螺旋输送机的传动装置设计方案

1、题目三：螺旋输送机的传动装置设计螺旋输送机的传动方案1. 设计数据与要求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T（N m）1002.设计任务1）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，并进行运动及动力 参数计算。3）进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数。4）对齿轮减速器进行结构设计，并绘

2、制减速器装配图。5）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。6）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。7）编写设计计算说明书。一、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：?V带传动效率?= 0.96?滚动轴承效率？ = 0.99?一级圆柱齿轮减速器传动效率？= 0.97?联轴器效率?= 0.99_3=12 343=0.96 0.990.97 0.99=0.895(2) 电机所需的功率:n100 9550 nFW 1.78kwPdPw0.895 1.99kW因为载荷平稳，？?略大于？即可，根据丫系列电

3、机技术数据，选电 机的额定功率为2.2kw。(3) 确定电机转速？?,输送螺旋输送机轴转速？?？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10 20,ia 10: 20nd ia rw 1700: 3400/min电机型号额定功率/kwY90L-22.2Y100L1-42.2Y112M-62.2同步转速/满载转速传动比 n/(r/mi n)i2.91i1.5ii3000/28401500/14201000/940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Y100L1-4二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比ianmnw14208.353

4、1702、分配各级传动比取V带传动传动比ioi2,则减速器的传动比为：1穿 4.176注：以上分配只是初步分配， 般，实际值与设计求值允许有实际传动比必须在传动零件参数确定后算出。3%5%误差。三、动力学参数计算0轴P电机轴小带轮轴）nm 142（kw/minnm 1020r / min 9550r 9550 9550 P°9550%PoT0T。1 9913.383N M 142013.383N M1420大带轮、高速轴）P轴（大带轮、1.1高速轴96n 1142c?9E0-但R2肆niTiTi丨01955095501.91kw0.961.91kw710r / min710r / m

5、in1 91191 25.6N M1/9025.6N M710955095502轴 P轴 P：压n：（低速轴）P低2速3轴）.91 P1 2 3/1091 n砸 i 4.1760.99 0.97 1.835kw0.99 0.971.835 kw170.02r/min170.02r / minp21.8359550供 9550 1 835103.07N M9550 n；9550 170.02103.07 N Mn2170.02n3P3I7002r/min42 1.835 0.99 0渤 1.798kw 页2 3 9550, 9550 勰 100豳N Mn2n47176 170.02r/minT2

6、9550卩295501.835103.07N Mn2170.023轴(螺旋输送机轴)n3 门2170.02r / mi n1R P> 4 21.835 0.99 0.99 1.798kwP21.798T29550一 9550 100.99N Mn3170.02将结果列成表格轴名功率P/KW转矩T/N M转速n/(r/mi n)传动比i效率n0轴1.9913.38 14201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=1.2Pa K

7、aP 1.2 1.99 2.388w2、选择v带的带型根据?、?由教材上图8-11选用A型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速V(1) 初选小带轮基准直径 缶由教材上表8-7和8-9，取小带轮基准直径dd1 90mm(2) 验算带速V。按书上式子dd1 门勺3.14v60 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。根据书上式子基准直径 dd2 idd1 2 100=200 mm8-13验算带速100 14207.4313m/s8-15a,计算大带轮根据表8-9查的为标准值。4、确定V带中心距a和基准长度Ld(1)根据教材式子8-

8、20，600O.70d1 dd2)210 Sb 2(dd1 dd2)初确定中心距ao 500mm(2) 由式子8-22计算带所需的基准长度2 500+ 2(100+200)1476mmLd2a02 (dd1dd2)2(dd2 dd1)4a°(200 100)： +mm4 500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aLdLd01430 1476、 d0 (500)477 mm2 2计算中心距变化范围1430?a a。按式子8-24 ,aminamaxa 0.015L,477 0.015 1430 455.55mma 0.03Ld 477 0.03 1

9、430 519.9mm为 455.55 519.9mm5、验算小带轮上包角157 2O57 3O1 180° (dd2 dd1) 188 (200 100) '1685 120a477&计算带的根数Z(1)计算单根v带的额定功率pr由cd1=100mm n 1420/min,查表 8-4 得 P0 1.32w根据n 1420/min, i 2和A型带，查表8-5得P0 0.17w查表8-6得K 0.98查表8-2得Kl 0.96,所以P= (P0+ P0) K Kl (1.32 0.17) 0.98 0.96 1.402w(2)计算V带根数Zz PCa Z P2.38

10、8 , 1.7 1.4027、计算单根V带的初拉力F°由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以（2.5 K ）巳 2 F0500+qvK zv500（25 °98）观 +0.105 （7.4313 ）0.98 2 7.4313=130.398N8、计算压轴力Fp41685Fp 2zF0sin 12 2 130.398 sin 518.74N2 28、结论选用A型V带2根，基准长度1430mm带轮基准直径dd1 10Cmn,dd2 200mm 中心距控制在 a=455.44mm 519.9mm，单根初拉力F0 130.39N齿轮传动的设计计算1、选齿轮类型，

11、精度等级，材料及齿数（1）按图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力 角为20o。（2）参考表10-6，选7级精度（3） 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（4） 选小齿轮齿数Z1 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d1t訂心“厂u_1一（ZhZeZ_ " d u （ h）a）确定公式中的各参数值?试选KHt3计算小齿轮传递的转矩25.6N m 2.56 10

12、4N mm? 由表10-7选取齿宽系数d 1? 由图10-20查得区域系数Zh 2.51/2?由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 173.MPa? 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Za1 arccosz1 cos / (乙 2ha ) arccos19 cos20°/(19 2) 31.7670a2 arccosz2cos /(z2 2 ) arccos80 cos20°/(80 2) 23.54°z1(tan a1 tan ) z2(tan a2 tan )/2 19 (tan31.767o tan20°) z2 (tan 23.54

13、76; tan20°)/2 1.685z f0.8784?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 lim1610MPaH lim2550MPa由式10-15计算应力循环次数N160nJLh 60 710 1 (2 8 300 8)91.636 10N2N1 /u 1.636 109/4.213.885 108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 0.9,Khn2 0.95取失效概率为1%,安全系数S-1,由式10-14得Khn1 Hlim1 0.9 610h1 1 549MPaS1h2 KhN2 Hlim2 0.95 550522.5MPa

14、S1取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即h h】2 522.5IPab）计算小分度圆直径d1t3 2KhE U 1 (ZhZeZ)2 dU ( h)3 2 1.3 2.56 104.21 14.212.5 173.9 0.8784522.535.3mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 ?圆周速度V1.31m/sd1tn,3.14 35.3 710v60 1000 60000? 齿宽bb ddit 1 35.3 35.3nm2）计算实际载荷系数Kh? 由表10-2查的使用系数Ka 1根据v 1.31m/s、七级精度，由图10-8查得动载荷系数 Kv 1.05

15、齿轮的圆周力Ft1 2T1 / d1t 2 2.56 104/35.3 1.45 103NKAFt1 /b 1 1.45 103 /35.341.07N / mm 100N/mm查表10-3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 Kh1.3078,由此，得到实际载荷系数、Kh KaKvKh Kh1 1.05 1.2 1.3078 1.6483）由式10-12可得分度圆直径d1 d1t35.3 J1.64838.21mm由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数d1m 38.21192.013、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）

16、由式子10-5计算模数2Kf"YYFaYsa、m 3 （TTT）a)确定公式中各参数值?试选 KFt 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互 0.6951.6853计算YFaYsaf-由图10-17查得齿形系数YFai2.85YFa2 2.225- 由图10-18查得应力修正系数 YSai1.54X臣 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 4104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

17、 1 F lim1SK FN 2 F lim2Sf1F】20.85425 258.036 MPa 1.40.88 410277.538 MPa1.4YFaYf12.85 1.54258.0360.017YFaYSaF22225 1775 0.01423277.538因为小齿轮的大，取育；拧0.017b)计算模数mt32KFtTY;）d Z1 F 2 13 256 104 0.017 0.695 1.296mm1 192(2) 调整齿轮模数?圆周速度d1 mz 1.29619 24.6nm3.1424.6710600000.915 m / sdiniv60 1000齿宽bb dd1 1 24.6

18、 24.6nm宽高比b/hh (2ha* c*)m (2 1 0.25) 1.296 2.916mmb/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 F；1 21；/d1 2 2.56 104/24.624 2.079 103NKAFt1 1 2.079 103A t184.43 100Nb24.624? 查表10-3得齿间载荷分配系数Kf1.2?由表10-4得用插值法查得Kh1.3066, Kf 1.27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

19、得齿轮模数m mj1.296 J1551.376 mm壯氏1.3按就近原则取模数m=2则d1 38.21 mm, z1 2 '38弐19.105 m 2取 z 20,此时 m 1.966nm满足，Z? 4.176520 83.53z 83.834.17654.15取 Z?83, i 4.15， 6%204.1765所以改小齿轮齿数为21，则Z 21 4.1765 87.7，选大齿轮齿数88.合理4.176588/21=3.34%6%4.17654、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径a m 21 2 42mmd2 z2m 88 2 1761mm(2) 计算中心距a g d2)/m (176

20、 42)/2 109mm(3) 计算齿轮宽度b dd11 42 42mmb| b (5: 10)(47: 52)mm取 b 50mm, d b 42mm5、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(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arccos(acos )/a arccos(109 cos20°)/11021.38寸zz1+z2 21 88 109xx1 x2 (inv inv )z /(2tan )(in V21.3853 in v20o) 109/2ta n20°0.5173

21、y (a a)/m (110109)/ 20.5y x y 0.51730.5 0.0173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X1, 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21,22处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是 X! 0.336x2 0.225(2) 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式 10-10中各参数，KhKaKvKhKh11.05 1.2 1.30821.648Ti42.56 10 Nmm, d1,d142

22、 mm,4.1905, Zh代入式子10-10得2.5,Ze173.9,Z0.087842KhT1 u 1 -ZH ZEZdd；u42 1.648 2.56 105.191 423 4.19052.5173.9 0.8784453.569 n522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核KfKaKvKfKf 1 1.061.3091.271.762dm3.14 42 71060 1000600001.56m / sFt12T；/d1 2 2.56 1Cf/42 1219.0N/ 1 1219.°5 29 100N42查表 10-3/10-4 得 Kf 1.2, Kh 1.309, Kf 1.2

23、7h(2hac )m 4.5,b/hT12.56410 N mm查图10-17得YFa12.825,YFa2 2.225查图10-18得YSa11.55,Ysa2 1.7850.75Y0.250.6959.33把z121代入式子10-6得到2KFTYFa1YSa1YF13 2 dm zi1.762 2.825 1.55 0.695 2.65 10421 8 2180.56 F12KFTYFa2Ysa2丫F2 32_dm zi2 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&

24、;主要结论齿数z1 21, z2 88，模数m=2mm,压力角20°，变位系数X 0.336x2 0.225心距 a=110mm，齿宽 b 50mm, b2 42mm。小 齿轮选用球墨铸铁（调质），大齿轮选用球墨铸铁（调质）。齿轮按7级精度 设计。五、轴的设计计算输入轴的设计计算1、轴结构设计选用45调质，硬度217255HBS35P13 己 5 505 3E根据教材15-2式，并查表15-3，取A0=103- 126，取A 115,轴最小直径：d民肯115保比995考虑有键槽，将直径增大 5%,贝U: d=15.995X （1+5%）=16.795选 d=18mm-L1装大带轮处B

25、 (z 1)e 2f (2 1) 15 2 10 35mm取 L| =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a (0.07 : 0.1) 181.26 : 1.8mmd2 2a d120.52: 21.6mm取 d2 21mm。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 。-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，取d3 d?25mm ， 选用深沟球轴承 6305，(d=25mm.D=62mm,B=17

26、)md 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心 考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以d5 42mmL5=50mm-L4丄6段都为挡油环定位轴肩d4 d6 (0.07: 0.1)d7 d7 26.75： 27.5mm取 d4 d6=27mmL4 L6 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I 107mm小齿轮分度圆直径d1 42mm，转矩T1 2.56 104 N mm根据教材公式10-3计算得2T12 2.56 104圆周力 Ft1 112

27、19Ndi42径向力 Fr1 Ft1 tan1219 tan20o 443.68N根据两轴对称布置可得AC=CB=53.5mmMHaFAyFByr i2221.84NFazFbz卜t12609.5NM C1F AyAC11868.44N mmM C2FazAC32608.25N mmMc；M2C1MC2 34700.98N mmT T1 2.56 104N mm3、计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取0.6，弯矩最大截面处的当量弯矩 Mec ,.MC2 ( T)237948.5N mmcaMec0.1d；37948.50.1 4235.122Mpa材料为45钢调质，查得1 60M

28、pa，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根据教材公式15-2，表15-3得人=103126，取A 115A P2 厂 11.834 d A0 3115 3 25.4mm%V 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

29、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28mm轴孔长度L=44mmD=120mm综上 L|44mm, d! 28mm联轴器计算转矩Tca KaT2，查表14-1，考虑转矩变化很小，故取 Ka 1.3，Tea KaT21.3 103.589134.67N mm315N mm (查表 GB/T5014-1985)* 选用深沟球轴承 6306,( d=30mm.D=72mm,B=19)md3 d6 30mm，选用挡油环宽度 13mm， L6 19 13 32mm为满足联轴器定位需求，L2处应起一轴肩，又因为d3 30mmd2 29mm， L2 19mm- 第四段安装大齿轮，L4应比轴毂略短些，