螺旋输送机的传动装置设计

1、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.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（Nm）100.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

2、，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：EV带传动效率5=0-96T|2滚动轴承效率T12=0.99一级圆柱齿轮减速器传动效率:0.97T14联轴器效率|口4二0.99_3二12343=0.960.990.970.99=0.895(2)电机所需的功率:T9550-PWnPw1009550nFW1.78kwPd1.780.8951.99kw因为载荷平稳，略大于Pd即可，

3、根据Y系列电机技术数据，选电机的额定功率为。(3)确定电机转速以，输送螺旋输送机轴转速口.nw17CT/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,ia10:20ndianw1700：3400r/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-23000/28402Y100L1-41500/14203Y112M-61000/940i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1、总传动比nm1420nw1708.3532、分配各级传动比取V带传动传动比 临2,则减速器

4、的传动比为ia8.3534.176i01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%1差。三、动力学参数计算0Ptt P电机跳kW、带轮轴）n0 Pm 1420w/minn nm 1|420 r / min 199T0 9550 r0 9550.13.383N MT0 9550 n0 9550 1420 13.383N M n014201轴（大带轮、高速轴）制P：叫轮1.99更那96 1.91kwPn1n1P01142(99 1420T1i01p295501 95509550 吊 9550 n10.96 1.91kw710r /

5、min710r / min1.9171071025.6N M25.6N M2轴 P轴 P2n2 n2（低速轴）呼叫.91FRnlnl!95953 711091471064r9550n295500.99 0.97 1.835kw0.99 0.97 1.835kw170.02r/min170.02r/min1.8351170352103.07N M103.07 N M1.8350.990.991：798kw9550盛100歌M170：02n2n147106170.02r/minP1.835955029550103.07NMn2170.023轴(螺旋输送机轴)n2n32170.02r/min1F3F

6、2421.8350.990.991.798kw巳1.798T2955029550100.99NMr3170.02将结果列成表格轴名功率P/KW转矩T/NM转速n/(r/mir)传动比i效率40轴14201轴171022轴1703轴1011701四、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Px由教材P156表8-7取kA=FCaKaP1.21.992.38kw2、选择v带的带型根据/由教材上图8-11选用A型(D初选小带轮基准直径dd1由教材上表8-7和8-9 ,取小带轮3、确定带轮的基准直径dd并验算带速V(2)验算带速V按书上式子dd1rl3.14v 8-13验算带速100 14

7、20 7.4313 m / s基准直径dd190mm601000601000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dd2idd12100=200mm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8-20,0.7ddidd2)210a02(ddidd2)600初确定中心距a050cmm(2)由式子8-22计算带所需的基准长度2Ld2a0 (ddidd2) TOC o 1-5 h z (dd2ddi)4a0,(200100)22500+100+200)+-mm245001476mm由教材上表8-2

8、选带的基准长度Ld=l430nn(3)按式子8-23计算实际中心距aLdLm14301476、aa0(500)477mm022按式子8-24,计算中心距变化范围amina0.015Ld4770.0151430455.55mmamaxa0.03Ld4770.031430519.9mm为5、验算小带轮上包角1c5730c57了cc1180o(dd2dd1)-180o(200100)168o120o1d2d1a4776、计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr由cd1=100mmn1420/min,查表8-4得P01.32w根据r1420/min,i2和A型带，查表8-5得P00.17w查表8

9、-6得K0.98查表8-2得Kl0.9。所以P=(P+POKKl(1.320.17)0.980.961.402w(2)计算V带根数Z取2根7、计算单根V带的初拉力Fo由表8-3得V带的单位长度质量q=m所以Fo500(2.5K)Pca+qv2Kzv500(250.98)88+0.105(7.4313)20.9827.4313=130.398N8、计算压轴力Fpp1168oFd2zF0sin22130.398sin518.74Np0228、结论选用A型V带2根，基准长度1430mm带轮基准直径dd1100mmdd2200mm中心距控制在a=-,单根初拉力司130.398齿轮传动的设计计算1、选齿

10、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419大齿轮齿数Z2U44.1761979.35,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 32%工 u 1 (ZhZeZh)2a)确定公式中的各参数值试选KHt1.3计算小齿轮传递的转矩T125.6Nm2.56104Nmm由表10-7选取齿宽系数d由图10-2

11、0查得区域系数ZH2.51/2由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze173.9MPa由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Za1arccosz1cos/(z12ha)arccos19cos20o/(192)31.767oa2arccosz2cos/(z22ha)arccos80cos20o/(802)23.54oz(tana1tan)Z2(tana2tan)/2_oooo_19(tan31.767tan20)z(tan23.54tan20)/21.685z0.8784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川而1 610MPa 川而2 550MPa由式10-

12、15计算应力循环次数N1 60nljLh 60 710 1 (2 8 300 8) 1.636 109 _ 9_N2 N1/u 1.636 10 /4.21 3.885 108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hiH 2KHN1 H lim1SKhN 2 H lim 2S0.9 6101549MPa0.95 5501522.5MPa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 522.5MPab）计算小分度圆直径,2小工 u 1 ,ZhZeZ、2d1tL 丁 (VHT)力2 1.3 2.56 104

13、 4.21 1 2.5 173.9 0.8784 03；()；14.21522.535.3mm（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Vd1n 3.14 35.3 710 v 60 100060000齿宽b1.31m /sbdd1t 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齿轮的圆周力Ft1 2Tl/d1t 2 2.56 104 /35.3 1.45 103 NKAFt1/b 1 1.45 103 /35.3 41.07N / mm 100N / mm

14、查表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2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 Kh 1 1.05 1.2 1.3078 1.6483）由式10-12可得分度圆直径d1 dt JKH- 35.3 J1.648 38.21mm心- 1.3由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数d1Zi38.21192.013、按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式子10-5计算模数mt32KFtTY(YFaYSaf2 dZ1a)确定公式中各参数值试选Kr 1.3由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.750.

15、75Y 0.25 0.25 0.6951.6853计算处f4由图10-17查得齿形系数YFa1 2.85YFa2 2.2254 由图10-18查得应力修正系数 % 1.54Y2 1.775码 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Kfni 0.85Kfn20.88取弯曲疲劳安全系数S=,由式子10-14得fiF 2K FN 1SK FN 2SF lim1F lim20.85 425 258.036 MPa1.40.88 410277.538 MPa1.4YaYsafi2.85 1.54258.03

16、60.017YaYsaF 22.225 1.775 0.01423277.538因为小齿轮的大，取 YFa迄 YFaYa 0.017 f fib)计算模数mt320TiY (YFaYaf2 dZ1_42 1.3 2.56 100.017 0.695 1.296mm(2)调整齿轮模数圆周速度amt41.2961924.6nmd1nl60 10003.14 24.6 710600000.915m /s齿宽bbdd1124.624.6nm宽高比b/h*h(2hac)n(210.25)1.2962.916nmb/h8.442)计算实际载荷系数Kf根据v=s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.0

17、2由Ft12T1/d122.56104/24.6242.079103NKa%b1 2.079 10324.62484.43 100N TOC o 1-5 h z 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,Kf1.27则载荷系数为KfKaKvKfKf11.021.21.271.55由式子10-13得按实际载荷系数算得齿轮模数 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document K-1.55mmt31.29631.376mm.、KFt1.3按就近原则取模数m=Z则d138.21mm,乙d138.2119.105m2取z120

18、,止匕时m1.96mm商足，&4.17652083.53取 Z2 83,834 154.17654.1520.4.17656%所以改小齿轮齿数为21,则4214.176587.7,选大齿轮齿数88._ 4.1765 88/214.17653.34% 6%合理4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径dzm21242mmd2z2m882176nm(2)计算中心距a(ad2)/m(17642)/2109Tlm(3)计算齿轮宽度bdd114242mmb1b(5:10)(47:52)mm取b150mm,t2b42mm5、圆整中心距后的强度校核a110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

19、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)/aarccos(109cos20o)/11021.385z4+z22188109xx1x2(invinv)z/(2tan)(inv21.38Sinv200)109/2tan200.5173y(aa)/m(110109)/20.5yxy0.51730.50.0173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K,X2由图10-21b可知，坐标点(z/2,X/2)=(,)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

20、分别是X10.336X20.225(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 1.3082 1.648Ti-42.56 10 N4.1905,Zhmm, 2.5,Z1,d1 42mm,173.9, Z0.08784代入式子10-10得2KHT1 u 1dd3 uZhZeZ2 1.648 2.56 104 5.191 423 4.19052.5173.9 0.8784453.569 n 522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核KfKaKvKfKf 1 1.061.3091.27 1.762d1nl3.14 42 71060 1000

21、600001.56m / s21/& 2 2.56 104/42 1219.0队KaFm 1 1219.05 , -29 100N42查表 10-3/10-4 得 Kf1.2,Kh 1.309, Kf 1.27h (2hac )m 4.5,b/h 9.332.564 .10 N mm查图10-17得Yfb12.825,YFa2 2.225查图10-18得YSa11.55,YSa2 1.7850.250.75 0.695把Z121代入式子10-6得到2限31丫&1丫F132dm乙21.7622.8251.550.6952.65104-2182180.56f12KFTYFa2Ysa2YF23一2一

22、dmzi21.7622.251.7850.6952.6510421821273.89f2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、主要结论齿数乙21,z288,模数m=2mmB力角20,变位系数%0.336x20.22讣心距a=110mm齿宽“50mm,b242mm。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根据教材15-2式，并查表15-3,取A0=103126,取A0115,轴最小直径：dA）将1153琮115.995考虑有键槽，将直径增大5%则：

23、d=x（1+5%）=选d=18mm4L1装大带轮处B（z1）e2f（21）1521035mm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）181.26:1.8mmd22ad120.52:21.6mmt1.2d螺栓=1.26=7.2mm所以盖宽取11mm端盖外断面与带轮间距取10mm所以L2=21mm。上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d3d2(1：3)22:24mm,但为了满足轴承型号要求，取3d725mm,选用深沟球轴承6305,(d=62mm,B=17nmmdn257101.77510416104,采用脂润滑，

24、应该在轴承内侧加挡油环，选挡油环宽度为15mm所以L3L7171532mm*考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以d542mmL5=50mm$L4,L6段都为挡油环定位轴肩d4d6(0.07：0.1)d7d726.75：27.5mmMd4d6=27mmL4L65mm综上轴总长L180mm。2、计算轴上载荷由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距l107mm小齿轮分度圆直径d142mm,转矩T12.56104Nmm根据教材公式10-3计算得2122.56104圆周力Ft111219Nd42径向力Fr1Ft1tan1219tan20o443.68N根据两轴对称布置可得AC=CB=221.84NFti

25、FazFbz609.5N2MC1FAyAC11868.44NmmMC2FAzAC32608.25NmmMCM2clMC234700.98NmmCCIC2TT12.56104Nmm3、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)237948.5NmmcaMec ec0.1d337948.50.1 4235.122Mpa材料为45钢调质，查得160Mpa,caJ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.轴结构计算选用45调质，硬度217255HBs根据教

26、材公式15-2,表15-3得Ao=103126,取Ao115,AP2”.8340dA)3,115325.4mm；n2.170考虑有键槽，将直径增大5%则d=(1+5%)=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。$右数第一段装配联轴器，查手册(GB/T5843-1986)弹性柱销联轴器，选HL2中J型，轴孑L直径28mmM孑L长度L=44mmD=120mm综上L144mm,d128mm联轴器计算转矩TcaKaT2,查表14-1,考虑转矩变化很小，故取KA1.3,TcaKAT21.3103.589134.67Nmm315Nmm(查表GB/T5014-1985)选用深沟球轴承6306,(d=72mm,B=19n)imd3d630mm,选用挡油环宽度13mmL6191332mm$为满足联轴器定位需求，12处应起一轴肩，又因为d330mmd229mm,L219mm$第四段安装大齿轮，L4应比轴毂略短些，选L440mm,d431mm为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照