-2 得使用系数.00，查课本表 10-4 得小齿轮相对于轴承非对称布1AK置时，；得载荷系数 K=；1.417HKVK65. 1HHAKKK4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 48.524 . 165. 168.493311ttKKdd4.计算模数1152.48m2.125dz(八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计由式： 311(22FSaFadFttYYZTKm(九)确定有关系数与参数911059. 1N821025. 3NMPaH5401MPaH5172mmdt68.4910.61m/sv 65. 1K 8 .521d2m 1.2FtK机械设计综合实践 第 12 页1.试选，查机械设计图 10-24c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限1.2FtK；大齿轮弯曲疲劳强度极限4403limFlim4320F2.查机械设计图 10-22 得，弯曲疲劳寿命系数；10.90FNK20.92FNK3.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFFNF6 .3034 . 150085. 01lim11MPaSKFFNF2 .3384 . 138089. 02lim225.查齿形系数和应力校正系数 查机械设计图 10-17 得， ；12.65FaY11.57saY22.18FaY21.82saY6.计算齿轮的FSaFaYY ，因为大齿轮01425. 029.29259. 162. 2111FSaFaYY01461. 026779. 118. 2222FSaFaYY的较大，所以取=；FSaFaYYFSaFaYY2220.01461FaSaFYY7.设计计算1） 32121232 1.3 432270.014611.381 25()Fa SadFYYKTzm2) 计算圆周速度v 11m1.38 2534.5tdzmm 1 10.4260 1000d nmvs齿宽 b：11 34.534.5dbdmm 宽高比 b/h *(2)2.25 1.383.10534.5/11.113.105athhcmmmb h3)计算实际载荷系数FK 根据 v=0.42m/s,7 级精度，查图 10-8 得1.01vK 由下式85. 01FNK89. 02FNKMPaF6 .3031MPa2 .3382F机械设计综合实践 第 13 页 31112/2 126450/ 485.27 10tFTdN 31/1.1 5.27 10 / 45.84126.5/100N/AtKFbN mm查表 10-3 得计算结果，查表 10-4 用插值法得,结1.0FK1.417HK合 b/h=12.28 查图 10-13 得,42. 1FK则载荷系数为1.00 1.01 1.0 1.421.44FAvFFKK K KK ；331.441.381.61mm1.2FtFtKmmK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=1.61，并取圆整为标准值 m=2，按接触疲劳强度算的分度圆直径=52.48mm,得小齿轮的齿数1d取为 =26，则大齿轮齿数.41152.4826.242dZm1Z127269 . 42z取。2127z （九）几何尺寸计算分度圆直径：mmmzd5226211 mmmzd254127222齿顶圆直径： mmhddaa341232211 mmhddaa15512153222齿根圆直径：mmhddff475 . 2252211 mmhddff2495 . 22254222标准中心距：mmdda153)25452(21)(2121齿宽：，考虑不可避免的误差，为了保证设计齿宽 b 和节mmdb525211省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm即，取，。mmmmb62571mmb601mmbb5226.3 直齿直齿 3、4 齿轮的设计齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 m=2261Z1272Zmm52d1mmd2542mma153mmb601mmbb522机械设计综合实践 第 14 页 1，KWPP06. 1 2， min/6 .473rnn411 / minnnr 3，工作条件：使用寿命 10 年，三班制，单向连续运转，载荷较为平稳。（二） 齿轮材料及精度等级。小齿轮选用 45 钢调质 硬度 HB1=250HBS大齿轮选用 45 钢正火 硬度 HB1=210HBS 精度等级：精度等级：7 级 (三)按齿轮接触疲劳强度设计已知转矩 ； mmNTT2034393mmNTT8010474（四）载荷系数和材料弹性影响系数tKEZ选载荷系数=1.2，查机械设计表 10-6 得材料的弹性影响系数tK；2/18 .189 MPZE(五)齿宽系数d因二级齿轮传动为非对称布置 107查表，选取1d(六)许用接触应力H由机械设计图 10-21 查得， ，因lim3540HMPalim4380HMPa此： 736060 47.6 1 (10 365 24)8.3 10hNnjL ；查机械设计图 10-23 得，774 . 33410024. 21 . 4103 . 8iNN ，取失效概率为 1%，安全系数，则有：30.96HNK40.98HNK1HS3lim330.96 5405181HNHHHKMPaS 4lim440.98 3803721HNHHHKMPaS（七）初选小齿轮齿数 Z3=25，则大齿轮齿数 Z4=254.1=102.5，取 Z4=103；1.试算小齿轮分度圆的直径，代入其中取较小者；td3H223333(1)1.2 203439(4.1 1) 189.82.32()2.32()61.21 4.1372EtdHKT uZdmmu2.计算圆周速度 v2/18 .189 MPZE1d73103 . 8N74102N3518HMPa4372HMPam/s15. 0V 机械设计综合实践 第 15 页，smndVt/15. 0600006 .472 .611000603331 61.261.2dtbdmm 3.计算载荷系数 根据 v=0.15m/s，7 级精度，由课本机械设计图 10-8 查得动载荷系，查课本表 10-2 得使用系数，查表课本 10-4 得1.01vK 1FHKK1AK小齿轮相对于轴承非对称布置时，得载荷系数 K=1.426HKVK；477. 1HHAKKK4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，相应33331.477d6162.31.4ttKdK的齿轮模数；492. 233Zdm（八）按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式： 311(22FSaFadFttYYZTKm（1）确定有关系数与参数）确定有关系数与参数1.试选，查机械设计图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限1.2FtK；大齿轮弯曲疲劳强度极限4403limFlim4320F2.查机械设计图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数；30.95FNK40.98FNK3.计算弯曲疲劳许用应力 查表 4-6 得弯曲疲劳安全系数，4 . 1FS MPaSKFFHNF4 .3214 . 15009 . 03lim33 MPaSKFFHNF86.2574 . 138095. 04lim444.查取齿形系数和应力校正系数 ,，,；32.65FaY18. 24FaY31.57SaY41.82SaY5.计算两齿轮的 FFaFaYY，01296. 04 .32159. 162. 2333FSaFaYY01513. 086.25779. 118. 2444FSaFaYY1.01vK 477. 1K492. 2m30.95FNK40.98FNKMPaF4 .3213MPaF86.257机械设计综合实践 第 16 页因为大齿轮的较大，所以取=FSaFaYYFSaFaYY2220.01513FaSaFYY(2)设计计算设计计算4 . 201513. 0251203439407. 12m32计算圆周速度v，11m2.4 2560tdzmm120.14960 1000d nmvs齿宽 b 11 6060dbdmm 宽高比 b/h*60(2)2.25 2.45.4/11.115.4athhcmmmb h因此：（3)计算实际载荷系数计算实际载荷系数FK1.根据 v=0.149m/s,7 级精度，查图 10-8 得由下式1.01vK 3111312/2 126450/ 485.27 10/1.1 5.27 10 / 45.84126.5/100N/tAtFTdNKFbN mm查表 10-3 得，查表 10-4 用插值法得,结合1.0FK1.417 1.4261.4232HKb/h=11.11 查图 10-13 得，则42. 1FK1.00 1.01 1.0 1.4231.437FAvFFKK K KK2.；331.4372.42.481mm1.2FtFtKmmK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=2.481，并取圆整为标准值 m=2.5，按接触疲劳强度算的分度圆直径,得小齿轮的齿数，取为 =25，则大齿轮齿mmd3 .62333d62.3Z24.922.5m3Z数，取；4342525 4.1102.5zi1024Z（九）几何尺寸计算分度圆直径：mmmzd5 .62255 . 2331.437K 5 . 2m253Z1024Zmm5 .62d3mmd2554机械设计综合实践 第 17 页 mmmzd2551025 . 244齿顶圆直径： mmhddaa5 .675 . 225 .62233 mmhddaa2305 . 22255244齿根圆直径：mmhddff75.48875. 125 .52233 mmhddff25.188875. 12192244标准中心距：mmdda75.158)2555 .62(21)(2143齿轮宽度：，一般小齿轮略宽（510）mm，取mmdbd5 .625 .6213；436370bmmbmm，七、轴的设计计算七、轴的设计计算7.1 轴的结构设计轴的结构设计1.低速轴的设计及计算低速轴的设计及计算1）初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取低速轴 A03=112，于是得，考虑与联轴器连接303min42.02mmPdAn的轴的刚度,故，输出轴的最小直径显然是安装联mmddd121.44%5minmin轴器处理的直径 d(图 3)。为了使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表 14-11，考虑转矩2TKTAca变化很小，故取，则：，3 . 1AKmmNmmNTKTAca754.052580.043 . 12按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003 或手册，caT选用 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径 mN 1250d=45mm,故 =45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=84mm。d2）轴的结构设计75.158ammb703mmb634 =45mmd机械设计综合实践 第 18 页1.拟订轴上零件的装配方案（如图） 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径= 53mm；左端用轴端挡圈定位。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器d上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L 略短一些，现取=82mm；l2.初步选择深沟球轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求 ,由轴承产品目录中初步选取轴承 6011，其尺寸为 ，故=55mm；取挡油换的厚度为 12mm，mmmmmmBDd819055dd则=30mm。左端轴承采用挡油环定位，齿轮左端采用轴环定位，l=d1+（510）=65mm，轴环宽度,取=8mm。dhb4 . 1l3.取安装齿轮处的轴端的直径=60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定d位。已知齿轮轮毂的宽度 63mm，为了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=61 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴身高度 h=（2-l3）R，由轴径 d=60mm 查机械设计表 15-2，得 R=2mm，故取 h=5mm，则轴环处的直径 d =70mm。4.轴承端盖的总宽度为 25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=15mm（参见图 3） ，故取=40mm，取齿轮距箱体内壁之距离 l=10mm，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=10mm，已知滚动轴承的宽度 B=18mm；=B+s+(12)l=18+10+10+2=40mm。5.轴上零件的周向定位= 53mmd=82mml=55mmdd=30mml=65mmd=60mmd=61 mml=8mml=40mm l=40mml机械设计综合实践 第 19 页齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接。按=45 由表 6-11查d得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为了保证mmmmhb914齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为；同样根据67kH=60mm，齿轮与轴的连接选用平键为，齿轮轮毂与轴配合dmmmmmm451118为， 。球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸67nH公差为6k6.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-21，取轴端倒角为 C2，取各轴肩处的圆角半径 R2；至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，如下图所示：7.求轴上的载荷；首先根据轴的结构图（图 3）做出轴的计算简图（图 4） 。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=162mm。根据轴的计算简图做出计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图 4） 。从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表（参见图 4） 。 图 4 低速轴的受力和弯矩图 垂直面弯矩图如下所示（1）垂直面受力分析及弯矩图轴承支反力：机械设计综合实践 第 20 页又得：0BMNllFFBDBCrNV9 .5791627712202同理：得0DMNllFFBDCDrNV1 .6401628512201故：mmNlFMBCNVVC49290771 .64011 mmNlFMCDNVVC49290859 .57922（2）水平面受力及弯矩图： ，NlllFFCDBCBCtNH15971627733602NlllFFtNH17631628533603231；mmNLFMMBCNHHCHC135748771763121 （3）合成弯矩mmNMMMNVHCc1444202121（4）扭矩由动力参数的计算知 得扭矩图如下：mNT04.5802 由低速轴的受力，转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6，由以上的数据计算可得当量弯矩图mmNT33210024.3481004.5806 . 0机械设计综合实践 第 21 页如下：（5）当量弯矩图如上图所示：，校核危险截mmNTMMcca522222108 . 3348024144420面 C 的强度，轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处，又由实心轴的抗弯截面系数，前已选定轴的材料30.1dW MPaWMcaca6 .17601 . 03800003为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得。由于MPa601，故安全。1ca所载荷水平面 H垂直面 V支反力 F NFNH17631NFNH15972 NFNV1 .6401NFNV9 .5792弯矩 MmmNMMHH13574821mmNMv 49290总弯矩 mmNMc144420扭矩 T mmNT58004022.中间轴的设计及计算中间轴的设计及计算1）初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取中间轴 A02=120，于是得，考虑与齿轮连302min35.26PdAmmn接的轴的刚度,故minmin5%37.99dddmm2)轴的结构设计1.拟订轴上零件的装配方案（如图） 1）输出轴的最小直径显然是安装轴承的那段，初步选择深沟球轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求 ，由轴承产品目录中初步选取轴承 6008 其尺寸为 ，故 d1=d5=40mm； 406815dDBmmmmmmd1=d5=40mmL5=30mmd4=47mm机械设计综合实践 第 22 页2）从而 的长度为轴承的宽度加上挡油盘的厚度，因此 L5=15+15=30mm；3）为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为 3.5mm，则 d4=47mm，表 6-1 得键为，149b hmmmm，齿的模数为 2.5，宜选用齿轮轴，因此此段长度取齿宽为348.75fdmmL4=70mm；4）取安装齿轮处的轴端的直径 d2=45mm，的左端与左轴承之间采用挡油盘定位。已知齿轮轮毂的宽度 63mm，为了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，因此去取 L2=60 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴身高度h=（2-3）R，由轴径 d=60mm 查机械设计表 15-2，得 R=2mm，故取 h=5mm，则处的直径 d3 =70mm。轴环宽度,取 L3=18mm。hb4 . 15）取齿轮距箱体内壁之距离 =15mm，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承的宽度B=15mm； 故取 L1=B+s+(63-60)=44mm6）轴上零件的周向定位齿轮、与轴的周向定位采用普通平键连接。按 d2=45mm 由表 6-11查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，同时取齿轮轮毂与轴配合mmmmhb914为， 。球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸67nH公差为；6m7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-21，取轴端倒角为 C2，取各轴肩处的圆角半径 R2；至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，如下图所示：8）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机手册查取 a 值。对于圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=23mm。因此，轴的支撑跨距为L1=70mm， L2=240.5，L3=82.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。先计算L4=70mmd2=45mmL2=60 mmd3 =70mmL3=18mmL1=44mm机械设计综合实践 第 23 页出截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列于下表。载荷水平面 H垂直面 V支反力FNFNH105.971NFNH831.8562NFNV487.9611NFNV897.6922C 截面弯矩 MmmNLFMNHH56362732mmNMLFMaNVV418922232总弯矩mmNMMMVH7022614189225636272222max扭矩mmNT 941204 机械设计综合实践 第 24 页9）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，6 . 0轴的计算应力已选定轴材料MpaMpaWTMca65.69501 . 04941206 . 0702261)(32222为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此，故安全。70MPa1 -1 -ca3.高速轴的设计及计算高速轴的设计及计算（1）初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表d1=25mmL1=50mmd2=28mmd3=d5=30mmL5=25mm。d4=37mmL4=60mmL2=50mm机械设计综合实践 第 25 页15-3，取高速轴 A01=112，于是得，考虑与带连接的轴301min22.85mmPdAn的刚度,故minmin5%24.99dddmm (2)轴的结构设计1.拟订轴上零件的装配方案（如图） 1）输出轴的最小直径显然是安装 V 带轮的直径 d(图 3)。取 d1=25mm 与轴配合的毂孔长度为带轮的宽度 L1=（1.52）*33=50mm。 2）参考实际经验，取轴肩高度 h 为 1.5mm，则 d2=28mm，初步选择深沟球轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求 ，由轴承产品目录中初步选取轴承 6006，其尺寸为 ，故305513dDBmmmmmmd3=d5=30mm；从而 的长度为轴承的宽度加上挡油盘的厚度，因此L5=13+12=25mm。 3）为了使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为 3.5mm，则 d4=37mm，查表 6-1 得键为，又齿的模数为 3，df=47mm，宜选用齿轮轴，因此此段长度108b hmmmm取齿宽为 L4=60mm， 4）轴承端盖的总宽度为 22mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） ，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离 l=28mm（参见图 3） ，故取 L2=50mm 5）取齿轮距箱体内壁之距离 =15mm，考虑箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承的宽度B=13mm，因此，取 L3=B+s+=36mm2. 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用普通平键连接。按 d1=25mm 由表 6-11查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，且选择 V 带轮与轴的配87b hmmmm合为；球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径6/7 nH尺寸公差为；6k3.确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-21，取轴端倒角为 C2，取各轴肩处的圆角半径 R2；至此，已初L3=36mm 机械设计综合实践 第 26 页步确定了轴的各段直径和长度，如下图所示：4.按弯矩复合强度计算A、圆周力： NdTFt4 .35478014189522111B、径向力： NFFtr129120tan4 .3547tan11）绘制轴受力简图(同低速轴)）绘制垂直面弯矩图（同低速轴）轴承支反力： NFFFrNVNV5 .645212912121由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。弯矩图同低速轴，则截面 C 在垂直面弯矩为 mmNFMNVVC5260821635 .6452163）绘制水平面弯矩图（同低速轴） mmNLFMNHCH14455621637 .17732）绘制合弯矩图（同低速轴） mmNMMMVCCHc144558526081445562222）绘制扭转图（同低速轴）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 =0.6， mmNT851371418956 . 01）绘制当量弯矩图（同低速轴） 截面 C 处的当量弯矩： mmNTMMcec16776585137144558)(22212)校核危险截面 C 的强度 轴上合成弯矩最大的截面在位于齿轮轮缘的 C 处 30.1d4W .够够够够够6028. 3801 . 016776513，MPaMPaWMecca七、轴承的校核七、轴承的校核（1）高速轴承的校核）高速轴承的校核 选用的轴承是 6006 深沟型球轴承，轴承的当量动负荷为)(ardYFXFfP 机械设计综合实践 第 27 页由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa1=0N，Fr1= 614.4N，则 ，查机械基础P407表 185 得，X= 1，Y= 0 P* *drfx FNP7376142 . 1，查机械基础p406 表 18-3 得：ft=1.00，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为 3 ，Cr= 13.2KN；则 63101*13200()996008640060 233737X所以预期寿命足够，轴承符合要求。（2）低速轴承的校核）低速轴承的校核 选用 6011 型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为)(ardYFXFfP由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa2=0N，Fr2=146N，则 dPf XFr，查机械基础P407表 185 得，X=1 ，Y=0 ，NXP2 .1751462 . 1查机械基础p406 表 18-3 得：ft=1 ，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr=30.2KN； 6310322000()6340008640060 240175.2X由公式则所选是轴承符合要求。八、键联接的选择及其校核计算八、键联接的选择及其校核计算8.1 键的设计和计算键的设计和计算 （1）根据与齿轮配合处轴径，查机械设计课程设计表 12-21mmd60取：，；mmb182mmh112mmL452 (2)校核键联接的强度查机械设计表 6-3 得，工作长度MPap100，键与轮毂键槽的接触高度。mmbLl271845222220.513.5khmm (3)由式（6-1）得： 因此，强度合3222 22410pTh l d4 9.55 1.014/ 47.6 100067.2(13.5 27 60)/1000p适满足要求。 机械设计综合实践 第 28 页 九、减速器箱体的设计九、减速器箱体的设计1.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度，为保证机盖与机座连接处密封。联接凸缘应有足够的宽度，密封的表面要经过刮研。2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm。3.机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A.视孔盖和窥视孔视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。B.油螺塞油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C.油标油标：油标位便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D.通气孔通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E.启盖螺钉启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。F.位销位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.6.其他部分的设计 表表 10-1 铸铁主要结构尺寸铸铁主要结构尺寸机械设计综合实践 第 29 页减速器形式及尺寸关系/mm名称符号齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度1b10箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度2b20地脚螺钉直径fdM16地脚螺钉数目n4 轴承旁联接螺栓直径1dM16盖与座联接螺栓直径2dM10 轴承端盖螺钉直径3dM8 检查孔盖螺钉直径4dM6定位销直径d6箱盖、箱座肋厚1mm 、10，20箱座深度dH150箱座高度H170 十一、润滑密封设计十一、润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-min/10)25 . 1 (5mm机械设计综合实践 第 30 页92 中的 50 号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为 6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性。 十二、减速器的维护与保养十二、减速器的维护与保养对螺旋运输机实行定期维护保养的目的是。减少机器的故障，延长机器使用寿命；缩短机器的停机时间；提高工作效率，降低作业成本。1.齿轮的维护齿轮的维护 （1）使用齿轮传动时，在启动、加载、卸载及换档的过程中应力求平稳，避免产生冲击载荷，以防引起断齿等故障。 （2）经常检查润滑系统的状况（如润滑油的油面高度等） 。油面过底则润滑不良，油面过高会增加搅油功率的损失。对于压力喷油润滑系统还需检查油压状况，油压过底会造成供油不足，油压过高则可能是因为油路不畅通所致，需及时调整油压，还应按照使用规则定期更换或补充规定牌号的润滑油。 （3）注意检查齿轮传动的工作状况，如有无不正常的声音或箱体过热现象。润滑不良和装配不符合要求是齿轮失效的重要原因。声响监测和定期检查是发现齿轮损伤的主要方法。2.轴的维护轴的维护 在工作过程中，对机械要定期检查和维修，对于轴的维护重点注意三个方面 （1）认真检查轴和轴上零件的完好程度，若发现问题应及时维修或更换。轴的维修部位主要是轴颈及轴端。对精度要求较高的轴，在磨损量较小时，可采用电镀法或热喷涂（或喷焊）法进行修复。轴上花键、键槽损伤，可以用气焊或堆焊修复，然后再铣出花键或键槽。也可以将原键槽焊补后再铣制新键槽。机械设计综合实践 第 31 页 （2）认真检查轴以及轴上主要传动零件工作位置的准确性、轴承的游隙变化并及时调整。 （3）轴上的传动零件（如齿轮、链轮等）和轴承必须保证良好的润滑，应当根据季节和工作地点，按规定选用润滑剂并定期加注。要对润滑油及时检查和补充，必须及时更换。参 考 文 献1 侯长来.机械设计基础课程设计M.北京：冶金工业出版社，2010.2 濮良贵.机械设计M.北京：高等教育出版社，2013.3 陈立德.机械设计基础M.北京：高等教育出版社，2008.4 吴宗泽.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，1992.