螺旋输送机的传动装置设计说明书

1、题目三：螺旋输送机的传动装置设计下图为螺旋输送机的六种传动方案，设计该螺旋输送机传动系统。7)JZZL1H11 X M 其r1螺旋输送机的传动方案1.设计数据与要求学号-方案编号17-a)输送螺旋转速n (r/min )170输送螺旋所受阻力矩T100(N m)2.设计任务1)螺旋输送机的设计数据如下表所示。该输送机连续单向运转，用于输送散粒物料， 如谷物、型沙、煤等，工作载荷较平稳，使用寿命为 8年，每年300个工作日，两班 制工作。一般机械厂小批量制造。分析各种传动方案的优缺点，选择(或由教师指定)一种方案，进行传动系 统设计。2)确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及

2、动力参数 计算。3)4)5)6)进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数。对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图。对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算。对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图。 编写设计计算说明书。、电动机的选择1、电动机类型的选择选择丫系列三相异步电动机。2、电动机功率选择(1)传动装置的总效率： g带传动效率毁滚动轴承效率敗=°沟伽一级圆柱齿轮减速器传动效率%"4联轴器效率%(2)电机所需的功率:_3=12 3 43=0.96 0.993 0.97 0.99=0.895T 9550-PWnPd1009550-1fv

3、v1.78kwPW1.78n0.895 1頼P略大于汪即可，根据丫系列电机技术数据，选电机 的额定功率为2.2kw。因为载荷平稳,(3)确定电机转速输送螺旋输送机轴转速曲讦nw 17(r/minV带传动比范围是24,以及圆柱齿轮减速器5，则总传动比范围1020,ia 10: 20ndianw 1700: 3400/min方 案电机型号额定功率/kw同步转速/满载转速n/(r/mi n)传动比i1Y90L-22.23000/28402.91i2Y100L1-42.21500/14201.5i3Y112M-62.21000/940i综合价格和传动装置结构紧凑考虑选择方案2,即电机型号Y100L1-

4、4二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比ianmnw1420 8.3531702、分配各级传动比取V带传动传动比i012,则减速器的传动比为i 主 8353 4.176 i0i2注：以上分配只是初步分配，实际传动比必须在传动零件参数确定后 算出。一般，实际值与设计求值允许有 3% 5%误差。P Fd 1.99kw0轴p电机轴、小、带轮轴）ipm 142055/min 1.99 9550凤2屬 1490 9550 邑 9550 1三、动力学参数计算To T；To1轴p由P大带轮1.91速096 1.91kw p由（P大带轮、0高速轴96 1.91kw P P0 1142r99 700r6

5、/min91kw n1 n0 J2o 710r/min T11 9O55Op12 95500r1/9mi119550 p 9550T19550p 95502轴（低速由由） fo p低速轴耙P； 2 3龍 11420（大带轮、高速轴丿42013.383N13.383N13.383Nin 25.6N7.90 ” e 25.6N79125.6N7100.99 0.97 1.835kw0.99 0.97 1.835kw 廿 2 3 1.91 17M2r0/9min 1.835kw I 47176 170.02r/min 9550 9550| 9550 11 1O3.O7N n2170.02（螺旋输送机

6、轴） 1旋输IBnP2 4 170磯5曜99 0.99 1.798kwp轴p低速由p2 n 2 3'n2tfT2P05将结果列ran表格170；02 'g"轴名功P/KW率转矩T/N M转速n/（r/mi n）传动比i效率nT395509550 1170902 100.99N M0轴1.9913.3814201轴1.9125.671020.962轴1.84103.591704.1760.963轴1.8010117010.98四、传动零件的设计计算V带传动的设计计算1、确定计算功率由教材P156表8-7取kA=1.2巳 KaP 1.2 1.99 2.388W2、选择V带

7、的带型Pg、验由教材上图8-11选用A型根据3、确定带轮的基准直径Cd并验算带速V(1)初选小带轮基准直径Cdi。由教材上表8-7和8-9，取小带轮基准直径cd1 90mm(2) 验算带速V。按书上式子8-13验算带速dd1n13.14 100 1420V 吐丄7.4313m/S60 1000 60 1000因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。(3) 计算大带轮的基准直径。根据书上式子 8-15a,计算大带轮基准直径 dd2 idd1 2 100=200 mm根据表8-9查的为标准值。4、确定V带中心距a和基准长度Lc(1)根据教材式子 8-20，0.7ddi dd2)210

8、 ab 2(ddi dd2)600初确定中心距50(mm(2)由式子8-22计算带所需的基准长度(dd2 dd1)24aD22 500+ (100+200) +(200 100) mm24 5001476mmLd2a0 (dd1 dd2)由教材上表8-2选带的基准长度(3)按式子8-23计算实际中心距aa a。(500 空0 14762按式子8-24，计算中心距变化范围)477 mm2amin a 0.015Ld 477amax a 0.03Ld 4770.015 1430 455.55mm0.03 1430 519.9mm为 455.55 519.9mm5、验算小带轮上包角157 301 1

9、80° (dd2 ddJ 18tf (200a57 3O10咔 168o 120o6、计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=100mm rn 1420/min,查表 8-4 得 po 1.32w根据n 1420/min, i 2和A型带，查表8-5得 P 0.17w查表8-6得K0.98查表8-2得Kl0.96,所以P= (P+ P) KKl (1.32 0.17) 0.98 0.96 1.402w(2)计算V带根数ZFCa2.388z Pr1.71.402初拉力F。130.39N齿轮传动的设计计算1、选齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）(3)ZhZeZ、2? 计

10、算小齿轮传递的转矩T125.6N4m 2.56 10 N mm7、计算单根V带的初拉力Fo 由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以Fo 500(2.5 K )Pca 2 +qvK zv500 Q5 0.98)2.388 +0.105(7.4313)0.98 2 7.4313=130.398N&计算压轴力Fp168°Fp 2zF0sin2 2 130.398 sin518.74N2 2&结论选用A型V带2根，基准长度1430mm带轮基准直径dd1 10Cmmdd2 200mm 中心距控制在 a=455.44mm-519.9mm 单根按图10-26所示

11、的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角 为 20 0。参考表10-6，选7级精度材料选择，由表10-1和其工作环境为多灰尘环境，选择球墨铸铁,小齿轮 QT500-5, 240HBS大齿轮 QT600-2, 200HBS选小齿轮齿数Z 19大齿轮齿数Z2 uz 4.176 19 79.35取Z280,2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由式子10-11试算小齿轮分度圆直径，即d1tfST u 1a）确定公式中的各参数值?试选 KHt1.3由表10-7选取齿宽系数d 1由图10-20查得区域系数Zh 2.5由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 173.gMPa/2由式10-9计算接触疲劳强度用重合

12、度系数 Za1 arccosz, cos /(z, arccos19 cos20o/(19 31.767°2ha )2)a2 arccosz2 cos / (z2 arccos80 cos20o / (80 23.54o2ha )2)z1(tan a1 tan ) z2(tan 19 (tan 31.767° tan20o) z 1.6852 tan ) / 2(tan23.54o tan 20°) / 20.8784计算接触疲劳许用应力h由图10-25a查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为H lim1H lim2610 MPa550M Pa由式10-15计算应力

13、循环次数N160n1 jLh 60Q1.636 109710 1 (2 8 300 8)N2 N1 /u 1.636 109/4.213.885 108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn0.9,Khn2 0.95取失效概率为1%安全系数S=1，由式10-14得h1 KHN1 H lim1 0.9 610L" 549 MPaS1r 1 K HN2 Hlim2 0.95550 “cH 2 522.5MPaS1取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即b）计算小分度圆直径1)h h2 522.gMPaX "Kh" U 1 ,ZhZeZ、2 d1t3J2 1.

14、3 2.56 104 4.2112.5 173.9 0.8784,231（）35.3mm（2）调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度V4.21522.5d1tn160 10003.14 35.3 7101.31 m/s600002)3)3、齿宽b35.3 35.Snm计算实际载荷系数Kh由表10-2查的使用系数Ka根据V 1.31m/ s、七级精度,齿轮的圆周力由图10-8查得动载荷系数Kv 1.05Ft1 2T1 /d1t 2 2.56 104 /35.31.45 103NKAFtJb 1 1.45 103/35.341.07N / mm 100N / mm查表10-3

15、得齿间载荷分配系数Kh1.2查表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承对称布置，得齿向载荷分布系数Kh 1.3078,由此，得到实际载荷系数、Kh KaKv Kh Kh 1 1.05 1.2 1.3078 1.648由式10-12可得分度圆直径d1 4* 底 35.3 密 38.21mm由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数m 虫 38空 2.01 乙 19按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式子10-5计算模数mt严匚ddZ2' fa)确定公式中各参数值? 试选G 1.3由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 0.25 075 0.25器 0-695? 计算YFaYsaf

16、由图10-17查得齿形系数YFa12.85YFa2 2.225由图10-18查得应力修正系数百 1.54YSa, 1.775由图10-24a查得小齿轮和大齿轮的迟恩弯曲疲劳极限分别为Flim1 425, Flim2 410由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85Kfn2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式子10-14得K fN 1 Flim1SKfN 2 F lim2Sf1f20.85425258.036 MPa 1.40.88 410 277.538 MPa1.4YFaYSaf12.85 1.54258.0360.017YFaXaf20.01423277.538因为小齿轮

17、的大，取汙o.017b)计算模数m. r （込）dZ2' f42 1.3 2.56 100.017 0.695 1.296mm1 192(2)调整齿轮模数 圆周速度d1 mz 1.29619 24.6nmdmv60 1000? 齿宽b3.1424.67100.915m/s60000b dd1 1 24.624.6nm? 宽高比b/hh (2ha* c*)m(2 1 0.25) 1.296 2.916nmb/h 8.442)计算实际载荷系数Kf? 根据v=0.915m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数 K 1.02由 Fi 2T/C1 2 2.56 104/24.624 2.079

18、 1rfNKaFl 1 2.079 103 84.43 100N b24.624? 查表10-3得齿间载荷分配系数Kf 1.2由表10-4得用插值法查得Kh1.3066，Kf1.27则载荷系数为 KfKaKvKf Kf1 1.02 1.2 1.27 1.55由式子10-13得按实际载荷系数算得齿轮模数m 0冷 1'296 厝1.376mm按就近原则取模数 m=2则d138.21 mm, z1d 空119.105m 2取z 20，此时m 1.966nm满足，z24.176520 83.53取鱼 83, i 些 4.15，4.17654.15204.17656%所以改小齿轮齿数为21，则Z

19、2 21 4.1765 87.7，选大齿轮齿数88.3.34%6% 合理4、几何尺寸计算q21 2 42mmd2 zm 88 2 176mm（2）计算中心距a (ad2)/m(176 42)/2 10£mm（3）计算齿轮宽度bdd11 4242mmb1 b (5: 10)(47 : 52)mm取b,50mm，b.b 42mm计算分度圆直径5、圆整中心距后的强度校核a 110齿轮变位后副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度y X y 0.51730.5 0.0173（1）计算变位系数和? 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低 系数arccosacos )/a ar

20、ccos(109 cos20o)/11021.385zz,+z2 21 88 109X X X2 (inv inv )z /(2tan )(inv21.385o inv20o) 109/2tan20o0.5173y (a a)/m (110109) /20.5从图10-21a可知当前的变位系数，提高了齿轮强度但是重合度有 所下降。? 分配变位系数Xi, X2由图 10-21b 可知，坐标点(Z /2,X /2)= (54.5,0.2586 )位于 L14与L15两线之间，按这两条线做射线，再从横坐标的Z,Z2处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是X,0.336X2 0.225（2）齿面接触疲劳强度

21、校核按前述类似做法，先计算式 10-10中各参数，KhKaKvKh Kh 11.05 1.2 1.30821.648Ti2.56 104N mm, d4.1905, Zh 2.5,Zeu代入式子10-10得1,d142mm,173.9,Z0.08784启宀hZeZ 1.648 2.56 104 5.19.3dd1u1 423 4.19052.5173.9 0.8784453.569 n522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核KfKaKvKf Kf1 1.061.3091.271.76260 10003.14 42 710600001.56m/ sFt12T1/d12 2.56 104/42 121

22、9.0NKaF1 皿05 29 100N4210-3/10-4 得 Kf 1.2, Kh 1.309, Kf 1.27h(2 hac )m 4.5,b/ h 9.33T12.56104N mm查图10-17 得YFa12.825, YFa2 2.225查图10-18 得Ysa10.751.55, YSa2 1.785，丫 0.250.695查表21代入式子把Z110-6得到2心1丫的丫F13 2 dm Z11.762 2.825 1.55 0.695 2.65 1041 8 21280.56 F12KFT1YFa23F220o，变位系数50mm, b2 42mm。小齿（调质）。齿轮按7级五、轴

23、的设计计算01521输入轴的设计计算1、轴结构设计 选用45调质，硬度 217255HBS107a*G03P图2.1根据教材15-2式，并查表15-3，取人=103126,取A0 115,轴最小直径:d邂考虑有键槽，将直径增大5% 选 d=18mm4 L1装大带轮处h 91115 优 15.995则：d=15.995 X (1+5%)=16.795532ft1*-13 2dm乙2 1.762 2.25 1.785 0.695 2.65 1041 8 21273.89 f2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于 大齿轮6、主要结论齿数Z121, Z288，模数m=2mn压力

24、角X 0.336X20.22沖心距 a=110mm齿宽 d 轮选用球墨铸铁（调质），大齿轮选用球墨铸铁 精度设计。B (z 1)e 2f (2 1) 15 2 10 35mm取 Li=35mm * L2处为大带轮的定位轴肩和装入轴承端盖，所以轴肩高度(0.07 : 0.1) 181.26 : 1.8mmd22a d120.52 : 21.6mm21mm。t 1.2d螺栓=1.2 6=7.2 mm所以盖宽取11mm端盖外断面与带轮间距取10mm所以L2 =21mm。丄左侧轴承从左侧装入，考虑轴承拆装方便，装轴承处d3应大于d2，所以d3 d2(1: 3)22 : 24mm，但为了满足轴承型号要求

25、，取d3d7 25mm，选用深沟球轴承 6305，( d=25mm.D=62mm,B=17mmd n 25 7101.775 10416 104，采用脂润滑，应该在轴承内侧加挡油环，选挡油环宽度为15mm所以L3 L717 15 32mm* 考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以 d5 42mmL5=50mm4 L4,L6段都为挡油环定位轴肩d4 d6 (0.07: 0.1)d7 d7 26.75: 取 d4 d6=27mm27.5mmL4 a 5mm综上轴总长L 180mm。2、计算轴上载荷由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距I107mm小齿轮分度圆直径d1 42mm，转矩T12.56 1

26、 04 N mm根据教材公式10-3计算得FAyF ByFazFbz2Ft1221.84NM C1M C22AC609.5NMcF Ay Faz 7m'C1 MC2 34700.98N mm11868.44N mmAC32608.25N mmT T1 2.56 104N mm0.6，弯矩最大截面3、计算轴上载荷 转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取 处的当量弯矩 Mec JMc2 ( T)237948.5N mmca 影 競 5.122M pa材料为45钢调质，查得60Mpa ,ca 1故安全。因为是齿轮轴，虽然有键槽和轴肩但是最小直径是根据扭转强度 较为宽裕的尺寸确定的所以无需进行

27、危险界面的校核。输出轴的设计计算1.轴结构计算选用45调质，硬度217255HBS图2.3根据教材公式15-2，表15-3得傀=103126,取A。115d A0115 寸1834 25.4mm血 Y 170考虑有键槽，将直径增大 5%贝U d=25.4x(1+5%)=26.67mm 选d=28mm齿轮在箱体中央，相对于两轴承对称布置，齿轮左面由轴 肩定位，右面由轴套定位，周向用键过度配合，两轴承分别以挡油环 定位，周向用过度配合，轴呈阶梯状，左轴承从左边装入，右轴承和 联轴器从右面装入。右数第一段装配联轴器，查手册(GB/T5843-1986)弹性柱销联轴 器，选HL2中J型，轴孔直径28m

28、m轴孔长度L=44mm D=120mm综上 L,44mm,d1 28mm联轴器计算转矩Tea KaT2，查表14-1，考虑转矩变化很小，故取kA 1.3，Tea KaT21.3 103.589134.67N mm 315N mm (查表 GB/T5014-1985)选用深沟球轴承 6306,( d=30mm.D=72mm,B=19)m3 d6 30mm，选用挡油环宽度13mm L619 13 32mm为满足联轴器定位需求，L2处应起一轴肩，又因为d3 30mmd229mm， L2 19mm第四段安装大齿轮，L4应比轴毂略短些，选L4 40mm '4 31mm为与主动轴满足轴承位置相同，

29、且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。L343.5mm，第五段为大齿轮定位轴肩，L5 8.5mm, d5 34mm。2.d2计算轴上载荷轴承支撑跨距为105mm AC=CB=52,.5mmt齿轮分度圆直径3176mm，T2103.59 10 N mm根据教材公式10-3计算得圆周力 Ft2 寻1.177 103N径向力 Fr2 Ft2 tan 1177 tan 20°428.45 N176AtJrrTTrfTT TrrTTr>T川I丨I山丨HI丨I丨丨丨丨IF AyF ByFr22224.225NFazFbzFt22588.5NMc1F AyAC11246.8NmmM C 2Faz

30、AC30896.3NmmMcJm2C1Mc2 32879.6N图2.4T T1103589N mmmm3.计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取的当量弯矩Mec Jmc2(T)270314.4N mmcaM eco.ld；70畔 23.6M pa0.1 3130.6，弯矩最大截面处材料为45钢调质，查得1 60Mpa ,ca 1故安全。4.判断危险截面键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但 由于最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以只需校核大齿轮 与轴套过盈配合引起应力集中最严重的截面两侧就可以。? 大齿轮与轴套接触截面的轴套侧0.1d；抗弯截面系数W327

31、00mm3抗扭截面系数Wt0.2&35400mm轴套侧截面的弯矩截面上的扭矩T52 19 C 20865.9N mm52103.59 103N mm截面上的弯曲应力W 7.73M pa截面上的扭转切应力T2WT19.18M pa轴为45调质，由表15-1得B 640M pa, 1275M pa, 1155M pa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表r1D- 0.033, 1.033，d30d1.8,1.30由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q 0.73,qK 1 q (1) 10.73 ( 1.8-1) = 1.584K 1 q (1)1 0.8 ( 1.3-1)=1.24由

32、附图3-2的尺寸系数 0.85由附图3-3得 0.9轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数3-2查得,0.80.92轴未经表面强化处理，即q 1，按式子3-12,及3-14b得综合系匚丄1）丄q（匕丄1）丄q1.5840.851.2411.950.92丄 11.460.92又由E 3-1、E 3-2得碳钢的特性系数为0.1: 0.2,取0.05: 0.1，取0.10.05于是计算安全系数Sca值，按式子15-615-8计算得275Sca1.584 7.655 022.6791551.24 鑿 0.05 鑿.2 2S SJs2 S2f22*679 佗52710.97 S 1.57(22.679

33、)2 (12.527)2故安全。? 大齿轮与轴套接触截面的齿轮侧 抗弯截面系数W按表15-4中公式计算抗弯截面系数3330.1d30.1 3132979.1mm3抗扭截面系数330.2d35958.2mm3轴套侧截面的弯矩M 20667.2N mm截面上的扭矩T3103.59 1O3N mm截面上的弯曲应力M 20叱 6.937M paW 2979.1截面上的扭转切应力T2WT17.386M pa过盈配合处由附表3-8用插值法求出，并取 0.8匕，于是有=2.136,= 1.71,轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式子3-12,及3-14b得综合系数

34、K (KK(K1)丄q-1)丄2.1361.71Sca1 2.2220.92101 1.79615-6 15-8计算得K am 2.222 7.655 01155K am 1.796 19.18 0.052S S16.18 8.754于是计算安全系数Sca值，按式子2751S1.6996S219.1822(8.754)216.188.754S 1.5故安全，因无瞬时过载和应力循环不对称性， 所以可以省去静强度 校核。六、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命:Lh8 300 8 38400h1、计算输入轴轴承（6305）已知 n1710r / min Fa 0,-FF rFr J

35、Ft2 F；1297.2N按表13-6查得,fd1.0： 1.2 取 fd1.2按表13-5查得,X=1, Y=0根据式子13-8a计算 P fd(XFr YFa)1.2 1 1297.2 1556.679N根据式子13-6，J60 nh106按照手册选取Cr106求轴承应有的基本额定动载荷为1556.679 d60 :穿840018.34kw22.2kw, C0r11.5kwCr106L （二）60 710 P 60 710 在寿命上满足要求。2、计算输入轴轴承（6306）(22.2 10 )368085h38400h1556.679已知 n2 170r/minFa 0,旦 0F re，Fr

36、 7Ft2 Fr2 1252.5N按表 13-6 查得，fd 1.0： 1.2取 fd1.2按表13-5查得，X=1, 丫=0根据式子13-8a计算 P fd（XFr YFa） 1.2 1 1252.5 1503N根据式子13-6 ,求轴承应有的基本额定动载荷为15030 170 638400 11kw按照手册选取Cr27.Okw,Cor 15.2kw6360 710 岸）島（寫）3 568347.8h 38400h在寿命上满足要求。七、键连接的选择及校核计算1、大带轮与的平键连接校核选用A型键6 6 28已知 T013.38N m，大带轮处尺寸为D L 18 15材料为45钢的键连接许用挤压应力为r120 Mpa根据公式6-1 p 4000T0hld4000 13.3818 6 （28 6）22.525Mpa r故安全。2、大齿轮的平键连接校核 选用A型键8 7 36已知 T125.6N m，大带轮处尺寸为D L 3142材料为45钢的键连接许用挤压应力为r120 Mpa根据公式6-1p 4000T0hid4000 25.67 31 （36 8）16.835Mpa r故安全。2、联轴器的平键连接校核选用B型键8 7 40已知 T125.6N m，大带轮处尺寸为 D L 3142材料为45钢的键连