煤炭螺旋输送机的设计综述

1、摘要1关键词11 前言21.1 输送机的历史和发展趋势21.2 螺旋输送机简介31.3 螺旋输送机主要特点31.4 螺旋输送机的结构特点31.5 螺旋输送机的运行原理32 拟定设计方案42.1 传动方案的拟定42.2 工作参数的拟定43 电动机的选择53.1 类型和结构形式的选择53.2 电动机功率的确定53.3 .1计算电动机所需功率Pd53.2.2确定电动机转速54V带的设计64.1 确定计算功率64.2 V带的带型确定与带速的验算64.2.1 确定带轮的基准直径64.2.2 验算V带速度64.2.3 确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld64.2.4 验算小带轮上的包角a174.2.5

2、确定带的根数Z74.2.6 确定带的初拉力F0与压轴力Fp74.3 V带轮的设计84.3.1 V带轮的材料84.3.2 V带轮的结构尺寸85确定传动装置的总传动比和分配传动比95.1计算传动装置的动力参数96减速器的设计与计算101.1 减速器结构设计101.1.1 机体结构101.1.2 铸铁减速器箱体主要结构尺寸101.1.3 减速器中各轴运动及动力参数计算101.1.4 齿轮传动的设计与计算101.1.5 轴的设计计算181.1.6 箱体内键联接的选择231.1.7 减速器附件的选择247 螺旋输送机的设计247.1 螺旋输送机的选型247.2 螺旋输送部件的设计257.2.1 螺旋输送

3、机的主要参数计算267.2.2 螺旋直径的确定267.2.3 螺距与螺旋轴转速的确定267.2.4 实体型螺旋叶片的展开尺寸297.3 螺旋输送机机体的设计297.3.1 机体主要部件的介绍307.3.2 料槽的确定317.4 进出料口的设计327.5 输送缸体支架的设计337.6 轴承的密封348 螺旋输送机机体的安装条件、使用及维护348.1 螺旋输送机的安装条件348.2 螺旋输送机的使用及维护359结论36参考文献36致谢37附录37煤炭螺旋输送机的设计摘要：本设计主要介绍了螺旋输送机的选型设计过程，包括有电动机的选型、V带传动的设计、减速器的设计计算、螺旋输送机缸体及配套驱动装置的选

4、用和螺旋输送机的安装与调整四大部分。而主要部分则是减速器部件的设计，输送缸体内螺旋直径及螺旋轴转速的计算和功率计算，求出所需的选型数据，然后以此选型数据为依据，以螺旋输送机设计手册为主，以其他相关工具书和资料为辅，选出符合要求的螺旋输送机的外形及安装尺寸、长度组合数据和主要组成部件的相关尺寸，以及相配套驱动装置的安装尺寸及其相关数据，最终完成该螺旋输送机的选型设计。关键词：V带传动；减速器；螺旋输送机；配套驱动装置；TheDesignofTheScrewConveyorOfCoalAbstract：Thisdesignmainlyintroducestheselectionanddesignp

5、rocessofscrewconveyorinwhichfourpartsareincluded:motorselection,thedesignofVbelttransmission,thedesigncalculationofgearreducer,theselectionofscrewconveyorandaccessorydrivecylinderbodyandtheinstallationandadjustmentofscrewconveyor.Incalculating,thescrewdiameterinthedeliverycylinderandtherotatespeedto

6、getherwiththepowerofspiralshaftwillbechieflyconcerned,soastoreachacollectionofrequireddataformodelselection.Basedonthesedata,withscrewconveyordesignmanualasguidanceandotherrelatedreferencebooksandinformationascomplement,theshapeandmountingdimensions,therelateddataandsizeofthemaincomponentsaswellasth

7、eactuatingdevicesthatallconformtotherequirementsofscrewconveyorwillbeworkedout.Finally,thetutorwillaccomplishthemodelselectionanddesignprocessofscrewconveyor.Keywords:vbeltdrive;Gearreducer;Screwconveyorofcoal;Formacompletesetofdevicedrivers1 前言螺旋输送机是运输矿产、饲料、粮油、建筑业中用途较广的一种输送设备。从输送物料的特性要求和结构的不同，螺旋输送机

8、分为水平螺旋输送机和垂直式螺旋输送机、可弯曲螺旋输送机、螺旋管（滚筒输送机）输送机等，主要用于对各种粉状、颗粒状和小块状等松散物料的水平输送和垂直提升，不宜输送易变质、粘性大、易结块或高温、怕压、有较大腐蚀性的特殊材料。旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送，使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。螺旋输送机旋转轴上焊的螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。螺旋输送机与其它输送设备相比，具有整机截面尺寸

9、小、密封性能好、运行平稳可靠、可中间多点装料和卸料及操作安全、维修简便等优点。1.1 输送机的历史和发展趋势在中国古代已经有了高转筒车和提水的翻车，那时候人们已经有了利用外力代替人工搬运货物的理念。限于当时生产力的发展状况只能限制在水力为动力的条件下；到了17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，随着社会工业革命的发生和电力的产生，人类进入快速发展的时代，而各种现代结构的输送机也相继出现：1868年在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了管式输送机。到了二十世纪中期，随着信息技术的发展，特别是

10、机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，输送机的性能更加完善，鞋机的行业更加广泛，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成企业内部、企业之间，甚至城市质检单物料搬运，成为了物料搬运系统机械化和自动化不可或缺的组成部分。进入二十一世纪输送机将随着科学技术的发展不断地发展前进。未来的发展其实是：第一，大型化，包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面；第二，扩大输送机的使用范围，使其能在高温、低温、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性物料输送机；第三，使输送机的结构满足物料搬运系统自动化控制对单机的要求，如邮局所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足

11、分拣动作的要求等；第四，降低能量消耗以节约能源；第五，减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。1.2 螺旋输送机简介螺旋输送机是一种不带挠性牵引的输送设备(图1.2),该螺旋输送机是烧煤炉的能源(煤粉)供输装置，将煤粉通过螺旋输送机输送到铝材成型机里面，给烧煤炉供料。它利用螺旋形状的旋转面推移物料来完成输送工作。工作中，物料像不旋转的螺母沿轴杆平移，使物料不与螺旋叶片一起旋转的力是物料自身的重量和机壳与物料的摩擦及物料间的摩擦。它主要用来输送各种粉尘状、粒状、小块状的物料，如化工原料、面粉、煤粉、烟尘、水泥、粮食等，在输送过程中还可对物料进行搅拌、混合、加热和冷却等工艺。输送机是

12、在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、倾斜和垂直的输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。1.3 螺旋输送机主要特点(1)承载能力大、安全可靠；(2)结构先进，适应性强、阻力小、寿命长、安装维修方便、保护装置齐全；(3)整机体积小、转速高、确保快速均匀输送；(4)密封性好、外壳采用无缝钢管制作，端部采用法兰互相连接成一体，刚性好；(5)料槽封闭、便于输送易飞扬、炽热及气味强烈的物料，减少对环境的污染；(6)可以在线路的任一点装载也可以进行多点装料和卸料，在输送过程中

13、也可以进行混合，搅拌或冷却作业。1.4 螺旋输送机的结构特点(1)螺旋轴与吊轴承、头、尾轴联接均采用嵌入舌式安装、拆卸，且安装与拆卸均不需轴向移动，维修方便，芯轴长、吊挂少、故障点少；(2)采用变径结构，增大吊轴承处容积，避免吊轴承与物料接触，吊轴承寿命可达两年以上；(3)各传动部位均采用浮动连接方式，吊轴承为万向节结构，使螺旋体、吊轴承和尾部总成形成一个整体旋浮体，在一定范围内可随输送阻力自由旋转避让，不卡料、不堵料；(4)头尾轴承座均在壳体外，所有轴承采用多层密封和配合密封技术，轴承使用寿命长。1.5 螺旋输送机的运行原理由带有螺旋片的转动轴在一封闭的料槽内旋转，使装入料槽的物料由于本身重

14、力及其对料槽的摩擦力的作用，而不和螺旋一起旋转，只沿料槽向前移动，实现物料的输送。2拟定设计方案2.1传动方案的拟定本传动装置用于带动螺旋输送机的输送主轴，如图1所示，选择电动机为动力源,提供动力，通过带传动装置减速下来，再传递到减速机的高速轴上，最后由减速机的低速轴输出，带动螺旋输送轴的运转。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。由于螺旋输送机的扭矩和转速都很慢，所以采用了带传动和二级圆柱直齿轮减速器(展开式)减速，达到所需速度和扭矩，达到工作要求。联轴器输送杠输送管出料口带传动irlh-Q|p电动机图1螺旋输送机方案图FigiScre

15、wconveyorschemediagram传动路线为：电机一一联轴器一一高速轴一一中速轴一一低速轴一一联轴器螺旋输送杠。2.2工作参数的拟定(1) 螺旋筒轴上功率P=3.2kw,”$速36r/min；(2)工作情况：三班制，单向连续运转载荷；(3) 使用折旧期：10年(一年以300天计)；(4) 工作环境：室外灰尘较大，环境最高温度35C；(5) 动力来源：三相交流电压380/220V;(6)检修间隔期：三年大修、二年中修、半年小修；(7)制造条件及生产批量：一般机械厂单件生产。3.1 类型和结构形式的选择电动机是最常见的原动件，具有结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择

16、主要包括选择其类型和结构型式、容量(功率)和转速、确定其具体型号。电动机已经系列化、标准化，设计时应根据工作载荷、工作要求、工作环境、安装要求及尺寸重量的特殊限制等条件进行选择。工业上广泛应用三相交流电动机。从螺旋输送机中的传动装置来看，本次设计选择Y系列三相异步电动机电磁调速电动机。3.2 电动机功率的确定3.2.1 计算电动机所需功率Pd7带传动效率：0.96;%每对轴承传动效率：0.99;%圆柱齿轮的传动效率：0.96;果联轴器的传动效率：0.99;为一螺杆的传动效率：0.96;说明：州一电机至工作机之间的传动装置的总效率。=1243245=0.960.9940.9620.990.96=

17、0.81Pw=P45=3.20.990.96=3.04kwcPw3.04Pd=3.75kw0.81所以，所选电动机功率定为4kw。3.2.2确定电动机转速取V带传动比i=24,二级圆柱齿轮减速器传动比i2=840。故电动机转速的可选范围是：n电机=n螺旋乂(24)父(840)=5765760r/min符合这一范围的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。根据电动机所需功率和转速有4种适用的电动机型号'表1电动机各参数Table1Themotorparameter电机型号额定功率满载转速额定转矩最大转矩Y160M1-847202.02.011

18、8Y132M1-649602.02.073Y112M-4414402.22.243Y112M-2428902.22.245因此综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M-44V带的设计此处省略nnnnnnnnnnNn如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩4.2.4验算小带轮上的包角0tl由参考文献机械设计书式(8-7)可知，小带轮上的包角叫小于大带轮上的包角豆2o又由式(8-6)可知，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此,打滑只可能在小

19、带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使57.3口产180&2dd1)电1547>90a4.2.5 确定带的根数Z由小带轮的直径、转速、带型及传动比由机械设计书表8-4a和表8-4b分别查得单根带的基本功率Po=1.07Kw和额定功率增量Apo=0.172Kw;再查表8-5和8-2得包角修正系数Kot=0.95和带长修正系数Kl=1.01,于是有Z=Pca=KaP=1.43.75二441P(P0P0)K：KL(1.070.17)0.951.0110根。否则,取Z=5。为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。4.2.6 确定带

20、的初拉力F。与压轴力Fp(1)确定带的初拉力Fo由参考文献机械设计书表8-3得A型带的单位长度质量为q=0.1kg/m,由式(8-6),并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为：(F0)min=500.(2.5/出.qv2=172.3NK：zv应使该带的实际初拉力Fo>(F0)min,对于新安装的V带，初拉力应为1.5(F°)min;对于运转后的V带，初拉力应为1.3(F°)min,此处为新安装V带，故初拉F0=1.5(F0)min之258.5N。(2)确定压轴力Fp为了设计带轮的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp,根据式(8-28),可知：F

21、p=2zF°sin=25258.5sin77.7：2522.3N2式中，叫为小带轮的包角。4.3V带轮的设计4.3.1 V带轮的材料常用的带轮材料为HT150或HT20Q转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成；小功率时可采用铸铝或塑料。此处大小带轮均为A型V带轮，结合带轮运转速度以及其功率，该带轮材料选用HT15Q且为铸造而成，在铸造的带轮的轮缘、腹板及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡产生。4.3.2 V带轮的结构尺寸V带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为dd<2.5d(d为安装带轮的轴的直径，mm,可采用实心式；当ddW300mm时，可采用腹板式；当dd&

22、lt;300mm,同时D1-d1A100mm时，可采用孔板式；当dd>300mm时，可采用轮辐式。对于小带轮：d即为电动机的机轴直径，已知电动机为Y112M型，则d=28mm,又70=2.5d<dd1=100<300mm,故小带轮采用腹板式结构；对于大带轮：dd2=355a300mm,故大带轮采用轮辐式结构2L两带轮结构示意图如图所示"小槌大翱图2大小带轮示意图Fig2Schematicdiagramofsizepulleys5确定传动装置的总传动比和分配传动比5.1计算传动装置的动力参数总传动比:n学心、n螺旋144036二40分配传动比：因为整个传动装置分为三级

23、，所以各级平均传动比为：i平均=3/=V40=3.42故取i带=3.5则品=i总/i带=40/3.5=11.4,减速器总传动比为：6=11.4,且有i1=(1.31.5)I2,取I1=1.4i2则有：Ii=4I2=2.9注：i带为带轮传动比，Ii为高速级传动比，i2为低速级传动比。将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴,1101Tl2,1123Tl34依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率。(1)各轴转速：n总1440n=二=411.43r/min1 带3.5c ni 口总 n2 =1=!Tili带 ii1440= 102.86r/min3.5 4

24、:1440=36.09小小i2i带自3.5x11.4n4=n3=36.09r/min(2)各轴输入功率：p1=pd01=3.750.96=3.6kwP2=P112Mpd0112=3.750.960.990.96=3.42kwP3=P223Mpd011223=3.750.960.990.960.990.96=3.25kwP4=P334=Pd011223y4=3.750.960.990.960.990.960.990.99=3.2kw(3)各轴输入转矩：Pd3.75Td=9550d=9550-24.87Nmn1440T1=Tdi带力01=24.87m3.5m0.96=83.56NmT2=1i?2=

25、Tdi带工力01箝12=24.87父3.5父4m0.96x0.99m0.96=317.67NmT3=T2心"23=Td带112'"01'“12”23=24.873.542.90.960.990.960.990.96=875.56Nm6减速器的设计与计算1.1 减速器结构设计1.1.1 机体结构减速器机体是用以支撑和固定轴系的零件，是保证传动零件的啮合精度，良好润滑及密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的50%因此，机体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。机体材料用灰口铸铁（HT150或HT20O制造，机体的结构用剖分式机体

26、，且减速器选用展开式二级圆柱齿轮减速器。1.1.2 铸铁减速器箱体主要结构尺寸查阅参考文献机械设计课程设计手册书表11-1以及图（11-1、11-2）铸铁减速器箱体主要结构尺寸。1.1.3 减速器中各轴运动及动力参数计算由上所述，各轴运动及动力参数见下表口：表2轴的参数Table2Theparametersoftheshaft轴名功率p（ Kvy转矩T ( N m)转速r/min3.683.56411.43II轴3.42317.67102.86III轴3.25875.5636.096.1.4齿轮传动的设计与计算直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下

27、才有直齿轮。1、高速级传动-I-II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比为4）（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数1 ）参见参考文献机械设计书图10-23所示的传动方案，选用二级直齿圆柱齿轮传动；2 ）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）;3 ）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HB6大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HB&4 ）标准齿轮不发生根切的最小齿数为了避免产生根切现象，据参考文献机械原理式（10-19）可知：Zmin=2h"sin2支（2）已知外啮合渐开线标准直齿圆柱齿轮

28、，有h；=1Q=20易知：zmin=2sin220：17故选小齿轮齿数z,=18,大齿轮齿数z2=z,i1=18M4=72。（2）按齿面接触强度设计2A oqo/KtT i-1 dtd i据参考文献机械设计，由设计计算公式（10-9a）进行计算，即(3)1 ）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算各级齿轮副中大小齿轮传递的转矩口3.6一工=95501=9550=8356Nmn411.43据参考文献机械设计表10-7选取齿宽系数%=1。据参考文献机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa12。据参考文献机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

29、人皿1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限仃hm=550MPa。据参考文献机械设计式（10-13）计算应力循环次数。小齿轮：Ni=60RjLh=60411.431（3830010）=1.78109大齿轮：心=%=1.78父10%=4.44父108据参考文献机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.90,Khn2=0.95。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,据参考文献机械设计，由式（10-12）得：rK仃”，11H1=HN1lim1=0.9M600MPa=540MPaSI2=KHN2'-lim2=0.95550=525.5MPaSLhl=miML-H1上

30、H21=525.5MPa2 ）计算试算齿轮分度圆直径dt ,代入kH】中较小的值5 189.8 2一 ()mm = 60.7mm4 522.5计算圆周速度v二 de60 1000一二 60.7 411.4360 1000m/s=1.3m/s模数齿高计算齿宽bob = d d1t =1 60.7mm = 60.7mm计算齿宽和齿高之比bohm1t = d1t =60.7 mm =3.37mmz118h1 =2.25mH =2.25 3.37mm-7.58mm故：计算载荷系数。60.77.58=8由已知v=1.3m/s,7级精度，据参考文献机械设计书图10-8查得动载系数Kv=1.1;对于直齿轮，

31、KHa=KFa=1；据参考文献机械设计表10-2查得使用系数Ka=1;据参考文献机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHp=1.421。由b=8,KhB=1.421查参考文献机械设计图10-13得hKfP=1.34；故载荷系数：K=KaKvKhKhP=1x1.1x1x1.421=1.56按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，据参考文献机械设计式（10-10a）得,K。1.56d1=d1t360.7364.5mm1 Kt,1.3计算模数mid164.5m=3.6mmz118（2）按齿根弯曲强度设计据参考文献机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(4)2KT

32、iYFaYSa；dz"j1 ）确定公式内的各计算数值据参考文献机械设计书图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ei=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限仃FE2=380MPa；据参考文献机械设计书图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.87,Kfn2=0.85；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,据参考文献机械设计式（10-12）得K 二KFN1 FE1S0.87 5001.4= 310.71MPaK FN 2二FE 2S=0.85 3801.4= 230.71MPa计算载荷系数KYFaYsa-F 1,并加以比较工a1Ysa1 _2.91_1.53310.71

33、= 0.014YFa2YSa2TfT2.236 1.754 0.017230.71K=KaKvKfMf：=11.111.34=1.474查取齿形系数与应力校正系数。据参考文献机械设计书表10-5查得YFa1=2.91,YSa1=1.53;YFa2=2.236,Ysa2=1.754。计算大、小齿轮的易知大齿轮的数值大。2 ）设计计算21474845610）计算齿轮宽度b = dd = 1 65mm = 65mm故取B2 = 65mm ,小齿轮宽度相对大一点，取 B=70mm。m_3.:56_00.017mm=2.37mm1182对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计

34、算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可选取弯曲强度算得的模数2.37并就近圆整为了标准值m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d=64.5mm,算得小齿轮齿数=645=25.8%262.5大齿轮齿数z2=4x26=104。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费（3）几何尺寸计算1 ）计算分度圆直径d1=z1m=262.5=65mmd2=z2m=1042.5=260mm）计算中心距d1d2 a ;65 2602=162.5mm

35、（4）齿轮结构设计以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径介于160500mm,故选用腹板式结构。2、低速级传动-II-III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比为2.9）（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数1 ）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）;2 ）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HB&大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;3 ）标准齿轮不发生根切的最小齿数。为了避免产生根切现象，据参考文献机械原理式（10-19）可知:Zmin=2h；/sin2：已知外啮合渐开线标准直齿圆柱齿轮，有电=

36、1,口=20：易知：zmin=%n220*17故选小齿轮齿数4=20,大齿轮齿数Z2=Zi七=20父2.9=58。（2）按齿面接触强度设计据参考文献机械设计，由设计计算公式（10-9a）进行计算，即2KtTi_1dt-2.323tt一i1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算各级齿轮副中大小齿轮传递的转矩工=9550p1=95503.42=317.52Nmn1102.86据参考文献机械设计表10-7选取齿宽系数%=1。据参考文献机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。据参考文献机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlm1=6

37、00MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限QHlim2=550MPa。据参考文献机械设计式（10-13）计算大小齿轮应力循环次数。N1=60njLh=60102.861（3830010）=4.44108N2MN1.=1.53108=4.44108i22.9据参考文献机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.92,Khn2=0.94。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,据参考文献机械设计，由式(10-12)得：I1=Khn1lm1.=0.92600MPa=552MPa1S'KHN20lim2-h20.94550=517MPaS'cHI-minl'c

38、H1,!h2，=517MPa2)计算试算齿轮分度圆直径dt,代入&h中较小的值"ZZZZ_3Z_ZZ=97.8mmcc1.3317.521033.9189.89=2.323,()mm,12.9517计算圆周速度v模数齿高二 am60 1000计算齿宽bo二 97.8 102.8660 1000m/s=0.53m/sb =。d1t =1 97.8mm =97.8mm计算齿宽和齿高之比bhm1t = d1t =97.8 mm = 4.89mmz120N = 2.25mn = 2.25 4.89mm = 11mmb=叼8 =8.9h 11计算载荷系数。由已知M =0.53m/s ,

39、 7级精度，据参考文献机械设计书图 10-8查得动载系数Kv=1.04；直齿轮，Khc(=KfL1；据参考文献机械设计表10-2查得使用系数Ka =1 ；据参考文献机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHp =1.431。由b=8.9,KhB=1.431查参考文献机械设计图10-13得hKfP=1.342；故载荷系数：K=KaKvKhczKhP=1m1.04m1m1.431=1.474按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，据参考文献机械设计式（10-10a）得di = dit1 474 =97.8 3 1.4/4 -102mm ,1.3计算模数mid1102m

40、i=5.1mmZ120（3）按齿根弯曲强度设计据参考文献机械设计式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1)2KT1 YFaYSax确定公式内的各计算数值据参考文献机械设计书图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限QrFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限仃FE2=380MPa；据参考文献机械设计书图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88,Kfn2=0.92；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,据参考文献机械设计式（10-12）得-FKFN1'- FE1SK FN 2'- FE 2S0.88 500314.3MPa1.40.92 380-=239.7MPa1.

41、4计算载荷系数KoKi=KaKvKf：Kf：=11.0411.342=1.4查取齿形系数与应力校正系数。据参考文献机械设计书表10-5查得YFa1=2.80,丫$幻=1.55;YFa2=2.284,YSa2=1.728。YFa1YSa1L12.284 1.728 0.0165239.7计算大、小齿轮的YFaYa,并加以比较。2.801.55八YFa2YSa2=0.014;Fa2Sa2314.3二J2易知大齿轮的数值大。2）设计计算3 ,2 1.4 317.52 1031 2020.0165mm = 3.32mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿

42、轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可选取弯曲强度算得的模数3.32并就近圆整为了标准值m=3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d=102mm,算得小齿轮齿数102Zi=29.143.5对其取整，故Z1=30,所以大齿轮齿数Z2=30M2.9=87。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算d1 =z1m =30 3.5 = 105mmd2=z2m =87 3.5 = 304.5mm1 ）计算分度圆直径& "

43、 J05 304.5 = 204.75mm2 ）计算中心距a3 ）计算齿轮宽度b=dd1=1105mm=105mm取B2=105mm,小齿轮相对齿宽大一点，B1=110mm。6.1.5轴的设计计算（1）初步确定轴的最小直径据参考文献机械设计书式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。据表15-3,取A0=112,I=3045MPa。叵:3.6图速轴I轴d|min=A03|=112父3mm=23.1mm,YnV411.43考虑到所选电动机Y-112M输出轴直径D=28mm,且由于联轴器、键槽的影响，并对其标准化，取d1=28mm。高速轴I轴一端与联轴器相连，为了使所选

44、的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩Tca=KaTi,据参考文献机械设计表14-1,考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3,则：Tca=KA工=1.383560=108.6Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或机械设计手册，选用GYH理凸缘联轴器，公称转矩为112Nm。半联轴器的孔径d1=28mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=62mm。中速轴II轴d2min=43：”=112父厘空=36mm,对其标准化，取d2=40mm。-n2102.86低速轴III轴d3min=A03E=112M3：'&2

45、5_=50.2mm,对其标准化，取4=55mm。3min0,n3.36.09低速轴III轴输出端与联轴器相连，为了使所选的轴直径4与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3,据参考文献机械设计表14-1,考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3,则：Tca-KAT3=1.3875560-1138.23Nm按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或机械设计手册，选用GYS71凸缘联轴器，公称转矩为1600Nm。半联轴器的孔径d3=55mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为L3=112mm。GYS7型凸缘联轴器的输出端与输送缸体的输入端

46、的连接轴相连接，取名该连接轴为A轴，输送缸体输出端的固定轴为B轴，A轴、B轴分别位于输送缸体重螺旋轴的两端，其承受转矩等同于低速轴，故可知A轴、B轴的最小轴段直径为55mm。(2)初步选择轴承I轴高速轴选轴承为7207C;II轴中间轴选轴承为7208GIII轴低速轴选轴承为7213C;A轴输出端选取的轴承为7220C;B轴选取的轴承同A轴为7220G各轴承参数见下表：表3轴承参数Table3Bearingparameters轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/ KNdDBdaDa动载荷Cr静载荷C°r7207C357217426530.520.07208C408018477

47、336.825.87213C65120237411169.855.27220C10018034112168148128(3)确定轴上零件的位置和定位方式：I轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。II轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。III轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。A轴：

48、输入端连接GYS理凸缘联轴器，具输出端与螺旋轴焊接为统一的整体。B轴：输入端与螺旋轴焊接为统一整体，输出端用滚动轴承座固定。(4)高速轴I轴的结构设计1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径：a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为28mmb) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3.5mm,所以该段直径选为35mm该段安装轴承，故选7207c型轴承。c) 该段轴前一段需要安装轴承，考虑到定位轴肩高度应达3.5mm，即该段直径定为42mmd) 该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为46mm。e) 为了齿轮轴

49、向定位可靠，定位轴肩高度应达6mm所以该段直径选为58mmf) 轴肩固定轴承，取该段直径为48mmg) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm2)各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下:a)该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该段的长度应比L1略短一些，现取为l1/=60mm。b)该段安装轴承，且轴承选型为7207C,其轴承宽B=17mm,则可取12义=30mm。c)该段为安装轴承端与安装齿轮段的衔接段，无实际作用，故可取"=30mm。d)该段安装齿轮，齿轮的轮毂宽度Bi=70mm,为了使套筒端面可靠的压紧

50、齿轮，此轴段应略短语轮毂宽度，故定该段长度为14,=66mm。e)该段轴肩，选定其长度15_6=8mm。f)该段与c段作用相同，但考虑到轴在减速器箱体上轴承座的配合，故取l6=101mm。g)该段与b段等同，取l7=30mm。(5)中间轴II轴的结构设计1 )拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：a)I段轴用于安装轴承7208C,故取直径为40mm0b)II段该段轴要安装小齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经度计算，直径定为46mmoc)III段为轴肩，相比较II段，取轴肩高度为6mm,故该段直径为58mm。d)IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为46mm。e)V段安装轴承，与I段相同直径为

51、40mm。2 )根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：a)I轴段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208c宽度B=18mm,该段选为28mm。b)II轴段安装小齿轮，小齿轮轮毂宽度为Bi=110mm,考虑到齿轮齿宽的影响，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取该轴段长度为106mm。c)III轴段为定位轴肩，定该轴段长度8mm0d)IV轴段用于安装大齿轮，大齿轮轮毂宽度为65mm,考虑到齿轮齿宽的影响，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取该轴段长度为61mm。e)V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。(6) 低速轴III轴的结构设计1 )拟定轴上

52、零件的装配方案轴的各段直径a)I段轴用于安装轴承7213C,故取直径为65mm。b)II段该段轴要安装大齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，取轴肩高度为2.5mm,经强度计算，将该轴段直径定为70mm。c)III段为定位轴肩，取轴肩高度为6mm,则该轴段直径为82mm。d)IV段直径与II段相同，直径为70mm。e)V段安装轴承，与I段相同直径为65mm0f)VI段直径61mm。g)VII轴段与联轴器相连接，从上可知，选取GYS7S联轴器，轴孔直径为55mm,故取该轴段直径为55mm。2 )根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) I段轴承安装轴承和挡油环，7213c宽度B=23mm,该段长度选3

53、0mm。b) II段轴与大齿轮相配合，且大齿轮轮毂宽度为B2=105mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故去该轴段长度为101mm。c) III段为定位轴肩，取该轴肩长度8mm0d) IV段同II段，轴段直径相同，则可取该轴段长度为74mm。e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为30mm0f) VI长度为35mm。g) VII长度与联轴器有关，且联轴器为GYS7®凸缘联轴器，联轴器连接毂孔长度为112mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该段的长度应比轮毂长度稍短一些，则取该轴段长度为110mm。(7) A轴的结构设计1 )A轴轴

54、径的确定a) 该轴段与凸缘联轴器GYS7相连接，且该联轴器的孔径为55mm,故该段轴径为55mmob) 该轴段与轴承7220C相配合，通过查表可知该轴承的孔径为100mm,则可确定该段轴径为100mm。c) 此段需有一轴肩，以固定轴承与轴的配合，另一端与螺旋轴焊接，螺旋轴外径为121mm,则可取该段轴径为140mm。2 )A轴各轴段长度的确定a) 凸缘联轴器GYS7的毂孔长度为112mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该段的长度应比轮毂长度稍短一些，则取该轴段长度为110mm。b) 该轴段需与滚动轴承座间接配合，轴上分别有轴段端盖、轴段挡圈、角接触轴承，通过设计计算，取该段长度为146mm。c) 该段为轴肩段，且一端与螺旋轴焊接，故可取该段长度为30mm。(8) B轴的结构设计1 )B轴轴径的确定a) 该轴段的一端与螺旋轴相焊接，一端固定轴承座，故需一轴肩，同A轴，可取该段轴径为140mm。b) 该轴段为B轴的输出端，为固定轴承与传动螺旋轴用，且知轴承孔径为100mm,则可知