1、螺旋輸送機的傳動裝置設計說明書題目三：螺旋輸送機的傳動裝置設計下圖為螺旋輸送機的六種傳動方案，設計該螺旋輸送機傳動系統螺旋輸送機的傳動方案1.設計數據與要求螺旋輸送機的設計數據如下表所示。該輸送機連續單向運轉，用于輸送散粒物料，如谷物、型沙、煤等，工作載荷較平穩，使用壽命為8年，每年300個工作日，兩班制工作。一般機械廠小批量制造。O7U0F學號-方案編號17-a)輸送螺旋轉速n（r/min）170輸送螺旋所受阻力矩T（Nm）1002.設計任務1）分析各種傳動方案的優缺點，選擇（或由教師指定）一種方案，進行傳動系統設計。2）確定電動機的功率與轉速，分配各級傳動的傳動比，并進行運動及動力參數計算

2、。3）進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數。4）對齒輪減速器進行結構設計，并繪制減速器裝配圖。5）對低速軸上的軸承以及軸等進行壽命計算和強度校核計算。6）對主要零件如軸、齒輪、箱體等進行結構設計，并繪制零件工作圖。7）編寫設計計算說明書。一、電動機的選擇1、電動機類型的選擇選才¥Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇(1)傳動裝置的總效率：V帶傳動效率你二°96股滾動軸承效率恒°"辦一級圓柱齒輪減速器傳動效率為二0號7%聯軸器效率%°#9_3二12343=0.960.990.970.99=0.895(2)電機所需的功率:9550-PWnP

3、W1009550nP1.78kwPd1.781.99kw0.895因為載荷平穩，P"略大于心即可，根據丫系列電機技術數據，選電機的額定功率為2.2kw。(3)確定電機轉速,輸送螺旋輸送機軸轉速”wnw17(r/minV帶傳動比范圍是24,以及圓柱齒輪減速器5,則總傳動比范圍1020,ia10:20ndianw1700:340CT/min方電機型號額定功率同步轉速/滿載轉速傳動比案/kwn/(r/min)i1Y90L-22.23000/28402.91i21Y100L1-42.2：1500/14201.5i3Y112M-62.21000/940i綜合價格和傳動裝置結構緊湊考慮選擇方案2

4、,即電機型號Y100L1-4二、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比nm1420ia-m8.353nw1702、分配各級傳動比取V帶傳動傳動比io12,則減速器的傳動比為.ia8.353/。公i-4.176io12注：以上分配只是初步分配，實際傳動比必須在傳動零件參數確定后算出。一般，實際值與設計求值允許有3%-5%K差。動力學參數計算PFd1.99kw-借由解件42kw/、m棒軸)Pm1p9kw/min9550t9550nm林20r-min955009550P955095501.991490（大帶輪、高速軸142013.383NM13.383NM13.383NM臥帶輪1.99冊同61.

5、91kw似帶橄到加品1.91kwP1142c99700rdmin91kwn01420710r/min奧cp2-Qc710H/95in2cAz9550P2955079025.6N9550g9550盤25.6N9550員955071125.6N710PSi%910.990.971.835kw237123./0.990.971.835kw17199D2r0/9min1.835kw95509550P29550n2n295500.02835nin1178329550170.02170.02103.07N103.07N103.07N（螺旋輸送機軸）*in蹄P4!70l：0i35m0n990.991.798

6、kw孱蟾嚼500t磐100.7睇3簪舞娜娜M軸名功P/KWT/NM轉速n/(r/min)傳動比i效率T0軸1.9913.3814201軸1.91125.671020.962軸1.84103.591704.1760.963軸1.8010117010.98四、傳動零件的設計計算V帶傳動的設計計算1、確定計算功率由教材P156表8-7取kA=1.2PCaKaP1.21.992.388w2、選擇v帶的帶型根據Pg%由教材上圖8-11選用A型3、確定帶輪的基準直徑4并驗算帶速V(1)初選小帶輪基準直徑dk。由教材上表8-7和8-9,取小帶輪基準直徑必90mm(2)驗算帶速V。按書上式子8-13驗算帶速d

7、dE3.141001420vd117.4313m/s601000601000因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。(3)計算大帶輪的基準直徑。根據書上式子8-15a,計算大帶輪基準直徑dd2idd12100=200mm根據表8-9查的為標準值。4、確定V帶中心距a和基準長度Ld(1)根據教材式子8-20,0.7ddidd2)210ab2(ddidd2)600初確定中心距%500mm由式子8-22計算帶所需的基準長度2Ld 2a0 -(ddi dd2)(dd2ddi)4%(200100)212500+(100+200)+-mm245001476mm由教材上表8-2選帶的基準長度=

8、1430mm(3)按式子8-23計算實際中心距aa a。Ld2Ld0(5001430 14762)477 mm按式子8-24,計算中心距變化范圍amina0.015Ld4770.0151430455.55mmamaxa0.03Ld4770.031430519.9mm為455.55519.9mm5、驗算小帶輪上包角11180o(dd2dd1)57318co(200100)57.3168o120o6、計算帶的根數Z(1)計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=100mmn1420/min,查表8-4得p01.32w根據n1420/min,i2和A型帶，查表8-5得P0.17w查表8-6得K0.98查表

9、8-2得Kl0.96,所以P=(P0+P)KKl(1.320.17)0.980.961.402w(2)計算V帶根數ZPCa2.388d1.7Fr1.4027、計算單根V帶的初拉力F0由表8-3得V帶的單位長度質量q=0.105kg/m,所以F0(2.5 K )Pca500-匕K zv2+qv5005.0.98)=388+0.105(7.4313)20.9827.4313=130.398N8、計算壓軸力Fp1168oFp2zF0sin122130.398sin518.74Np228、結論選用A型V帶2根，基準長度1430mm帶輪基準直徑dd110cmmdd2200mm中心距控制在a=455.44

10、mm-519.9mm單根初拉力F0130.3918齒輪傳動的設計計算1、選齒輪類型，精度等級，材料及齒數(1)按圖10-26所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為200。(2)參考表10-6,選7級精度(3)材料選擇，由表10-1和其工作環境為多灰塵環境，選擇球墨鑄鐵,小齒輪QT500-5,240HBs大齒輪QT600-2,200HBS(4)選小齒輪齒數z19,大齒輪齒數Z2uz4.1761979.35取Z280,2、按齒面接觸疲勞強度設計(1)由式子10-11試算小齒輪分度圓直徑，即d1t 32%工 u 1 (ZhZeZ)2a)確定公式中的各參數值?試選KHt1.3?計算小齒輪傳遞的

11、轉矩工25.6Nm2.56104Nmm?由表10-7選取齒寬系數d1?由圖10-20查得區域系數Zh2.5?由表10-5查得材料的彈性影響系數Ze173.9MP4/2?由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數Za1arccosz1cos/(z12ha)arccos19cos20o/(192)31.767oa2arccosz2cos/(z22ha)arccos80cos20o/(802)23.54o乙(tana1tan)z2(tana2tan)/219(tan31.767otan20o)z2(tan23.54otan20o)/21.685zJ3：0.8784?計算接觸疲勞許用應力h由圖10-25

12、a查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為Hlm1610MPaHlm2550MPa由式10-15計算應力循環次數N160nljLh607101(283008)_91.63610N2N1/u1.636109/4.213.885108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(岫0.9,Khn20.95取失效概率為1%安全系數S=1,由式10-14得_KHN1Hlim10.9610lccH1549MPaS1h2KHN2Hlim20.95550522.5MPaS1取二者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即hh2522.5MPab)計算小分度圓直徑dit2KhXu1/ZhZeZ、23'()duhj2

13、1.32.561044.211,2.5173.90.8784、23.()14.21522.535.3mm(2)調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度Vd1tn13.1435.3710v60100060000齒寬b1.31m/sbdd1t135.335.3nm2)計算實際載荷系數Kh?由表10-2查的使用系數Ka1?根據v1.31m/s、七級精度，由圖10-8查得動載荷系數Kv1.05?齒輪的圓周力Ft12T"d1t22.56104/35.31.45103N3KAFt1/b11.4510/35.341.07N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數Kh1

14、.2?查表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承對稱布置，得齒向載荷分布系數Kh1.3078,由此，得到實際載荷系數、KhKaKvKhKh11.051.21.30781.6483)由式10-12可得分度圓直徑d1d1t注35.3臂38.21mm由式子10-13可按實際載荷系數算得齒輪模數d138.21m12.014193、按齒根彎曲疲勞強度設計螺旋輸送機的傳動裝置設計說明書(1)由式子10-5計算模數二2小丁丫YFaYmt3l(7-r)dz1Fa)確定公式中各參數值?試選KFt1.3?由式子10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數0.750.75Y0.250.250.695a1.6853計算

15、YaYaf事由圖10-17查得齒形系數YFa12.85Yfr2.2254由圖10-18查得應力修正系數Yh1.54/r1.7754由圖10-24a查得小齒輪和大齒輪的遲恩彎曲疲勞極限分別為Flim1425,Flim2410*由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數Kfni0.85Kfn20.88取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式子10-14得fiK FN 1 Flim1S0.85 425一258.036 MPa1.4F 2KFN 2 F lim2S0.88 410277.538 MPa1.4YFaYafi2.85 1.54258.0360.017YFaYaF22.225 1.775 0.014232

16、77.5384、幾何尺寸計算因為小齒輪的大，取YaYaYaYa0.017ffib)計算模數2KFtTYFaXa3丁T7321.32.56104V1192(2)調整齒輪模數?圓周速度d1mz1.2961924.6nmd1nl3.1424.6710v110.915m/s60100060000?齒寬bbdd1124.624.6nm?寬高比b/h*h(2hac)mi(210.25)1.2962.916nmb/h8.442)計算實際載荷系數Kf?根據v=0.915m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數K1.02?由Ft121/&22.56104/24.6242.079103N1 2.079

17、10324.62484.43 100N? 查表10-3得齒間載荷分配系數Kf1.2?由表10-4得用插值法查得Kh1.3066, Kf1.27則載荷系數為 KfKaKvKf Kf1 1.02 1.2 1.27 1.55? 由式子10-13得按實際載荷系數算得齒輪模數m mt 3 -K 1.296 3,1：55 1.376mm &v 1.3按就近原則取模數m=Z則 d138.21mm, z1d138.2119.10511m 2取 z 20,止匕時 mt 1.96mm兩足，z2 4.176520 83.53而 7 PQ 834.17654.15取4 83, i 4.15 , 6%204.1

18、765所以改小齒輪齒數為21,則Z2 21 4.1765 87.7,選大齒輪齒數88._ 4.1765 88/214.17653.34% 6%合理螺旋輸送機的傳動裝置設計說明書(1)44m21242mmd24m882179mm(2)計算中心距a(d1d2)/m(17642)/2109Tlm(3)計算齒輪寬度bdd114242mmbb(5:10)(47:52)mm取b150mm,b2b42mm5、圓整中心距后的強度校核a110齒輪變位后副幾何尺寸發生變化，應重新校核齒輪強度(1)計算變位系數和?計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數arccos(acos)/aarccos

19、(109cos20o)/11021.38引z4+z22188109xx,x2(invinv)z/(2tan)(inv21.385oinv20o)109/2tan20o0.5173y(aa)/m(110109)/20.5yxy0.51730.50.0173從圖10-21a可知當前的變位系數，提高了齒輪強度但是重合度有所下降。?分配變位系數X,x2由圖10-21b可知，坐標點(z/2,x/2)=(54.5,0.2586)位于L14與L15兩線之間，按這兩條線做射線，再從橫坐標的Z,Z2處做垂線，與射線交點的縱坐標分別是X0.336x20.225(2)齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10

20、-10中各參數，查表查圖查圖把ZiKhKaKvKhT12.56104Nu4.1905,ZHKh1mm,d2.5,Ze代入式子10-10得2KHT1u13ddu1.051.21.30821.6481,d142mm,173.9,Z0.08784ZhZeZ21.6482.561045.1931424.1905453.569n522.5(3)齒根彎曲疲勞強度校核KfFt12.5173.90.8784KaKvKfKf11.061.3091.271.762d1n16010002T1/d13.1442710600001.56m/s22.56104/421219.0NKaFm11219.05一A-29100N

21、4210-3/10-4得Kf1.2,Kh1.309,Kf1.27(2ha2.56c)m4.5,b/h9.334,10Nmm10-17得10-18得Yfb1YSa121代入式子F12.825%2.2250.751.55,YSa21.785,Y0.250.69510-6得到32dm乙1.7622.8251.550.6952.651041821280.56F12KFTYFa2Ysa2YF232dm421.7622.251.7850.6952.651041821273.89f2齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞能力大于大齒輪6、主要結論齒數Z121,Z288,模數m=2mmB力角20

22、°,變位系數為0.336x20.22即心距a=110mm齒寬匕50mmb42mm。小齒輪選用球墨鑄鐵（調質），大齒輪選用球墨鑄鐵（調質）。齒輪按7級精度設計。五、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、軸結構設計選用45調質，硬度217255HBs圖2.1根據教材15-2式，并查表15-3,取A0=103126,取A0115,軸最小直徑：dA03P1153；9；15.995考慮有鍵槽，將直徑增大5%則：d=15.995X（1+5%）=16.795選d=18mm心L1裝大帶輪處B(z1)e2f(21)1521035mm取L1=35mm4L2處為大帶輪的定位軸肩和裝入軸承端蓋，所以軸肩高度a(0

23、.07:0.1)181.26:1.8mmd22ad120.52:21.6mm取d221mm。t1.2d螺栓=1.26=7.2mm所以蓋寬取11mm端蓋外斷面與帶輪間距取10mm所以L2=21mm。半左側軸承從左側裝入，考慮軸承拆裝方便，裝軸承處d3應大于d2,所以d3d2(1：3)22:24mm,但為了滿足軸承型號要求，取d3d725mm,選用深溝球軸承6305,(d=25mm.D=62mm,B=17mmdn257101.77510416104,采用脂潤滑，應該在軸承內側加擋油環，選擋油環寬度為15mm所以L3L7171532mm本考慮齒輪分度圓直徑較小，把軸做成齒輪軸，所以d542mmL5=

24、50mm4L4,L6段都為擋油環定位軸肩d4d6(0.07:0.1)d7d726.75:27.5mmMd4d6=27mmL4L65mm綜上軸總長L180mmo2、計算軸上載荷由上述各段軸長度可得軸承支撐跨距l107mm小齒輪分度圓直徑d142mm,轉矩T12.56104Nmm根據教材公式10-3計算得螺旋輸送機的傳動裝置設計說明書2T122.5610圓周力Ft111219Nd142徑向力Fr1Ft1tan1219tan20o443.68N圖2.2螺旋輸送機的傳動裝置設計說明書FayFByF21221.84NFiFazFbzF1609.5N2MC1FAyAC11868.44NmmMC2FAzAC

25、32608.25NmmMCM2C1MC234700.98NmmTT12.56104Nmm3、計算軸上載荷轉動產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取0.6,彎矩最大截面處的當量彎矩Mec：MC2IT)237948.5NmmcaMec0.1d3337948.50.1 4235.122Mpa材料為45鋼調質，查得160Mpa , ca 1故安全。因為是齒輪軸，雖然有鍵槽和軸肩但是最小直徑是根據扭轉強度較為寬裕的尺寸確定的所以無需進行危險界面的校核。輸出軸的設計計算1.軸結構計算選用45調質，硬度217255HBs圖2.3根據教材公式15-2,表15-3得A0=103126,取A0115考慮有鍵槽，將直徑

26、增大5%則d=25.4x(1+5%)=26.67mm選d=28mm齒輪在箱體中央，相對于兩軸承對稱布置，齒輪左面由軸肩定位，右面由軸套定位，周向用鍵過度配合，兩軸承分別以擋油環定位，周向用過度配合，軸呈階梯狀，左軸承從左邊裝入，右軸承和聯軸器從右面裝入。4右數第一段裝配聯軸器，查手冊(GB/T5843-1986)彈性柱銷聯軸器，選HL2中J型，軸孔直徑28mm軸孔長度L=44mmD=120mm綜上L144mm,d128mm聯軸器計算轉矩TcaKaT2,查表14-1,考慮轉矩變化很小，故取KA1.3,TcaKaT21.3103.589134.67Nmm315Nmm(查表GB/T5014-1985

27、)4選用深溝球軸承6306,(d=30mm.D=72mm,B=19mm3d630mm,選用擋油環寬度13mmL6191332mm4為滿足聯軸器定位需求，L2處應起一軸肩，又因為d330mmd229mm,L219mm4第四段安裝大齒輪，L4應比軸轂略短些，選L440mm,d431mm為與主動軸滿足軸承位置相同，且大齒輪對稱布置，參照主動軸尺寸。L343.5mm,第五段為大齒輪定位軸肩，L58.5mm,d534mm。2 .計算軸上載荷軸承支撐跨距為105mmAC=CB=52,.5mm：齒輪分度圓直徑-_3_d2176mm,T2103.5910Nmm根據教材公式10-3計算得圓周力Ft2今T產1.1

28、77 103N徑向力Fr2Ft2tan1177tan20o428.45N圖2.4FAyFBy2224.225NFt2FAzFBzt2588.5N2MC1FAyAC11246.8NmmMC2FAzAC30896.3NmmMC.M2clMC232879.6NmmT1103589Nmm3 .計算軸上載荷轉動產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取0.6,彎矩最大截面處的當量彎矩Mec.MC2(T)270314.4Nmmecca0.1d；70314.40.1 31323.6Mpa材料為45鋼調質，查得160Mpa,ca1故安全。4 .判斷危險截面鍵槽、軸肩及過度配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于

29、最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以只需校核大齒輪與軸套過盈配合引起應力集中最嚴重的截面兩側就可以。?大齒輪與軸套接觸截面的軸套側抗彎截面系數W0.1d；2700mm3抗扭截面系數W0.2d35400mm3軸套側截面的彎矩MMC521920865.9Nmm52截面上的扭矩T2103.59103Nmm截面上的彎曲應力bM7.73MpaW截面上的扭轉切應力TT219.18MpaWT軸為45調質，由表15-1得B640Mpa,1275Mpa,1155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數，按附表3-2查得，r1D0.033,1.033,1.8,1.30d30d由附圖3-1可得軸材料的敏性系

30、數為q0.73,q0.8K1q(1)10.73(1.8-1)=1.584K1q(1)10.8(1.3-1)=1.24由附圖3-2的尺寸系數0.85由附圖3-3得0.9軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數0.92軸未經表面強化處理，即q1,按式子3-12,及3-14b得綜合系數(K1-1)1q1.5840.85111.950.92(K11)1q1.240.9111.460.92又由己3-1、己3-2得碳鋼的特性系數為0.1:0.2，取0.05:0.1，取0.10.05于是計算安全系數Sca值，按式子15-615-8計算得22.6792751.5847.655015519.1819.18.Se

31、acaS SS2 S21.240.05紀679包52710.97S1.5.(22.679)2(12.527)2故安全。?大齒輪與軸套接觸截面的齒輪側抗彎截面系數W股表15-4中公式計算抗彎截面系數W0.1d30.13132979.1mm3抗扭截面系數WT0.2d35958.2mm3軸套側截面的彎矩M20667.2Nmm截面上的扭矩T2103.59103Nmm截面上的彎曲應力bM20667.26.937MpaW2979.1截面上的扭轉切應力TT217.386MpaWT過盈配合處由附表3-8用插值法求出，并取0.8,于是有K2.136,K1.71,軸按磨削加工，由附圖3-4彳導表面質量系數0.92

32、軸未經表面強化處理，即q1,按式子3-12,及3-14b得綜合系數K111K(1)2.13612.222q0.92K111K(1)1.7111.796q0.92于是計算安全系數Sca值，按式子15-615-8計算得S127516.18Kam2.2227.6550S1-8.754K19.1819.18Kam1.7960.0522cSS16.188.754c彳lSca1.6996S1.5商S2J(16.18)2(8.754)2故安全，因無瞬時過載和應力循環不對稱性，所以可以省去靜強度校核。六、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：Lh28300838400h1、計算輸入軸軸承(630

33、5)已知ni710r/minFa0,Fa0e,FrJf；F21297.2N按表13-6查得，fd1.0：1.2取fd1.2按表13-5查得，X=1,Y=0根據式子13-8a計算Pfd(XFrYFa)1.211297.21556.679N根據式子13-6,求軸承應有的基本額定動載荷為60nlLh1061556.67960 710 3840010618.34kw按照手冊選取 Cr22.2kw, C0r 11.5kw106Cr(r)60 710 P10622.2 103 3()60 7101556.67968085h 38400h在壽命上滿足要求。2、計算輸入軸軸承(6306)已知 n2 170r

34、/ min Fa 0, -Fa 0 Fre, Fr Jf； Fr2 1252.5N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根據式子13-8a計算Pfd(XFrYFa)1.211252.51503N根據式子13-6,求軸承應有的基本額定動載荷為60n1Lh6017038400CP16n15033611kw101-,10按照手冊選取Cr27.0kw,C0r15.2kw106Cr106271033L(r)()3568347.8h38400h60710P601701503在壽命上滿足要求。七、鍵連接的選擇及校核計算1、大帶輪與的平鍵連接校核選用A型鍵

35、6628已知T013.38Nm,大帶輪處尺寸為DL1815材料為45鋼的鍵連接許用擠壓應力為r120Mpa根據公式6-122.525Mpa R4000T0400013.38hld186(286)故安全。2、大齒輪的平鍵連接校核選用A型鍵8736已知T25.6Nm,大帶輪處尺寸為DL3142材料為45鋼的鍵連接許用擠壓應力為r120Mpa根據公式6-1P甯400025.6731(368)16.835MpaR故安全。2、聯軸器的平鍵連接校核選用B型鍵8740已知T125.6Nm大帶輪處尺寸為DL3142材料為45鋼的鍵連接許用擠壓應力為r120Mpa護墳八Ta4000T04000103.06“r1根據公式6-1P65.727MpaRh