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 100（N m）2.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

2、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：场V带传动效率敗二0 96-滚动轴承效率J也一级圆柱齿轮减速器传动效率厂0 97伽联轴器效率呢_3=12 3 43=0.96 0.990.97 0.99=0.895(2) 电机所需的功率:T 9550-PWn1009550-i1.78kwPw1.780.895nPd1.9

3、9kw因为载荷平稳，P。略大于5即可，根据丫系列电机技术数据，选电机 的额定功率为2.2kw。(3) 确定电机转速卜，输送螺旋输送机轴转速n 170/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: 20rd ianw 1700: 3400/min方电机型号额定功率同步转速/满载转速传动比案/kwn/(r/mi n)i1Y90L-22.23000/28402.91i2Y100L1-42.2P1500/14201.5i3Y112M-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Y100L1-4二、计算总传动比及分配各级的传动比

4、1、总传动比nm 1420iam8.353nw 1702、分配各级传动比取V带传动传动比i01 2，则减速器的传动比为ia 8.3531 4.176G 2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冰差。三、P Fd 1.99kw0轴nm电机轴、小、m带轮轴）P0 nmuJPWLmin 1.99 T0 9m501420r95m011420 T09550 09550T09550 R9550 142）1轴（大带轮、高速轴）420动力学参数计算13.383N13.383N13.383NP由P大带轮1.9高速轴6 1.91kw P由大带轮、

5、0高速轴96 1.91kw P114299 700r6/min91kwn1 n 14Q0710r/mi n* 9（550=2 9550 豊“ T19550P 9550 總T19550F 9550 7.112轴（低速轴）710P轴 低速轴）91 0. 0.97P 2 3 71 久2 n1 $550 9550 F2 9550 n2（螺旋输送机轴） 船np2 4 170磯5曜99 0.99 1.798kw 爲書碍證。0!磐祖鏘% 加耀映M25.6N25.6N25.6N2P比T2T21.835kwO/97i n 1.835kw710170.02r / min42176）550.0|2835nin 4,

6、17 9550 髓170.02103.07N103.07N103.07 N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1.9913.3814201轴1.91：25.671020.962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=1.2pca KAP 1.2 1.99 2.388w2、选择v带的带型PT旳由教材上图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dn。由教材上表8-7和8-9，取小带轮基准直径cd1

7、 90mm(2) 验算带速V。按书上式子8-13验算带速ddm3.14 100 1420v d1 17.4313m/s60 1000 60 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Lc(1)根据教材式子8-20 ,0.7仇1 dd2) 210 a0 2(dd1 dd2)600初确定中心距ao 500mm由式子8-22计算带所需的基准长度2 a。2 (ddidd2)2(dd2 ddi)4%2 500+(100+200)

8、+2(200 100)24 500mm1476mm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a)477 mm2Ld Ld sc 14301476、a a0 (5002按式子8-24，计算中心距变化范围amin 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11680 12057 31 180 (dd2 dd1) 18Co (200 1a6、计算带的根数Z(1) 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=100mm n 1420/min,查表

9、8-4 得 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K 0.98查表8-2得Kl 0.96,所以P二(P+ P) K Kl (1.32 0.17) 0.98 0.96 1.402w(2) 计算V带根数ZPCa 2.388 彳 丁1.7R 1.4027、计算单根V带的初拉力F0F0 500斗空+打由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以K zv500 （25 0.98）2.388 +0.105 （7.4313）2 0.98 2 7.4313=130.398N8、计算压轴力Fp4168OFp 2zF0sin 12 2 130.

10、398 sin 518.74N22&结论选用A型V带2根，基准长度1430mm带轮基准直径dd1 100mmdd2 200mm 中心距控制在 a=455.44mn 519.9mm 单根初拉力 Fd 130.3918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 20 0。（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z 19大齿轮齿数Z2 uz 4.176 19 79.

11、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 32KhJ u 1 （ZhZeZ）2a）确定公式中的各参数值?试选KHt3计算小齿轮传递的转矩1125.6N 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? 由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 173.9MPa/2? 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数 Za1 arccosR cos /( 2,) arccos19 cos20o/(19 2) 31.7670a2 arccosz2 cos /(z2 2ha ) arccos80 co

12、s20/(80 2) 23.54z1(tan a1 tan ) z2(tan a2 tan ) / 2 19 (tan 31.767 tan20) z (tan 23.54 tan 20) / 2 1.685z0.8784? 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 lim1610MPaHlim2550MPa由式10-15计算应力循环次数N160n1 jLh 60 710 1 (2 8 300 8)91.636 10N2 N1 /u 1.636 109/4.213.885 108由图10-23查取接触疲劳寿叩系数 心汕.9,khn2 0.95 取失效概率为1

13、%安全系数S=1，由式10-14得_K HN1 H lim10.9 610H 1 549MPaS1H2Khn2 Hlim2 0.95 550 522.5MPaS1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 522.5IPab)计算小分度圆直径d1t32Kh“ u 1 ZhZeZ、27 u (h)32 1.3 2.56 104 4.211(2.5 173.9 0.8784)21)x 135.3mm(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V4.21522.5d1t n160 1000314 如 7101.31m/s60000齿宽b35.3 35.3nm2)计

14、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Ft1 2T1 /d1t 2 2.56 104 /35.31.45 103N3KAF/b 1 1.45 10 /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 KaKv Kh Kh 1 1.05 1.2 1.3078 1.6483)由式10-12可得分度圆直径d1 d1t35.31.648

15、38.21mmU： 1.3由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数d138.21192.013、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式子10-5计算模数mt3*1丫 丫a)dZ2 fa）确定公式中各参数值?试选心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 0.251633 0.695计算丫f-由图10-17查得齿形系数YFa12.85YF龙 2.225-由图10-18查得应力修正系数YSai 1.54Xa2 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 心1 0.85K

16、fn2 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 lim2SF】1F 20.85425258.036 MPa 1.40.88 410 277.538 MPa 1.4YFaYaF12.85 1.54258.0360.017F2進运 0.01423277.538因为小齿轮的大，取苦丫咛0.017b）计算模数42 13 256 100.017 0.695 1.296mm1 192(2)调整齿轮模数? 圆周速度d1 mtz 1.29619 24.6nmd1 m60 10003.1424.6710600000.915 m/ s齿宽bb dd1 1

17、24.6 24.6nm宽高比b/hh (2ha* c*)m (2 1 0.25) 1.296 2.916nmb/h 8.44 2)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Kv 1.02? 由 Fi 2T/C1 2 2.56 104/24.624 2.079 1CFnKAFt1 1 2.079 103b24.62484.43 100N? 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，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

18、得齿轮模数m mt3KF1.29631.551.376 mm, KFti 1.3按就近原则取模数 m=2则d1 38.21mm, z1 d1 些1 19.105 11m 2取 z 20，此时 m 1.966nmf满足，z2 4.176520 83.53z 83.834.17654.15取 Z,83, i4.15， 6%204.1765所以改小齿轮齿数为21，则Z2 21 4.1765 87.7，选大齿轮齿数4.1765 88/214.17653.34%6%合理4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径qd2m 21 2 42mmz)m 88 2176mm(2)计算中心距a d2)/m(176 42)

19、/2 109mm(3)计算齿轮宽度bd d11 4242mmb1b (5: 10)(47 : 52)mm取50mm，b.b42mm5、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arccosGcos )/a arccos(109 cos20)/11021.3853zZ|+z2 21 88 109xx, x2 (inv inv )z /(2tan )(inV21.3853 inv20o) 109/2tan200.5173y (a a)/ m (110109) /20.5y

20、 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。? 分配变位系数为,冷由图 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) 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式 10-10中各参数，KhKaKvKhKh 11.05 1.2 1.30821.648查表查图查图把Z1T12.56 104Nmm, d1,d142mm,u 4.1905, ZH 代入式子10-1

21、0得2.5,Ze173.9,Z0.087842KhT1 u 1 -Zh ZeZ.3dd1u2 1.648 2.56 104 5.1931 424.1905453.569 n522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核KfFt1KaSf Kf1 1.062.51.30960 1000173.9 0.87841.271.7623.14 42 710600001.56m/ s2 2.56 104/42 1219.0N隅 L1219.05 29 100N4210-3/10-4 得 Kf 1.2, Kh 1.309, Kf 1.27(2ha2.56c )m 4.5,b/ h 9.33410 N mm10-17

22、得10-18 得YFa1Ysa121代入式子F12.825, YFa2 2.2251.55,YSa2 1.785 , Y 0.250.750.69510-6得到2心進1丫3 2 dm Z11.762 2.825 1.55 0.695 2.65 1041 8 21280.56 F12如丫卩玄2匕丫F 2 3一2一dm乙2 1.762 2.25 1.785 0.695 2.65 1041 8 21273.89 f】2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=2mnt压力角20，变位系数X, 0.336禺 0.22沖心距 a

23、=110mm齿宽 d 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217255HBS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 A語 11515.995考虑有键槽，将直径增大 5%贝I：d=15.995 X （1+5%）=16.795选 d=18mm- L1装大带轮处B (z 1)e 2f (2 1) 15 2 10 35mm取 Li=35mm心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 :

24、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。4 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)m d 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 L717 15 32mm心 考

25、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 d726.75: 27.5mm取 d4 d6=27mmL4“ 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2.56 1 04N mm根据教材公式10-3计算得圆周力 Fti 2Tl 2 2.56 11219Nd142径向力 Fr1 Ft1tan1219 tan 20o 443.68N根据两轴对称布置可得AC=CB=53.5mmMttMr1图2.2Fy FBy 豆 221

26、.84NA B 2Faz Fbz Ft1 609.5N2M C1FAy AC 11868.44N mmM C2 FAz AC 32608.25N mmM C M 2C1 MC2 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)2 37948.5N mmMecca0.1da37948.5 匚ex 3 5.122Mpa 0.1 423材料为45钢调质，查得160Mpa， 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

27、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A0 115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28mm轴孔长度L=44mm D=120mm综上 L|44mm,

28、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 mm 315N mm (查表 GB/T5014-1985)4 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口 为满足联轴器定位需求，L2处应起一轴肩，又因为d3 30mm d2 29mm， 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，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。L343.5mm，第

29、五段为大齿轮定位轴肩， L58.5mm, d5 34mm。2.计算轴上载荷轴承支撑跨距为105mm AC=CB=52,.5mmfc齿轮分度圆直径3d2176mm， T2103.59 10 N mm根据教材公式10-3计算得圆周力巳2T22 103.59 104d21761.177 103N径向力 Fr2 Ft2 tan1177 tan20 428.45 N588.5N11246.8N mm2ACM c iM C 2FbzFt2MeAC30896.3N mm,M 2C1 MC2 32879.6N mmT T|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，取的当量弯矩Me

30、c , M(T)270314.4N mmcaM0.1d；ec70314l 23.6Mpa0.1 313ir0.6，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抗弯截面系数W O.ldg 2700mm3抗扭截面系数 Wt 0.2d；5400mm3轴套侧截面的弯矩M MC 52 1920865.9N mm52截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面

31、上的弯曲应力b M 7.73MpaW截面上的扭转切应力T T219.18MpaWT轴为45调质，由表15-1得B 640 Mpa, 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，r 1D0.033, 1.033，1.8,1.30d 30d由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q 0.73, q 0.8K 1 q (1) 10.73 ( 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

32、 1，按式子3-12,及3-14b得综合系数K1八11.5841cK(1)11.95q0.850.92K1 11.241K(1)11.46q0.90.92又由E 3-1、E 3-2得碳钢的特性系数为0.10.050.1: 0.2,取0.05: 0.1，取于是计算安全系数Sca值，按式子15-615-8计算得275Sca22.6791.584 7.655 0155124 19.18 005 19.18 12.5271.24 0.05 2 2S SS2 S222.679 1252710.97 s 1.5(22.679)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

33、15-4中公式计算抗弯截面系数 W 0.1d30.1 3132979.1mm3抗扭截面系数W 0.2d35958.2mm3轴套侧截面的弯矩M 20667.2 N mm 截面上的扭矩T2103.59 103N mm截面上的弯曲应力b M 20667.2 6.937MpaW 2979.1截面上的扭转切应力TT217.386MpaWT过盈配合处K由附表3-8用插值法求出，并取K 0.8K，于是有 K 2.136, K 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q 1，按式子3-12,及3-14b得综合系数K11iK (1)2.136 12.222q0.92K11

34、1K (1)1.7111.796q0.92于是计算安全系数Sca值，按式子15-615-8计算得S 1 275 16.18K am 2.222 7.655 0S11558.754K19.1819.18K am 1.7960.052 2cS S16.18 8.754,Sca t 1.6996S 1.5尺S2 J(16.18)2(8.754)2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：Lh 2 8 300 8 38400h1、计算输入轴轴承（6305）已知 ni 710r /min Fa 0,0 e， Fr jFti F

35、“F r1297.2N按表 13-6 查得,fd 1.0： 1.2取fd 1.2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根据式子13-6，求轴承应有的基本额定动载何为1556.679Nc r )60n丄h60 710 38400 “C Pj61556.679 3618.34kwV 106X106按照手册选取 Cr22.2kw, C0r 11.5kw106Cr10622.2 103 338400hL()()68085h60 710 P60 7101556.679在寿命上满足要求。2、计算输入轴轴承（6306）已知 n2 17

36、0r / minFa 0, Fa 0 e， Fr Jf/ F：Fr1252.5N按表 13-6 查得，fd 1.0: 1.2取fd 1.2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 1252.5 1503N根据式子13-6，求轴承应有的基本额定动载何为C PJ粘 1503 P7 11kw38400h按照手册选取 Cr 27.0kw,C0r 15.2kwL106 (Cr)106(27 103)360 710 P60 1701503在寿命上满足要求。568347.8h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r120Mpa根据公式 6 14000%4000 13.3822.525Mpar根据厶式6-1phld18 6 (28 6)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 31 42材料为45钢的键连接许用挤压应力为r120Mpa根据厶式6 14000T0400