螺旋輸送機的傳動裝置設計

1、題目三 : 螺旋輸送機得傳動裝置設計1、設計數(shù)據與要求 螺旋輸送機得設計數(shù)據如下表所示。該輸送機連續(xù)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(wěn) ,使用壽命為 8年,每年 30個工 作日，兩班制工作 . 一般機械廠小批量制造。學號方案編號1- )輸送螺旋轉速 ()170輸送螺旋所受阻力矩 ( )102、 設計任務1) 分析各種傳動方案得優(yōu)缺點 ,選擇(或由教師指定 )一種方案 ,進行傳動系 統(tǒng)設計。2) 確定電動機得功率與轉速 , 分配各級傳動得傳動比 , 并進行運動及動力 參數(shù)計算 .3) 進行傳動零部件得強度計算，確定其主要參數(shù)。4) 對齒輪減速器進行結構設計 ,

2、并繪制減速器裝配圖 .5) 對低速軸上得軸承以及軸等進行壽命計算與強度校核計算 .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、電動機得選擇1、電動機類型得選擇 選擇 Y 系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇(1 )傳動裝置得總效率：V 帶傳動效率滾動軸承效率一級圓柱齒輪減速器傳動效率聯(lián)軸器效率（）電機所需得功率因為載荷平穩(wěn) , 略大于 即可,根據 Y系列電機技術數(shù)據 , 選電機 得額定功率為 2、2kw。（ ）確定電機轉速, 輸送螺旋輸送機軸轉速帶傳動比范圍就是 24, 以及圓柱齒輪減速器 ,則總傳動比范圍 10 0，方案電機型號額

3、定功率 /kw同步 轉速/ 滿載 轉速 n/（r/min）傳動比 i1Y90L-22、23000/28402、91i2Y100L1-42、21500/14201、5i3Y112M-62、21000/940i綜合價格與傳動裝置結構緊湊考慮選擇方案 2, 即電機型號 Y10L14二、計算總傳動比及分配各級得傳動比1、總傳動比2、分配各級傳動比 取帶傳動傳動比 ,則減速器得傳動比為注：以上分配只就是初步分配， 實際傳動比必須在傳動零件參數(shù)確定后算出。 一般，實際值與設計求值允許有 3%5%誤差。P Pd 1.99kw0nP0軸（nP電dm 機1軸.492、90k小rw/帶m輪in軸 ）9nP5dm5

4、01P.490290kr9w/55m0in 1.99 99n55m55001nP4020r99/5555m00in 14.9290 9550 nP0 9550 14.9290 大帶n輪0 、高速軸）1420三、動力學參數(shù)計算nP0Tn00Tn00T01軸1P軸1 （P大0 帶1輪1、.9高9 速0軸.96） 1.91kw1P軸1 （Pn大00 帶11輪4、210.高99速軸0.9）6 1.91kwPin0010 114210.99 77011.009rr6/ mm1iinn.91kw 010 1420 710r /minP122 9557010r1/.9m1in 25.6NnPP1 9550

5、117.199011 25.6NnP11 9550 17.1901 25.6N71013.383NnP013.383N13.383 NnP11n1Tn11T1 2軸 2P2軸2P2軸n29550 nP1 9550 9550 nP11 9550 低速n軸1 ） PP1低低2速速3軸軸）1） Pn11 2 3 P1 2 ni11 2 ni11 9i550 9550 P2 9550 n22 n20.99 0.97 1.835kw0.99 0.97 1.835kw 107.09.902r0/.9m7in 1.835kw 170.02r / min3軸.9137110.91347.1170.69144P

6、7.2111770669551070.012.8r3/5min103.07N9550 1117.88033.0552 103.07N99555500 11177.8003.00522 110033.0077NN 螺旋輸送機軸）將2結軸名nminnn122minP112m0in.990.99 1.798kw9PP522544022P2 11.9885335550 00.1199.9977998800.999910110.77999988NkkwwM111177.770099.008822 110000.9999NN MM功率P/KW轉矩T/NM0軸1軸2軸3軸1、991、911、841、8013

7、、3825、6103、59101轉速 n/（r/min） 1420710170170傳動比 i 效率4、1760、960、960、98四、傳動零件得設計計算V 帶傳動得設計計算1、確定計算功率由教材 156表 7 取 A=1、22、選擇v 帶得帶型根據 由教材上圖 8-11 選用 A 型3、確定帶輪得基準直徑并驗算帶速（1）初選小帶輪基準直徑 由教材上表 87與 89,取小帶輪基 準直徑（ 2） 驗算帶速 V按書上式子 13 驗算帶速因為 5m/v3m/, 故帶速合適。（3） 計算大帶輪得基準直徑 . 根據書上式子 815a,計算大帶輪 基準直徑根據表 8查得為標準值 .4、確定 V帶中心距

8、a 與基準長度 （ 1） 根據教材式子 820,初確定中心距（2）由式子 2 計算帶所需得基準長度由教材上表 2 選帶得基準長度（3）按式子 23 計算實際中心距 a按式子 -2, 計算中心距變化范圍為 4 5、 55 9、 9 m5、驗算小帶輪上包角57.357.31 180 （dd2 dd1）180 （200 100） 168 120a4776、計算帶得根數(shù)（1）計算單根 V 帶得額定功率 由 =100mm，, 查表 -4 得 根據,與A型帶,查表 85得 查表得 查表 82 得 , 所以Pr =（P0+ P0）K KL （1.32 0.17） 0.98 0.96 1.402kw（2）計算

9、 V 帶根數(shù) Z取根7、計算單根 V 帶得初拉力 由表 83 得 V帶得單位長度質量 q=0、05kg/m, 所以8、計算壓軸力8、結論 選用 A型 V帶2 根，基準長度 1430m,帶輪基準直徑 中心距控制在 45、4 m 19、 mm ，單根初拉力齒輪傳動得設計計算1、 選齒輪類型，精度等級 , 材料及齒數(shù)( 1) 按圖 026 所示得傳動方案 , 選用直齒圓柱齒輪傳動 , 壓力 角為。(2) 參考表 6,選 7 級精度(3) 材料選擇 ,由表 1與其工作環(huán)境為多灰塵環(huán)境 , 選擇球 墨鑄鐵 , 小齒輪 QT50 5, 40 BS，大齒輪 T60 ,200HS.( 4) 選小齒輪齒數(shù)大齒輪

10、齒數(shù)取2、 按齒面接觸疲勞強度設計( 1) 由式子 1-11 試算小齒輪分度圓直徑 , 即a) 確定公式中得各參數(shù)值 ? 試選? 計算小齒輪傳遞得轉矩? 由表 10 7 選取齒寬系數(shù)? 由圖 0-2 查得區(qū)域系數(shù)? 由表 1 查得材料得彈性影響系數(shù)? 由式 10- 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) z1(tan a1 tan ) z2 (tan a2 tan )/2 19 (tan 31.767 tan20 ) z2 (tan 23.54 tan20 ) /2 1.685? 計算接觸疲勞許用應力 由圖 1 5a 查得小齒輪與大齒輪接觸疲勞極限分別為由式 10 15 計算應力循環(huán)次數(shù)由圖 0-23

11、查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為 1%,安全系數(shù) =，由式 10-14 得取二者中較小者作為該齒輪副得接觸疲勞許用應力，即b) 計算小分度圓直徑2) 調整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數(shù)前得數(shù)據準備? 圓周速度 V? 齒寬 b2) 計算實際載荷系數(shù)? 由表 12 查得使用系數(shù)? 根據、七級精度，由圖 10 8 查得動載荷系數(shù)? 齒輪得圓周力查表 103 得齒間載荷分配系數(shù)? 查表 0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(shù) ,由此，得到實際載荷系數(shù)、3) 由式 12 可得分度圓直徑由式子 10-13 可按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)3、按齒根彎曲疲勞強度設計(1

12、) 由式子 105 計算模數(shù)a) 確定公式中各參數(shù)值? 試選? 由式子 05 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)? 計算由圖 1017 查得齒形系數(shù)由圖 10 8查得應力修正系數(shù)由圖 10 24查得小齒輪與大齒輪得遲恩彎曲疲勞極限分別為由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù) =、 4，由式子 10-4 得因為小齒輪得大 ,取 b) 計算模數(shù)( 2) 調整齒輪模數(shù) ? 圓周速度齒寬 b寬高比 b 2) 計算實際載荷系數(shù)? 根據=0、1ms，7級精度,由圖 10查得動載系數(shù) ?由? 查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù)? 由表 0 4 得用插值法查得 ， 則載荷系數(shù)為? 由式子 0 1

13、得按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)按就近原則取模數(shù)，則取, 此時滿足， 取，, 所以改小齒輪齒數(shù)為 21，則，選大齒輪齒數(shù) 8、 合理4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距(3)計算齒輪寬度取,5、 圓整中心距后得強度校核齒輪變位后副幾何尺寸發(fā)生變化 ,應重新校核齒輪強度 (1) 計算變位系數(shù)與? 計算嚙合角、齒數(shù)與、變位系數(shù)與、中心距變動系數(shù)與齒頂高 降低系數(shù)arccos(a cos )/a arccos(109 cos20 ) /110 21.385 z z1+z2 21 88 109x x1 x2 (inv inv )z / (2 tan ) (inv21.385 inv20 )

14、 109 / 2 tan20 0.5173從圖 10-21a 可知當前得變位系數(shù) ,提高了齒輪強度但就是重合度有所下 降。? 分配變位系數(shù)由圖 1021b 可知,坐標點 =（54、5，、 58）位于 L14與 15兩線之 間，按這兩條線做射線 ,再從橫坐標得處做垂線，與射線交點得縱坐標分 別就是（ 2） 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式 1010 中各參數(shù) ,3）齒根彎曲疲勞強度校核查表 03/10 得 查圖 017 得 查圖 1018 得把代入式子 - 得到 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(shù) ,模數(shù) m=2m ，壓力角

15、,變位系數(shù)中心距 a=110mm,齒寬.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、軸得設計計算輸入軸得設計計算1、 軸結構設計選用4調質,硬度 21725HBS根據教材 15-2 式,并查表 153，取 3126，取， 軸最小直徑 :考慮有鍵槽，將直徑增大 5%,則：d15、95（1+5%）=16、95 選 d=8mm裝大帶輪處取 處為大帶輪得定位軸肩與裝入軸承端蓋 ,所以軸肩高度取。所以蓋寬取 11m,端蓋外斷面與帶輪間距取 10 m，所以 . 左側軸承從左側裝入 , 考慮軸承拆裝方便 ,裝軸承處應大于，所 以，但為了滿足軸承型號要求， 取,

16、 選用深溝球軸承 630, （ =25mm、D=6mm, =17mm）, 采用脂潤滑 , 應該在軸承內側加擋油環(huán) , 選擋油環(huán)寬度為 5mm所, 以考慮齒輪分度圓直徑較小 ,把軸做成齒輪軸 ,所以 段都為擋油環(huán)定位軸肩綜上軸總長 。2、 計算軸上載荷 由上述各段軸長度可得軸承支撐跨距 小齒輪分度圓直徑 ，轉矩 根據教材公式 13 計算得 圓周力 徑向力根據兩軸對稱布置可得 C B5、5mmFAyFByFr12221.84NFAzFBzFt12609.5NM C1FAyAC11868.44NmmMC2FAzAC32608.25NmmMCM2C1M C2 34700.98N轉動產生得扭轉切應力按脈

17、動循環(huán)變化 ,取，彎矩最大截面處 得當量彎矩材料為 4鋼調質 ,查得 ，故安全。因為就是齒輪軸 ,雖然有鍵槽與軸肩但就是最小直徑就是根據扭轉強度較為寬 裕得尺寸確定得所以無需進行危險界面得校核 .輸出軸得設計計算1. 軸結構計算選用 45 調質，硬度 17HBS根據教材公式 15-2,表 5-3得 03126，取考慮有鍵槽 ,將直徑增大 5,則 d=25、4x（1+%）=26、 7mm 選 d=2 mm, 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(huán)定位 ,周向用過度配合，軸呈階梯狀 , 左軸承從左邊裝入，右軸 承與聯(lián)軸器

18、從右面裝入。右數(shù)第一段裝配聯(lián)軸器 ,查手冊（ GB/T584 1 86）彈性柱銷 聯(lián)軸器，選 HL2中J 型,軸孔直徑 28mm軸, 孔長度 L=44mm，D= 20mm綜上聯(lián)軸器計算轉矩，查表 1-1 ，考慮轉矩變化很小，故取 , （查 表 G 54- 985）選用深溝球軸承 6，（ 3 mm、D7 ,B=19mm，） 選用擋油環(huán)寬度 1 m,為滿足聯(lián)軸器定位需求 , 處應起一軸肩，又因為第四段安裝大齒輪， 應比軸轂略短些 ,選， 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。 ,第五段為大齒輪定位軸肩 ,.2. 計算軸上載荷軸承支撐跨距為 105mm,A=B2,、5mm 大齒輪分度圓直 徑根據教材公式 03 計算得 圓周力徑向力FAyFByFr22224.225NFAzFBzFt22588.5NM C1FAyAC11246.8NmmMC2FAzAC30896.3NmmMCM2C1M C2 32879.6N mmT T1 103589N mm3. 計算軸上載荷 轉動產生得扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取 , 彎矩最大截面處 得當量彎矩材料為 4鋼調質，查得 , 故安全。4. 判斷危險截面 鍵槽