螺旋输送机传动装置设计说明书讲解

1、螺旋输送机传动装置设计设计条件及要求1传动方案要求如下图所示螺旋轴减速器152设计内容：选择合适的电动机、联轴器型号，设计减速器和开式圆锥齿轮传动机构。3工作条件：螺旋输送机单向运转，有轻微振动，两班制工作，输送机螺旋轴转速的容 许误差为± 5%。4使用年限：8年5生产批量：小批量生产原始数据已知条件原始数据输送机螺旋轴功率P (kW)5输送机螺旋轴转度 n (r/min )40一、选择电动机选择电动机类型和结构型式：1、选择类型：选择 Y系列全封闭自扇型三相异步电动机。2、电动机要求输出功率P二包一工Pn0.86= 5.81kw联轴器传动效率'=0.98滚动轴承传动效率&q

2、uot;2=0.99圆柱齿轮传动效率43=0.97圆锥齿轮传动效率n =0.9534总传动效率n= n12 n23 n34=0.86 1234查电动机技术数据表 JB/T10391 2002,暂选额定功率为 7.5KW,满载转速720r/min=3-5,3、确定电动机转速电动机转速的可选范围n0=i8*nw nm=40r/min单级圆柱齿轮传动比范围i1圆锥齿轮传动比i2 =3-4，则总的传动比范围为J=3x34x5=920,则门0=7，nm= (920) x50=4501060r/min查表JB/T10391 2002,选用同步转速为 1000r/min的Y系列电动机 Y162 M 2 -6

3、,其满载转速nm=720r/min,额定转矩 2KN mm二、计算各轴相关数据<1>总传动比和分配各级传动比= nm=72onw 40=18圆柱齿轮传动i12=4.5 圆锥齿轮传动i34=4<2>各轴转速I 轴 nI = nm=720 r/min720n 轴 n - = - =160r/min一 i12 4.5出轴 n III = n一=160 r/minIV 轴 nIV = nIII- = 160 =40r/min i344<3>各轴功率I 轴 PI = P0 ) - %=5.81 X 0.98 X 0.99=5.64 KWn 轴 PII =PI - )

4、- “2=5.64 X0.99 X 0.98=5.41KW出轴 PIII = PII . "1=5.41 X 0.99=5.3 KW<4>各轴转矩：电动机轴的输出转矩Td =9550且 =9550X5笆0.98=77.06 N mTi =9550 父 77.06 x "3 =75.5 N 1 17203nm720m12 =9550 父 R” 22 rl3 =323.1N mn22T3= 9550MP3 7=316.6 N - m将以上算得的运动和动力参数列表，如下:轴名功率P/kw转银T/n - m转速r/min传动比电动机轴5.8177.067201I轴5.6

5、475.57204.5II轴5.41323.11601田轴15.3316.61604IV轴40三、齿轮设计1、直齿圆柱齿轮<1>选择材料及确定许用应力按机械设计基础表 11.8选择齿轮的材料：小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS,大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由机械设计基础表 11.20选8级精度，要求齿面粗糙度Ra <3.2 6.3 Nm<2>接触强度设计：确定有关参数和系数(1)转矩T1T1=75.5NI- m(2)确定载荷系数K查表 11.10 ,取 K=1.1齿数Z1和齿宽系数啊小齿轮的齿数 Zi取为24,则大

6、齿轮齿数 Z2=i, Zi=4.5X 24=108 圆整取Z2=108实际齿数比u，=Z =108 =4.5 齿数比的误差为 二uj =J45二45 =0% <土5%Z 24u 4.5由机械设计基础表11.19选取齿宽系数 Q =1(4)弹性系数ZE由机械设计基础表 11.11查得zE =189.8(5)许用接触应力 kH】由机械设计基础图 11.25查得 tTHlm1 =560MP , CTHlim2=530MP由机械设计基础表 11.9查得Sh =1N1=60njLh=60 720 1 (8 52 80) =1.44 109N2=¥=4.5=3.2 108由机械设计基础图

7、11.28查得7=1,7=1.1Z NiZN2I-H 1= ZN1'- Hlim1 : 1 560 Mpa =560MPa -Sh1!_H2 = ZN2'- Hlim2 = 1.1 530 MPa =561.8MPaSh1故 d 之 76.433广丁1，=52.3Ch2mnZ127= 2.18由机械设计基础表11.3取标准模数mn =2.5mm(6)确定中心距amn(Z1 Z2)2cosl；1.5 (27 129)2 cos12=119.61mm圆整后取中心距为 a=120mm <3>、主要尺寸计算d1 =mnZ1 =60mmd2=mnZ2 = 2.5 108 =

8、270mmb= % , d1 =1 X60=60mm取 b1=65mm,b2 = 60mm<4>、按齿根弯曲疲劳强度校核 (1)齿形系数Yf由机械设计基础表11.12 得Yfi=2.6 Yf2=24(2)应力修正系数Ys由机械设计基础表11.13 得 Ys =159Ys =1.88(3)许用弯曲应力Bf】由机械设计基础图11.26 查得仃Flim1=210MPaF l i n2 -1由机械设计基础表11.9 得 SF =1.3由机械设计基础图11.27 查得 YnYn2=1d = YN1 0F lim1、i-Sf1 210 MP =162MP a1.31 190 MP =146MP

9、 a1.3故C- fF12KTi2bm nZYfYs142 1.1 7.486 210- 2.56 1.62 = 77.04 < I- F . 140 M 2 5M 24二 F2YFYS2 =134.62 2.15 1.88 =73.56 ； !】2FiYfYSi2.65 L59<4>、验算齿轮的圆周速度 d1n1二 60 720-n- = = 2.26m/s60 100060 1000由机械设计基础表 11.21可知，选8级精度合适<5>、几何尺寸计算以大齿轮为例，齿轮的齿顶园直径为d =d2+2ha = 270 +2x2.5 = 275由于200<da2

10、<500mm,所以采用腹板式结构由于小齿轮太小，故采用齿轮轴形式参数齿数Z模数分度圆直径d齿根圆直d f齿顶圆直径da传动比中心距齿轮124m=2.56053.7565654.5165齿轮2108270263.75245602、开式圆锥直齿轮<1>选择齿轮材料及精度等级因两齿轮均为低速运行，故均选用45钢，小齿轮调质，齿面硬度 229286HBS,大齿轮正火，齿面硬度169217HBS,因受轻微振动，由机械设计基础表 11.20选8级精度， 要求齿面粗糙度为 Ra _3.26.3-m <2>设计准则因选用软齿面齿轮，其主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故先按齿面接触疲劳

11、强度设计， 再按弯曲疲劳强度校核<3>按接触疲劳强度设计按设计公式求d值。3kTlII (4.98Ze)2一 ：Ru (1-0.5 噎)!？确定有关参数与系数(J)齿宽系数甲RRcPR=b,一般邛 r=0.250.3, 取邛R =0.3R(2)转矩小Tin =316.6NI- m(3)载荷系数K查机械设计手册得， K=1.1(4)弹性系数Ze由机械设计基础表 11.11,查得Ze =189.8(5)确定齿数小齿轮Z1取24, Z2 n- Z1 =96,齿数比 i=4(6)许用接触应力占h】由机械设计基础图11.25 查得 0Hlim1 =560MPa ,0 Hlim 2 =530M

12、pa由机械设计基础表11.9 查得 SH =1=60njLh=6040 1 (8 52 80)=7.987710N2_ Ni 7.987 10877= 1.99 10由机械设计基础图11.28 查得 7 =1.15, 7 =1.3Z Ni Z N2Jh】i=Zni“ Hlim11.15 600 MPa =644MPa1Lh】2 = ZNHlm2Sh1.3 550 MPa =598.9MPa1(7)计算小齿轮大端分度圆直径及大端模数d二3kTm-rU4.98z e2(1W宜=100mm11.15查取标准模数m=4.5mm大端模数m=出=劈=4.17mm 由机械设计基础表Zi(8)计算主要尺寸d1

13、=m Z1=4.5 x 24=108mm.d2 =mZ2=4.5 x96=432mmR=J(0气1)2+ (0.5d，2=222.648mmb= rR=0.3X 222.648=66.79mm.取 b二72mm b2 =67mm<4>按齿根弯曲疲劳强度校核按式C-F4KTiYfYsR(1-0.5 ：R)2Z2m3-u2 1< & F 进行校核、 90-、尸 75.96(1)分度圆锥角 a = arctanZ1 = arctan24 =14.04° 1Z296(2)当量齿数Z 二 二 24:24.7v1 cos 1 cos14.04(3)齿形系数yfZv2Z2

14、cos 296 二 395.7cos75.96由机械设计基础表11.12 得 Yfi=2.6Yf2=2.18(4)应力修正系数 Ys由机械设计基础表11.13 得 丫&=1.59YS2=1.80(5)许用弯曲应力&f由机械设计基础图11.26 查得仃 =210MPa ffF lm120M P aF lim 2由机械设计基础表11.9得SF=1.3由机械设计基础图 11.27查得YNi = YN2=1j = 丫nF Flim1Sf1 210-MP =162MP a1.3YN2二SfFlim2 1 200=MP =153MP a1.34KYfYsM-g/zim3 u2= 159.5

15、MPa J，F11F2丫咦丫1 =165.63 2.14 丁88 =151/MPa :二F1YfYs12.62 1.6四、计算齿轮的受力1、计算圆柱斜齿轮的受力对主动轮的受力分析，如机械设计基础P219图11.392T1 d1Fr1 = Ft1 tan :Rcos：(an为标准压力角20。)Ft1 =2516.7NFr1 =916N Fan =2678.2N2、计算开式圆锥直齿轮的受力对圆锥直齿轮的受力分析，如机械设计基础P227图11.472TlFt2 = _Fr2 = Ft2 tan工n cos、，Fa2 = Ft2 tan-sin、d m1(dm1 =R -0.5bdi =(1 0.5中

16、R)d1=0.85X 108=91.8 ) 1 R故 Ft2=13433.6NFr2 =4743.3.05NFa2 =1186.2N 轴向力指向轮齿的大端五、轴的选择设计：（一）轴一的设计<1>选择材料，确定许用应力。材料选45#钢，调质处理，查机械设计基础表 16.1得此材料强度极限 oB=637MPa,许用应力1b l=60MPa<2>计算基本直径dmin，查机械设计基础得 C=118107Pc 4.62d 之C3n= （107118） 3-960 mm =21.2523.43mm安装联轴器处有键，故轴的最小端需加大（23） %故一轴的基本轴径dmin =25mm&

17、lt;3>绘制结构简图FilFrl-<4>确定各轴段尺寸及长度(1)、确定轴径直径：(如上图)(2)确定各轴段长度(如上图)<6>按弯矩合成强度校核轴径受力分析轴承间距：Lab=113 mm垂直支反力 Frv= Fbv =0.5Fri=458N垂直面 M av=0.5 FavLab =25648N - m，一_1 _ 一水平支反力Fah =FbhFt1 =929N2水平面 M AH =Fah 端=66423N|_mm=66.423 N - m2轴承 M= Jm AH 2 + M AV 2 =70.78 N mT=75.5 N - m由图可见危险截面在距离两轴相等距

18、离的中间点上当量弯矩计算，计算折合系数:=0.6贝U me =, M2 （： TI）2 =78.27NLm强度校核 d1 > 31业.=24.23mm，考虑键槽的影响，d=24.23X 1.05=25.44mm<d4=36mm1:0.1A_J4所以原设计强度足够安全。（二）轴二的设计：<1>选择材料，确定许用应力。材料选45#钢，调质处理，查机械设计基础表16.1得此材料强度极限<rB=637MPa,许用应力！二1bL60MPa<2>计算基本直径dmin，查机械设计基础得 C=118107d 之C3P= (107118)3 5.41160mm =34.

19、638.2mm故一轴的基本轴径dmin =40mm<3>绘制结构简图<<5>确定各轴段尺寸及长度（1）、确定轴径直径：（如上图）（2）确定各轴段长度（如上图）<6>按弯矩合成强度校核轴径轴承间距：Lab= 103 mm受力分析径向：Fr2=Ft2 tan =二588N，一，_1 _垂直支反力 Fav=Fbv=Fr2=588N2垂直面 Mav=Fav LB=20.021N m21 _水干支反力 Fah = Fbh = Fti = 929N 2水平面 Mah =Fah 涯=57.772N m2轴承 M= MAV2 Mah2 =61.143NLmTII=31

20、5.05N|_m ,由图可见危险截面在距离两轴承相等距离的中间点上。当量弯矩计算，取折合系数：=0.6则=、M2 （二 TII）2=198.673N_m强度校核 d2 之 3Me：=33.06mm，考虑键槽的影响，d=33.06x i.05=34.71mm<d4=60mm: 0.1 k . 1所以原设计强度足够安全。根据轴I轴段的最小尺寸、传递转矩和转速选用HL3联轴器 空丝60 GB5014 ;轴II则选JB25 60ZC32 60 c用HL3联轴器GB5014。JB35 60六、计算并验算轴承（一）计算支撑轴I的一对滚动轴承1、选择轴承类型、初选型号由设计手册得输入轴的轴承为滚动轴承

21、6006 GBT因其轴转动为低速轻载，初选角接触球轴承6006 （ Cr=13.2KN, Cor=8.30KNd=30mm ,D=55mm ）计算使用寿命Lh=8 X 52 X 80=33280 h计算当量载荷P1由机械设计基础表 17.9查得 f p =1.2P=FR f p =1.2X 916=1099.2N由机械设计基础表 17.10查得fT=1 对球轴承 "3 L=15000h11C= -P-( n Lh ； 6=1099 2 X ( 720 0、33280) 3 =i2405.2<Cr=35.2KNfT 1677016770故选轴承6006合适（二）计算轴II的一对轴

22、承1、选择轴承类型、初选型号初选轴承 6009 （cr=21 KN cor=14.8 KN）<1>计算轴承的当量动载荷P由机械设计基础表17.9查彳导f p=1P=FR f p =1.2X2393.3=2871.96 N由机械设计基础表 17.10查得fT=1L=8X 52X 80=33280h,11P nLh160 332803C= 一(h-产=5658.53 X ( )=38.6<Cr=63KNfT 1677016770故选轴承6009合适查询课程设计指导书得下表:轴承号代号基本尺寸（mm安装尺寸（mmCr(KN)dDBd minD轴承I6006305513364913.2轴承II6009457516516921七、键的选择:1、与联轴器相连的键：查机械设计基础表 8.1选A8X7的键，其中工作长度 L=20mm齿轮和轴得键选10X8,工作长度为40mm2、强度验算：查机械设计基础表8.2,得许用挤压应力 1rp L100MPa 键与键槽接触长度 l=L-b=20-10=10mm4 75.5 100032 8 20=71.81MP<4 P =100Mpa故小齿轮处键能安全工作，此键为10 X 20GB/T 1095 2003车由II : 1、与联轴器相连的键：查机械设计基础表8.1选12X8的键，其中工作长度L=30mm齿轮和轴得键