机械基础-案例10 螺旋输送器设计

PAGEPAGE25电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw)由电动机至输送机的传动总效率为η=η×η２4×η×η×η5总 １ ３ ４根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η、η2、 η、η、η1 3 4 51（一对2动的传动效率。取η η２＝0.99，η η η１=0.99，

３＝0.97，

４＝０.９9、

5＝0.93则： η=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93总=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd=ＰＷ/η总=2.6/0.85=3.1(kw)因载荷平稳,电动机额定功率Ped

略大于Pd

即可。3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：nＷ＝80r/min102-3轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。～3Ｉa’＝Ｉ’×Ｉ１’=６～18。故电动机转速的可选范为Nd’=Ｉa’×nＷ=(6～18)×80=480～1440r/min则符合这一范围的同步转速有：750、10001500r/min额电动机转速电动额电动机转速电动传动装置传动比电动机定(r/min)参考方案 机重型号 功同步转满载转 价格 减速量(N) 总传动比V带传动率速 速 器1Y132S-45.5150014406501200 18.63.55.32Y132M2-25.510009608001500 12.422.84.446Y160M2-35.575072012402100 9.312.53.728综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格外形尺寸轴伸尺装键部位L×外形尺寸轴伸尺装键部位L×中心高H 尺寸A× 寸 尺寸F×(AC/2+AD) 孔直径KB D×E GD×HD520×345132 216×178 12 28×80 10×41×315电动机主要外形和安装尺寸计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比nm1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n

=960/80=12Ｗ总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i （i0、i和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动因为： ia＝i0×i所以： i＝ia／i0＝12/3＝4四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，以及i0,i1为相邻两轴间的传动比η01，η12，为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。1、运动参数及动力参数的计算计算各轴的转速：Ⅰ轴：nⅠ=Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/4=240r/minIII轴：nⅢ=nⅡ螺旋输送机：nIV=nⅢ/i0=240/3=80r/min计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=3.1×0.99=3.069（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=2.95×0.99×0.99=2.89（KW）螺旋输送机轴：PIV=PⅢ·η2·η5=2.89×0.99×0.93=2.66（KW）电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84N·mⅠ轴：TⅠ=Td·η01=Td·η1=30.84×0.99=30.53N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII轴：TⅢ=TⅡ·η2·η4=117.3×0.99×0.99=114.97N·m螺旋输送机轴：TIV=TⅢ·i0·η2·η5=317.5N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=3.069×0.99=3.04KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=2.95×0.99=2.95KWP’Ⅲ=PⅢ×η轴承=2.89×0.99=2.86KWP’Ⅳ=PⅣ×η轴承=2.66×0.99=2.64KW计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=30.53×0.99=30.22N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=117.3×0.99=116.1N·mT’Ⅲ=TⅢ×η轴承=114.97×0.99=113.8N·mT’Ⅳ=TⅣ×η轴承=317.5×0.99=314.5N·mP（KW）P（KW）转矩T（N·m）n传动比效率轴名输入输出输入输出r/miniη电动机轴3.130.8496010.99Ⅰ轴Ⅰ轴3.073.0430.5330.229600.964Ⅱ轴2.952.95117.3116.12400.98Ⅲ轴2.892.86115113.824030.92输送机轴2.662.64317.5314.580传动零件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。40Cr（调质280HB45（质240HBS40HBS8、初选主要参数Z1=21 ，u=4Z2=Z1·u=21×4=84由表10-7选取齿宽系数φd＝12kTu2kTu1Z Z3d1u E H2Hd1t≥确定各参数值K=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.04/960=3.02×104N·mm材料弹性影响系数10-5ZE=189.8MPa区域系数 ZH=2.510-25dσHlim1

600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2

550MPa。10－15N2＝N1/4＝6.912×1087）由图10-23取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.978）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－14）得KHN1*σ[σH]1＝

S Hlim1＝0.93×600MPa＝558MPaKHN2*σ[σH]2＝

S Hlim2＝0.97×550MPa＝533.5MPa取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即[σH]＝[σH]2＝533.5MPa、计1)

试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值32KT

u1Z Z 2Hd1t≥H

t1·φ=d=

Euσ H uσ=42.66mm2)

计算圆周速度v===2.1m/sbv===2.1m/sb=φd*d1t=1×42.66mm=42.66mmmt=dmt=dz1t==2.03mmh=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mmb/h=42.66/4.568=9.339K已知工作载荷平稳，所以取KA=1，根据v=2.1m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.343由图10—13查得KFβ=1.28直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491d1=d K/d1=d K/K1t3=mm=44.65mmtmmm 1zdmm=2.13mm按齿根弯曲强度设计由式(10—7)得弯曲强度的设计公式为3φ3φz2KT·Y2σFa aYd 1F确定计算参数A.计算载荷系数2．K=KA*KV*KHα*KHβ=1×1.11×1×1.343=1.491查取齿型系数由图10－17查得YFa1=2.76；YFa2=2.228查取应力校正系数由表10－18查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762计算弯曲疲劳许用应力10-24c劳强度极限σF2=380Mpa；由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892S=1.4，由式[σF]1=428Mpa [σF]2=242.11MPa

KF FN得：S

YFa

Ya并加以比较σFY Y 2.761.56Fa1σF

S11

= 428 =0.01005YFaσ

YSa

=2.2281.762=0.01621242.11F2大齿轮的数值大。、设计计算m≥=1.42mm1.42m≥=1.42mmZ1=d1/m=44.65/1=44.65Z1=45大齿轮齿数 Z2=4x45=180、几何尺寸计算d1=m·Z1=2×45=90mmd2=m·Z2=2×180=360mm计算中心距a=m（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225mmb=d1·φd=90取B2=95mm B1=90mm、结构设计10-37减速器外传动件设计、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。190HBS。8、初选主要参数Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=78 取xx1 2

0,R

0.3确定许用应力A:确定极限应力 和Hlim Flim齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS查图10-25d得 =580Mpa, =550MpaHlim1 Hlim210-24cFlim1=450Mpa,Flim2=380MpaB:N，k,kHN FNN=60njLh=60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×1081 3N=N/u=6.912×108/3=2.304×1082 110—23k

=0.98HN1C：计算接触许用应力

HN2取S 1 S 1.4Hmin Fmin由许用应力接触疲劳应力公式k σ［σ］

Hlim

556.8MPaH1 SH［σ］

kHN2

σHlim

539MPaH2 SH10-18

=0.89

=0.91［σ］

σ Flim

FE1

FE1

FE24500.89

286.07MPF1 SFF［σ］σlim2F

FE2

a3800.91247MPF2 SF

1.4 a初步计算齿轮的主要尺寸3KT3KT0.tφσ·Z2E2RRHd≥2.92t确定各参数值K=1.3计算小齿轮传递的转矩T=9.55×106×P/n=9.55×106×2.64/2401 3=1.05×105N·mm材料弹性影响系数MPa10-5Z=189.8MPaE4）试算小齿轮分度圆直径d1t3KT3KT1φ2uσtEZ2RRH1t31.331.31.051053152189.8235395）计算圆周速度πdnv=

π86.54240= =1.087m/s601000 60100010-2K=1。根据v=1.09m/s,810—A8K=1.03；V取K=1.2,K=1。Hβ Hα故载荷系数K=K*K*K*K=1×1.03×1×1.2=1.236

A V Hα Hβ6）313）得3

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—3d=d385.1=72.335mm1 85.1=72.335mm

K/Kt

=86.54 1.236/1.3mm=85.1mm7） mdm 1z

=85.1mm=3.27mm261、齿根弯曲疲劳强度设由式(10—27)mn≥3

4KT

Y Y·Fa a10.φ2z2 u21 σ确定计算参数

R R 1 F计算载荷系数10-4

be=1.25则K=1.5K

be=1.875Hβ Fβ HβK=KKKK=1×1.03×1×1.875=1.93AVFαFβ齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数zv

z 算。其中cosz=26/0.95=27.37v1z=26/0.95=27.37Z=78/0.32=243.75v2查图10-17齿形系数 Y

=2.06Fa110-18Y

Fa2=1.97sa1Y Y

sa2

Fa Sa并加以比较σFY Y 2.571.60Fa1σF

S11

= =0.01437286.07YFaσ

YSa

=2.061.97=0.01643247F3434KT·Y10.φ2z2Fa aYRR 1u21σF

2大齿轮的数值大。34341.931.0510531522620.01643321对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.06并就近圆整为标准值m=3mmd=85.1mm，算出小齿轮齿数1Z=d/m=85.1/3=28.4Z=291 1 1大齿轮齿数 Z=3x29=872（7、几何尺寸计算1）d=m·Z=2×29=58mm1 1d=m·Z=2×87=174mm2 2计算锥距（d1（d12（d22221

=91.7u2u21计算齿轮宽度b=R·φR=91.7x0.3=27.51取B=35mm B=28mm2 1轴的设计计算（一、减速器输入轴（I1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217--255HBSP=3.07KWIn=960r/minI根据课本（15-2）15-3，A=11502、求作用在齿轮上的受力d=58mm12T而 F=t1 d

=1042NF=F

=379.3Nr1 t nF

的方向如下图所示。t1 r13、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案1，5—滚动轴承2—轴 3—齿轮轴的轮齿段6—密封盖7—轴承端盖 8—轴端挡圈 9—半联轴器确定轴各段直径和长度1T=K×T=1×30.53=30.53NmGB/TC A I—1986，YL6l=52mm,L=50mm1 12取Φ30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm3轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为Φ35mm，长度为L3=20mm4径，取D4=Φ45mm，长度取L4=22.5mm5Φ62mm直径为58mm65mmD5=Φ62mmL5=65mm6径，取D6=Φ45mm长度取L6=22.5mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=20mm4、求轴上的的载荷模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=521NRA’=RB’=Fr/2=189.7N作出轴上各段受力情况及弯矩图判断危险截面并验算强度1CC已知MeC2=70.36Nm,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa 则：σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］2Dσe=MD/W=MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。（二、减速器输出轴（II1、初步确定轴的最小直径45#217--255HBSPI=2.95KW转速为nI=240r/min根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=1152、求作用在齿轮上的受力而Ft1=而Ft1==645NFr1=Ft=235NFt1，Fr13、Fr1=Ft=235N拟定轴上零件的装配方案1，5—滚动轴承2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈10—半联轴器确定轴各段直径和长度1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ32mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1×117.3=117.3N.m，查标准GB/T5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ40mm,根据轴30mm，L2=74mm3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=41mm4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，180mm，则第四段的直径取Φ50mm,b=50mm，L4=48mm5D5=Φ56mm,长度取L5=6mm6径，取D6=Φ60mm长度取L6=20mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=19mm4、求轴上的的载荷模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=322.5NRA’=RB’=Fr/2=117.5N1）作出轴上各段受力情况及弯矩图1）判断危险截面并验算强度1CC已知MeC2=121.83Nm,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa 则：σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)=124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］2Dσe=MD/W=MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。一、箱体的设计窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用吊钩，用以搬运或拆卸机盖。密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：符符名称尺寸（mm）号机座壁厚δ10δ机盖壁厚101机座凸缘厚度b15B机盖凸缘厚度151B机座底凸缘厚度252d地脚螺钉直径20f地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直d16径1机盖与机座联接螺d12栓直径2d轴承端盖螺钉直径103d窥视孔盖螺钉直径84定位销直径d8d2C28,24,20距离1d2C24,20，16缘距离缘距离2R轴承旁凸台半径12,81根据低速级轴承座外径确定，以便凸台高度h于扳手操作为准外机壁至轴承座端l35面距离1大齿轮顶圆与内机△12壁距离1齿轮端面与内机壁△20距离2m机盖、机座肋厚8，81,m2D轴承端盖外径90，1052轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距Md1Md2S离s=D2一、键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d=50mm L=48mm TⅡ=117.3Nm3 3查手册 选用A型平键A键 16×10 GB1096-2003 L=L-b=48-16=32mm1根据课本（6-1）式得σ=4·T/(d·h·L)p=4×116.1×1000/（16×10×32）=90.7Mpa<[σ](150Mpa)R1.输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d=24mm L=50mm T=30.22N·m2 2 Ⅰ查手册 选C型平键GB1096-2003B键8×7 GB1096-79l=L-b=50-8-2=40mm h=7mm2σ=4·TⅠ/（d·h·l）p=4×30.22×1000/（8×7×40）=53.96Mpa<[σ](150Mpa)p3.输出轴与联轴器2联接采用平键联接轴径d=32mm L=80mm T=116.1N·m2 2 Ⅰ查手册 选C型平键GB1096-2003C键10×8GB1096-79l=L-b=80-10=70mm h=8mm2σ=4·TⅠ/（d·h·l）p=4×116.1×1000/（10×8×70）=83Mpa<[σ](150Mpa)p八、滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命L=2×8×300×10=48000h输入轴的轴承设计计算P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所