螺旋输送机的传动装置设计

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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

2、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才 Y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 3 43=0.96 0.99 0.97 0.99=0.895(2)电机所需的功率:9550 PWn100 9550 PWnPW

3、1.78kwPdPw1.780.8951.99kw因为载荷平稳，？?皤大于？即可，根据Y系列电机技术数据，选电 机的额定功率为2.2kw 0(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 ianw 1700: 3400/min方 案电机型号额定功率/kw同步转速/满载转速 n/(r/min)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才紧凑考虑选择方案

4、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inm 14201 a8.353nw1702、分配各级传动比取V带传动传动比io1 2,则减速器的传动比为i 匕 83 4.176 io12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，实际值与设方t求值允许有3%5%误差。三、动力学参数计算00tt p电机图9kW、带轮轴）Po nm 1490w/minn0 nm 1420r/min 199T0 9550y 955013.383N MT0 9550 PL 9550 1420 13.383N M n014201轴（大带轮、局速轴）制 冰带1

5、轮、1.190.96 1.91kwP1B xd199 0.96 1.91kwn b14207/ C /n1 n0 1420 710r/min n1 n1 -2- 710r/mini01P2191T19550P19550；9125.6NMT19550屏955079125.6NMn17102轴（低速轴）首由曾由）1.91 0.99 0.97 1.835kwF2 P 2 3 A.91 0.99 0.97 1.835kw n1710.n2 nr710170.02r / minn2 i14.176 170.02r/mini $21761.835T2 9550名 9550 1 835103.07N MT2

6、 9550 n2 9550 170.02 103.07N Mr,170.0231潼嬲嚼出即n3 n2 170僭/minP 房 4 2 1.835 0.99 0.99 1.798kw 好 9550 $ 9550 篇 100.99N M_1n2ni47106 170.02r/minP21.835T2 9550 2 9550103.07N Mn2170.023轴(螺旋输送机轴)n2n3 170.02r/min1鸟 P, 4 2 1.835 0.99 0.99 1.798kwP21.798T2 9550 9550100.99N Mn3170.023将结果列成表格轴名功 率P/KW转 矩T/N M转速n

7、/(r/min)传动比i效率40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=1.2巳 KAP 1.2 1.99 2.38kw2、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ddv由教材上表8-7和8-9,取小带轮基准直径dd1 9cmm(2)验算带速V。按书上式子8-13验算带速 ddn 3.14 100 1420v d1 7.4

8、313 m/s60 100060 1000因为5m/sv30m/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Ld(1)根据教材式子8-20 ,0.7。出 dd2)210 a 2(d/dd2)600初确定中心距ao 50cmm(2)由式子8-22计算带所需的基准长度L2a02 (dd1 dd2)2(dd2 dd1)2 500+- (100+200) 21476mm4a(200 100)：+mm4 500由教材上表8-2选带的基准长度？? = (3)按式子8

9、-23计算实际中心距a1430?a a。按式子8-24 ,Ld Ld01430 1476、-dd0 (500 ) 477 mm22计算中心距变化范围aminamaxa 0.015Ld 477 0.015 1430 455.55mma 0.03Ld 477 0.03 1430 519.9mm为 455.55 519.9mm5、验算小带轮上包角1c573o c573o1 180o(dd2 dd1)180o(200 100)168o120oa4776、计算带的根数Z(1)计算单根v带的额定功率pr由41=100mm n 1420/min,查表 8-4 得 po 1.32w根据n 1420/min,

10、i 2和A型带，查表8-5得P0 0.17w查表8-6得K0.98查表8-2得Kl0.9。所以p?= (P0+ P) KKl (1.32 0.17) 0.98 0.96 1.402w(2)计算V带根数ZZ Pca 2.388 1.7FT1.4027、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 )PCa2F0 500+qvK zv500 5 0.98)2388 +0.105 (7.4313 )20.98 2 7.4313= 130.398N8、计算压轴力Fp1168oFd 2zF0sin 1 2 2 130.398 sin 518.74Np22

11、8、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,单根初拉力F0 130.398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)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 Z2 80,2、按齿面接触

12、疲劳强度设计 (1)由式子10-11试算小齿轮分度圆直径，即：2KHtTu1：ZhZeZ 1 2d1t 3,(), d U ha)确定公式中的各参数值?试选 KHt 1.3? 计算小齿轮传递的转矩 25.6N m 2.56 104N mm? 由表10-7选取齿宽系数d 1? 由图10-20查得区域系数Zh 2.5 一一, 一1/2?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 / (4 2ha ) arccos19 cos20o/(19 2) 31.767a2 arccsz2 cos / (z2 2ha )

13、 arccs80 cs20/(80 2) 23.54z1(tan a1 tan ) z2 (tan a2 tan ) / 2 19 (tan31.767 tan20) z2 (tan 23.54 tan20)/2 1.685zJ4 0.8784?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Hiim1 610MPaHiim2 550MPa由式10-15计算应力循环次数N1 60nJLh 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

14、 0.95取失效1率为1%,安全系数S-1,由式10-14得KHN1 Hlim1 0.9 610h1 1 549MPaS1h2KHN2 Hlim2 0.95 知 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h h2 522.MPab)计算小分度圆直径dit.2KHtTi u 1 /ZhZeZ、2 3d u ( H )2 1.3 2.56 104 4.21 1 J.5 173.9 0.8784:135.3mm(2)调整小齿轮分度圆直径4.21522.5)21)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度VditR3.14 35.360 100060000710 1.31m/s齿

15、宽b2)bdd1t35.3 35.3nm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，由图10-8查得动载荷系数 Kv 1.05齿轮的圆周力Ft12Tl/d1t2 2.56 104/35.3 1.45 103NKAFt1/b 1 1.45 103 /35.3 41.07N / 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3)KhKaKvKh Kh由式10-12可得分度圆直径1 1.05 1.2 1.3078 1.64838.2

16、1mmKH 35.3KHt1.6481.3d1 m -438.212.0119d1d1t3由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数3、按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式子10-5计算模数2KFtTY (YFaYsaEa)确定公式中各参数值?试选Kr 1.3-075- 0.6951.6853由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.75Y 0.25 0.25a计算YaEf4由图10-17查得齿形系数YFal2.85YFa2 2.225上 由图10-18查得应力修正系数 工目1.54% 1.775工 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

17、 410工由图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fiF2K FN 1SK FN 2SFlim1F lim20.85 425 258.036 MPa1.40.88 410277.538 MPa1.4YFa% fi2.85 1.54258.0360.017YFaYsaF2mt32KFtTY上aYsa、dZ2(F)2 1.3 2.56 1041 1920.017 0.695 1.296mm2.225 1.775 0.01423277.538因为小齿轮的大，取YFaYa YFaYsa 0.017f fib)计算模数(2)

18、调整齿轮模数?圆周速度3.14 24.6 710600000.915m/sd1 mtz 1.29619 24.nmdn v 60 1000齿宽bb dd1 1 24.6 24.6nm宽高比b/h * *h (2ha c)mt (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 21/d1 2 2.56 104/24.624 2.079 103NKAFt1 1 2.079 103-A t184.43 100Nb 24.624? 查表10-3得齿间载荷分配系数Kf1.2?由表

19、10-4得用插值法查得Kh 1.3066, 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 mtJK 1.296 J155 1.376 mm Kr- 1.3按就近原则取模数m=2则d1 38.21mm,乙 幺 竺019.105 m 2取 z 20,此时 mt 1.96mm两足，z2 4.176520 83.53加 7834.17654.15取4 83, i - 4.15 , 6%204.1765所以改小齿轮齿数为21,则4 21 4.1765 87.7,选大齿轮齿数88.3.34% 6%合理_ 4.176

20、5 88/21一 4.17654、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 4m 21 2 42mmd2 z2m 88 2 176mm(2)计算中心距a (d1 d2)/m (176 42)/2 109Tlm(3)计算齿轮宽度b dd1 1 42 42mmh b (5: 10) (47: 52)mm取 D 50mm, b2 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 cos20o)/110 21.385z

21、乙+z2 21 88 109xx1 x2 (inv inv )z /(2tan )(inv21.385 inv20) 109/2tan20 0.5173y (a a)/m (110 109)/ 2 0.5y 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Z1,Z2处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是 X1 0.336x2 0.225(2)齿面接触疲劳强度校核按前

22、述类似做法，先计算式10-10中各参数，Kh KaKvKh Kh1 1.05 1.2 1.3082 1.648_ 4 一T1 2.56 10 N mm, du 4.1905,Zh 2.5,Ze代入式子10-10得1,d142 mm,173.9,Z0.087842KhTi u 1 Z Z ZH .不一 ZHZEZ: d d1 u2 1.648 2.56 104 5.191 423 4.19052.5 173.9 0.8784453.569 n 522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核KfKaKvKf Kf 1 1.06 1.309 1.27 1.762d1nl3.14 42 710 ,v 1 11.

23、56m/s60 100060000Ft1 2T；/d1 2 2.56 104/42 1219.0NKaRib1 1219.054229 100N查表 10-3/10-4 得 Kf 1.2, Kh 1.309, Kf 1.27一 ._ . * *. 一_ _ _ _h (2ha c )m 4.5,b/h 9.33T1 2.56 104N mm查图10-17得YFa12.825,YFa22.225查图10-18得YSa11.55,YSa21.7850.75 Y 0.25 0.695把Zi 21代入式子10-6得到2KFTYFa1YSa1YF13 2dm 42 1.762 2.825 1.55 0.

24、695 2.65 104-21 8 2180.56 fi2KFTYFa2Ysa2YF2 32dm zi2 1.762 2.25 1.785 0.695 2.65 104I Z21 8 2173.89 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z1 21, z2 88 ,模数m=2mm,压力角20,变位系数X1 0.336x2 0.22/心距 a=110mm ,齿宽匕 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217255H

25、Bs35 PI IP 5 505 3E根据教材15-2式，并查表15-3,取A0=103126,取A0 115, 轴最小直径：d A03 且 115 ；191 15.995 n1 710考虑有键槽，将直径增大 5%,则：d=15.995X （1+5%）=16.795选 d=18mm* L1装大带轮处B (z 1)e 2 f (2 1) 15 2 10 35mm取 L1 =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) 18 1.26 : 1.8mmd2 2a d1 20.52: 21.6mm取 d2 21mm。t 1.2d螺栓=1.2 6=7.2m

26、m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 d725mm , 选用深沟球轴承 6305 ,(d=25mm.D=62mm,B=17 mmd n 25 710 1.775 104 16 104,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 L7 17 15 32mm* 考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以 d5 42mmL5=50mm* L4 , L6段都为挡油环定位轴肩d4 d6 (

27、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l 107mm小齿轮分度圆直径d1 42mm,转矩T1 2.56 104N mm根据教材公式10-3计算得2T1 2 2.56 104圆周力 Ft1 _11219Ndi42径向力 Fr1Ft1 tan1219 tan 20o 443.68 NFAyFBy与221.84NFtiFazFbz609.5N2MC1FAyAC11868.44NmmMC2FAzAC32608.25NmmMC .：M 2cl MC2 34700.98

28、N mmC7C IC 2T 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)2 37948.5N mmcaMec ec0.1d3337948.50.1 4235.122Mpa材料为45钢调质，查得1 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A0=103126,取A0 115P21.834d A0 3

29、11525.4mm,电170考虑有键槽，将直径增大 5%,则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。本 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 L1 44mm,d1 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, Tca KaT2

30、 1.3 103.589 134.67N mm315N mm (查表 GB/T5014-1985)率 选用深沟球轴承 6306, (d=30mm.D=72mm,B=19mmd3 d6 30mm,选用挡油环宽度 13mm, L6 19 13 32mm奉 为满足联轴器定位需求，12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，选L4 40mm , d4 31mm 为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。L3 43.5mm,第五段为大齿轮定位轴肩，L5 8.5mm,d5 34mm。2 .计算轴上载荷轴承支撑跨距为10

31、5mm, AC=CB=52,.5mm*：齿轮分度圆直径3 -.d2 176mm, T2 103.59 10 N mm根据教材公式10-3计算得圆周力 X 2T, 2 103.59 104 1.177 *d2176径向力 Fr2 Ft2 tan1177 tan 20o 428.45NFr2FAy FBy224.225NFt2Faz Fbz588.5Nz z 2MC1FAy AC 11246.8N mmMC2 FAz AC 30896.3N mmMCM 2cl MC2 32879.6N mmCC IC 2T T1 103589N 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,

32、弯矩最大截面处的当量弯矩 Mec ；MC2 ( T)2 70314.4N mm23.6MpaMec 70314.4ca0.1d；0.1 313 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抗弯截面系数 W 0.1d； 2700mm3抗扭截面系数W 0.2d； 5400mm3轴套侧截面的弯矩M MC 52 19 20865.9N mm52截面上的扭矩T2 103.

33、59 103 N mm截面上的弯曲应力b M 7.73MpaW截面上的扭转切应力tT2- 19.18MpaWT轴为45调质，由表15-1得B 640Mpa, 1 275Mpa, 1 155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表3-2查得,r1D0.033, 1.033,1.8,1.30d30d由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q 0.73,q0.8K1q (1)1 0.73 (1.8-1)=1.584K 1 q (1) 1 0.8 (1.3 -1) = 1.24由附图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0.92轴未经表面强化处理，即 q 1 ,按式子3-12,及3-14b得综合 系数页20