1、 X X X X本科毕业设计题 目 螺旋输送机传动装置 的设计及三维建模 院 系 机械学院 专 业 XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX 姓 名 XXXXXX 学 号 XXXXXX 学习年限 201X 年 9 月至 201X 年 6 月指导教师 XXXXX 职称 副教授 申请学位 工学学士学位 2015 年 X 月 XX 日螺旋输送机传动装置的设计学生姓名：XXX 指导教师：XXX摘 要： 在本次设计中，我设计了螺旋输送机机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定的传动方案进行了一系列计算和设计。电动机、联轴器、键和轴承的选择主要通过查表并结合与其他零件的配合要求选择，然后进行校核计
2、算。在齿轮的设计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定，按齿根弯曲疲劳强度和齿面弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数及主要尺寸,并且对齿轮进行了校核。其后对轴进行了轴的设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校核,并画出受力图、弯矩图、转矩图。最后对减速器的外形进行了设计。应用 Solidworks 软件对传动装置进行 3D 建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。关键词：螺旋输送机 传动装置 斜齿轮 solidworksABSTRACT: In this design, I designed the plate mill of transmission device
3、 ,first it has carried on the transmission scheme selection, through the selected transmission scheme and design of a series of transmission parts. The choice of motor, coupling, keys and bearing mainly through the look-up table and combine with other parts of coordination and asked subjects to choo
4、se, and then the motion parameters and dynamic parameters is calculated. In gear was introduced in detail in the design of the gear material selection and determination of allowable stress, calculate and determine the gear parameters is designed according to the tooth root bending fatigue strength a
5、nd main dimensions. Followed by designing of shaft, and determine the size of the ladder shaft, the shaft, bearing, key and coupling for checking. Finally it has carried on the design to the shape of the reducer. Application of Solidworks software modeling technology, realizing the three-dimensional
6、 modelling and main reducer parts modeling, to complete the 3 d modeling of the machine, for the structure of transmission system design provides valuable parameter basis. KEYWORDS：plate mill transmission device bevel gearsolidworks目 录1 引言 .11.1 螺旋输送机的课题研究背景 .41.2.螺旋输送机的课题研究意义 42 设计任务书 22.1 设计任务 .22
7、.2 系统的传动原理图 .53 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 33.1 电动机类型的选择 .33.2 电动机功率选择 .33.3 确定电动机转速 .33.4 确定电动机型号 .43.5 计算总传动比及分配各级的传动比 .43.6 传动参数的计算 .44 传动零件的设计计算 .54.1 锥齿轮的设计和计算 .54.2 高速级斜齿轮的设计和计算 .84.3 低速级斜齿轮的设计和计算 .5 轴的设计计算 5.1 高速轴的设计计算 .5.2 中间轴的设计计算 .245.3 低速轴的设计计算 .296 键连接的选择和计算 .6.1 高速轴上的键的设计与校核 .6.2 中间轴上的键的设计与校
8、核 .6.3 低速轴上的键的设计与校核 .7 滚动轴承的选择和计算 .7.1 计算高速轴的轴承 .7.2 计算中间轴的轴承 .7.3 计算低速轴的轴承 .8 联轴器的选择 9 箱体设计 9.1 箱体尺寸 .379.2 减速器附件设 .3810 润滑和密封设计 .3911 基于 SolidWorks 的三维建模 .4011.1 SolidWorks 软件介绍 .4011.2 对齿轮、轴及小齿轮轴的三维建模 4011.3 滚动轴承和螺栓垫片各种标准件三维建模 4211.4 对箱座、箱盖的三维建模 4211.5 利用 Solidworks 对减速器进行装配仿真 44总结与致谢 .48参考文献 49附
9、录 .5011 引言1.1 螺旋输送机传送装置的课题研究背景最早的应该是古代的高转筒车和提水的翻车，这也是斗式提升机和刮板输送机的雏形，随着技术的逐渐发展，到 17 世纪，人们开始架高空索道输送散状物料，后来，现代结构的输送机慢慢出现。阿基米德在 1887 年发明了螺旋输送机，后来逐渐改进，在工业上，工程上使用开来，设计出了一系列的螺旋输送机。螺旋输送机的发展分为无轴螺旋输送机和有轴螺旋输送机两种型式的发展过程。无轴螺旋输送机在 U 型槽内装有可换衬体，结构简单，物料有进料口经螺旋推动后由出料口输出。整个传输过程可在一个密封的槽中进行；而有轴螺旋输送机主要由螺杆、U 型料槽、进出料口、盖板和驱
10、动装置组成，另外，一般还有倾斜式、垂直式和水平式三种。我们平常所说的螺旋输送机一般为有轴型式的螺旋输送机。而对于许多输送比较困难的物料，我们还一直在寻求一种可靠的输送方法，而无轴螺旋输送机则是一种较好的解决方法。1.2 螺旋输送机传送动装置的课题研究意义螺旋输送机特点是密封传动，结构简单。螺旋输送机是冶金、建材、化工、粮食及机械加工等部门广泛应用的一种连续输送设备。 螺旋输送机一般由输送机本体、进出料口及驱动装置三大部分组成；螺旋输送机的螺旋叶片有实体螺旋面、带式螺旋面和叶片螺旋面三种形式，其中，叶片式螺旋面应用相对较少，主要用于输送粘度较大和可压缩性物料，这种螺悬面型，在完成输送作业过程中，
11、同时具有并完成对物料的搅拌、混合等功能。从输送物料位移方向的角度划分，螺旋输送机分为水平式螺旋输送机和垂直式螺旋输送机两大类型，主要用于对各种粉状、颗粒状和小块状等松散物料的水平输送和垂直提升，该螺旋输送机不适宜输送易变质、粘性大、易结块或高温、怕压、有较大腐蚀性的特殊物料。 螺旋输送机与其它输送设备相比，具有整机截面尺寸小、密封性能好、运行平稳可靠、可中间多点装料和卸料及操作安全、维修简便等优点。减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电动机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机等高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮
12、合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。作为一个相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。而对于螺旋输送机而2言设计一个合适的传动装置是尤为必要的。为了使传动装置更加直观、形象、生动，因此需要进行三维建模，动画仿真。2 设计任务书2.1 设计任务1. 设计螺旋输送机传动装置； 2. 传动装置三维建模技术参数如下表2-1所示表2-1 螺旋输送机的技术参数工作机轴的转速 36 r/min工作机轴的功率 3.2 kW工作机效率 0.94每日工作时数 8h传动工作年限 102.2 系统的传动原理图 方案图如下： 图 2-1 传动原理图3 电动机的选择，传动系统的运动
13、和动力参数计算 33.1 电动机类型的选择工作机为单向连续运转，载荷较平稳。工作环境为室外，灰尘较大，环境温度 35。故动力来源选 Y 系列三相异步电动机。3.2 选择电动机容量电动机所需的功率为:（3-1）dPaw式中： 为电动机所需效率， 为工作机所需功率， 为总工作效率dP a传动装置的总效率：（3-2） aj4321816.0式中：联轴器效率 ，齿轮效率（8 级） ，滚动轴承效率190. 297.3，工作机效率9.0j故， dPaw1603.kw.3.2 确定电动机转速工作机转速： min/36r查机械设计表 15.1 得：二级圆柱减速器传动比为 ，齿轮传4081i动比为 ，故总传动比
14、为 ，所以电机的选择范围512i 208ai。in/708rnx3.4 确定电动机型号 考虑到电动机和传动装置的传动比、尺寸、重量，因此选电动机型号为Y132M-6， ， 960r/min。 KwPe4n3.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级齿轮传动比为 ，低速级齿轮传动比为 ，外齿轮传动比 ，因为12i 34i56i，所以 。3412ij3412.i传动链总传动比：（3-3）672390.niea4式中： 为传动链总传动比 ， 为总转速， 为工作机转速。取ai 563412iiann356i故 ， ，8972j 8912i6.234i3.6 传动动力参数的计算电动机轴转矩kWPe40m
15、in/96rn7.3115.00 NT高速轴转矩kWP96401r/minnNT81359161中间轴转矩kW.P09706321 r/min.in3528412NT5962低速轴转矩kW.P6139078323 r/min.in34165NT80934 传动零件的设计计算4.1 齿轮的材料选择初选齿轮材料为 45 钢,大齿经过正火处理,齿面硬度取 240HBS 齿轮通过调制处理,齿面硬度取 280HBS,因工作机为单向连续运转，载荷较平稳。所以选用5圆柱斜齿轮。 。1584.2 传动齿轮的计算4.2.1 齿面接触疲劳强度计算1. 初步计算：转矩： m98.3175NT转速: r/in60n齿
16、宽系数：由 表 12.13，取0.1d接触疲劳极限：由 图 12.17c，取 ，1aMPlim5H6aPlim6H580值：由 表 12.16，取 =90dAdA初步计算需用接触应力： .lim5H8905Pali626初步计算小齿轮直径：（3-4）m.i1TAd56Hd5 30432式中： 为传动齿轮小齿轮直径， 为输出轴的转矩， 接触疲劳极限，5d3 6H为传动齿轮的传动比 ， 为齿宽系数。56i i56d取 m104d5初步齿宽： 104db52. 校核计算圆周速度： s/m9.106n353精度等级：由 表 12.6，取 8 级精度齿数和模数：初取齿数 ； ，34z5102zi5608
17、.3zdm5t螺旋角： ，由 表 12.3，取71arcostnn6使用系数：由 表 12.9，取125.1AK由 图 12.9，取 0V齿间载荷分配系数：由 表 12.9、式 12.6、表 12.8，先求N15.60dT2F53t/m/9.7bt3KA 72.1cosz12.865式中： 为端面重合度， ， 分别为小齿轮和大齿轮的齿数， 为齿轮螺旋5z6 角。 15.2tanzmbsi5dn87.3120costanrt 98./costnb由此可得 79.1/b2FHK齿向载荷分布系数：由 表 12.11， 39.1b0db25CBAKH载荷系数：由 式 12.5，17.3vA弹性系数：由
18、 表 12.12，a8.19MPZE节点区域系数：由 图 12.16，146.2H7重合度系数:由 式 12.31,因 ,取 ,故1161034.Z 螺旋角系数: 9.0cos接触寿命系数:由 图 12.18, 113.5NZ18.6NZ接触最小安全系数: 由 表 12.14, 05.minHS许用接触应力: a2.69in5lm5 MPZHN81.min6l6SHN3. 验算（3-5253846 aMP.i1bdKTZ6HE5）式中： 为弹性系数， 为间点区域系数， 为重合度系数， 为螺旋EZHZZZ角系数， 为载荷系数，各系数结果均由上边计算得出。K齿根弯曲疲劳强度足够。4. 确定传动主要
19、尺寸中心距： 取m2081ida563208a3分度圆直径： 取 41ia563d5 m312di568齿宽： 取 m80db514b5m104b64.2.2 齿根弯曲疲劳强度计算1. 校核计算齿型系数： 04.36cosz5v12.08cosz36v由 图 12.21，取 1.2a5FY9.a6F应力修正系数：由 图 12.22，取 13.1a5SY81.a6S重合度系数： 7.cosz2.38v65av 由 式 12.18,18.070avY螺旋角系数：由 式 12.36,1（ ）75.02.minY 1， 故min8.1Y齿间载荷分配系数：由 表 12.10， ，前面已经求得31.31.
20、79.aFK故 .a齿向载荷分配系数：由 图 12.14， 141.5b/h35.FK载荷系数： 7.3FVAK9应力循环次数：由 表 12.15，估计 ，指数1106391.4m991411 860.tTtnNhi.imaxiVL 8105.uNLt2弯曲寿命系数：由 图 12.24,取 ，.05NY.06N尺寸系数：由 图 12.25，取1.1X弯曲最小安全系数：由 表 12.14,25.minFS许用弯曲应力： a4.78min5l5 MPSYFXNF2.31in6l6FXNF2. 验算（3-6）555 2132Fa5SFnF aMP.YmdbKT式中： 为小齿轮 5 的齿形系数， 为小
21、齿轮 5 的应力修正系数， 为重合5aFY5aS Y度系数， 为螺旋角系数 2a566a8.134FSFFMPY齿根弯曲疲劳强度足够。4.3 高速齿轮的计算4.3.1 齿面接触疲劳强度计算1. 初步计算：10转矩： m81.391NT转速: r/in60传动比: 4.i12齿宽系数：由 表 12.13，取0.1d接触疲劳极限：由 图 12.17c，取 ，a65limMPHa580lim2PH值：由 表 12.16，取 =90dA1dA初步计算需用接触应力： a89.0lim11HP52li2初步计算小齿轮直径： m47.51.35217.390id312d1 HTA取 m521初步齿宽： db
22、12. 校核计算圆周速度： s/m6.210695106n精度等级：由 表 12.6，取 8 级精度齿数和模数：初取齿数 ；34z1iz125.dmt 由 表 12.3，取n61arcost使用系数：由 表 12.9，取125.AK由 图 12.9，取 V齿间载荷分配系数：由 表 12.9、式 12.6、表 12.8，先求11N14.5dT2F1t0/m/.36bt KA 72.1cosz12.82 9.tanmbsi1dn.361720costanrt 985./costnb由此可得 7.1/b2FHK齿向载荷分布系数：由 表 12.11， 36.1b0db21CBAKH载荷系数：由 式 1
23、2.5，146.3vA弹性系数：由 表 12.12，a8.19MPZE节点区域系数：由 图 12.16，145.2H重合度系数:由 式 12.31,因 ,取 ,故158034.Z 螺旋角系数: 90.cos12接触寿命系数:由 图 12.18, 193.01NZ05.12NZ接触最小安全系数: 由 表 12.14, .minHS许用接触应力: a71.5in1lm1MPZHN80min2l2SHN3. 验算 a427i1bd221MPKTZHE面弯曲疲劳强度足够。4. 确定传动主要尺寸中心距： 取m4.12ida115a分度圆直径： 5i12 78ud12齿宽： 取 mdb16b1m5b24.
24、3.2 齿根弯曲疲劳强度计算1. 校核计算齿型系数： 36cosz1v123coszv2由 图 12.21，取 14.a1FY8.a2F13应力修正系数：由 图 12.22，取 167.1aSY82.1aS重合度系数： 3.cosz2.38v21av 由 式 12.18,168.0750avY螺旋角系数：由 式 12.36,1其中75.02.minY 1， 故min9.10Y齿间载荷分配系数：由 表 12.10， ，前面已经求得134.Y34.7.1aFK故 .a齿向载荷分配系数：由 图 12.14， 180.64325./b/h4.1FK载荷系数： 6.3FVAK弯曲疲劳极限：由 图 12.
25、23c，取 1a0lim1MPFa4502limPF应力循环次数：由 表 12.15，估计 ，指数16391.9hi91.4n1imaxi1 08.tTt60VLN 81t205.4uLN弯曲寿命系数：由 图 12.24,取 ，5.1NY3.2N尺寸系数：由 图 12.25，取10.X14弯曲最小安全系数：由 表 12.14,125.1minFS许用弯曲应力：a42min1l1MPSYFXNFa52.431min2li2 MPSYFXNF2.验算 1a1n1 a5.40bd2FSFF MPYKT2a1212 9.7FSFF齿根弯曲疲劳强度足够。4.4 低速齿轮的计算4.4.1 齿面接触疲劳强度
26、计算1. 初步计算：转矩： m42.1852NT转速: r/in3n传动比: 6.i4齿宽系数：由 表 12.13，取10.1d接触疲劳极限：由 图 12.17c，取 ，a65lim3MPHa580lim3PH值：由 表 12.16，取 =90dAdA初步计算需用接触应力： a89.0lim33HP52li44初步计算小齿轮直径：15 m09.786.21514.2890id33342d HTA取 m803初步齿宽： db32. 校核计算圆周速度： s/m2.10635.8106n232 精度等级：由 表 12.6，取 8 级精度齿数和模数：初取齿数 ；39ziz3405.2dm3t 由 表
27、12.3，取1n91arcost使用系数：由 表 12.9，取25.AK由 图 12.9，取1V齿间载荷分配系数：由 表 12.9、式 12.6、表 12.8，先求N60.3295dTFt21/m/8.bt KA 72.cosz2.314 90.tanmbsi3dn62.4180costanrt 16978.0cos/csotnb由此可得 .1/b2FHK齿向载荷分布系数：由 表 12.11， 38.1b0db23CBAKH载荷系数：由 式 12.5，14.vA弹性系数：由 表 12.12，a8.19MPZE节点区域系数：由 图 12.16，145.2H重合度系数:由 式 12.31,因 ,取
28、 ,故149.0134 Z螺旋角系数: .cos接触寿命系数:由 图 12.18, 105.13NZ05.14NZ接触最小安全系数: 由 表 12.14, .minHS许用接触应力: a650in3lm3MPZHN.SminHNl471843. 验算 323964 aMP.i1bdKTZ4HE齿根弯曲疲劳强度足够。174. 确定传动主要尺寸中心距： 取m.1ida3420a2140分度圆直径： 取 .i34278d3 mdi34208齿宽： 取 mdb803b903mb044.4.2 齿根接触疲劳强度计算齿型系数： 08.42cosz3v40.19cosz34v由 图 12.21，取 1.a3
29、FY.a4F应力修正系数：由 图 12.22，取 16.1a3SY81.a4S重合度系数： 73.cosz2.8v43av 由 式 12.18,168.0750avY螺旋角系数：由 式 12.36,1 75.02.1minY（ ) ， 故 min89.Y齿间载荷分配系数：由 表 12.10，1，前面已经求得95.3Y34.80.aFK故 80.1aFK齿向载荷分配系数：由 图 12.14， 3162580/bh5.1FK18载荷系数： 34.FVAK弯曲疲劳极限：由 图 12.23c，取 1a60lim1MPFa4502limPF应力循环次数：由 表 12.15，估计 ，指数1391.9914
30、11 06860.tTtnNhi.imaxiVL 81054.uNLt2弯曲寿命系数：由 图 12.24,取 ，.3NY3.4N尺寸系数：由 图 12.25，取10.1X弯曲最小安全系数：由 表 12.14,25.minFS许用弯曲应力：a2.473min3l3 MPSYFXNFa52.431minl44 MPSYFXNF2. 验算 1a3n3 a19.74db2FSFF PYKT2a3434.FSFFM齿根弯曲疲劳强度足够4.5 齿轮的基本参数:表 4-1 齿轮的基本参数名称 符号 公式 齿 1 齿 2 齿 3 齿 419齿数 zz34 116 39 101螺旋角 615 91052分度圆直
31、径 d1ia252 178 80 208中心距 a 2d115 144模数 nmn1.5 2法相齿距 nPn4.71 6.28齿顶高 ahnamh1.5 2齿根高 f nf.2511.875 2.5齿高 hnm.3.75 5齿顶圆直径 adnad255 181 84 212齿根圆直径 f nfm49 175 79 207齿宽 bdb62 52 90 80轮毂处直径 1D轴.61无 72 无 89.6轮毂轴向长 L轴d.52无 54 无 6720倒角尺寸 nnm.50无 0.75 无 1齿根圆处厚度 n.2无 3.75 无 5腹板最大直径 0Dnamd100无 166 无 192孔板分布直径 2
32、1025D.无 119 无 141腹板厚 cb.c3无 16 无 24孔板直径 1d10125D.无 21 无 335 轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算5.1.1 轴的结构设计1. 最小直径（5-1）m0.17nd31PC式中：C 为与轴材料有关的系数，可由1 表 16.2 查得，P 为高速轴的传递功率，n 为高速轴的转速。考虑到符合强度,联轴器的内径,故取 24 为最小直径选材:选用调制处理的 45 钢2. 高速轴示意图21图 5-1 高速轴的设计示意图2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）高速轴最小直径的选择与联轴器的内径息息相关，考虑到强度的符合，,故选用 GY3 -Y
33、型联轴器，其尺寸为 ，mN.T8139连 轴 器 md24联 轴 器轴孔长度为 52mm，考虑到轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故与联轴器链接的轴段要小于 52mm，所以 。mLVI50（2）（2）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据 ，选轴承型号 6007，d24其尺寸 dDB=35 mm62 mm14 mm,故 ， 。I9LVI7（3）因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。（4）轴承端盖的总宽度取为 47 mm。取联轴器端面与端盖的外端面间的距离为 40 mm，则 ， 。mL87 VI（5）取齿轮距箱体内壁的距离 a=10 mm，已知滚动轴承的宽度 B=14mm，
34、低速级小齿轮轮毂长 L=62mm，由二级减速器的图纸可得 。 mLI103 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由2表 14-26VI5查得平键截面 bh=8 mm7 mm40mm，滚动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公差为 m6。4 确定轴上的圆角和倒角尺寸根据设计要求，取轴端倒角为 1455.1.2 校核计算1. 计算齿轮受力转矩: m81.391NT圆周力: F50d2t径向力: 7cosantr22轴向力: NF29tan画小齿轮轴受力图 见图 5-2a2. 计算支撑反力水平反力： NLFACBR482dar1ACBR109ar12垂直
35、反力： NLFACBR4t21ACBR10t2画水平面（xy）受力图 见图 5-2b画垂直面（xz ）受力图 见图 5-2c3. 画轴弯矩图水平面弯矩图 见图 5-2b垂直面弯矩图 见图 5-2c合成弯矩图，合成弯矩 见图 5-2d2xzyM4. 画轴转矩图轴受转矩： m81.391NT转矩图 见图 5-2e许用应力由 表 16.3 查得：1a10bMP许用应力值： 651应力校正系数： 9.b0235. 画当量弯矩图当量转矩： m23018.95.0NT当量弯矩：在小齿轮中间截面处7422MB当量弯矩图 见图 5-2f6. 校核轴径齿根圆直径 m25.48df.1.03bb BM强度符合标准
36、 24图 5-2 高速轴的校核示意图255.2 中间轴的设计计算 5.2.1 轴的结构设计 1. 最小直径（5-2）m.nPCd2152式中：C 为与轴材料有关的系数，可由1 表 16.2 查得， 为中间轴的传2P递功率， 为中间轴的转速。2n考虑到符合强度,故取 40 为最小直径选材:选用调制处理的 45 钢。2. 中间轴示意图图 5-3 中间轴的设计示意图3. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1）由于 ，轴上开有两键槽，增加后轴径 取安装m.din215 md40轴承处（该轴直径最小处） 轴径 ，则 。d40dVII(2）初步选择滚动轴承。根据要求选深沟球轴承。参照工作要求并根据 ，选轴承型号为 6208，其尺寸为 dDB=40mm80 30d mm18mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁 10 mm。(3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段 II-III 和 IV-V 的直径，两端齿轮与轴承之间采用挡油板定位。为了使套筒可靠mdVII45
