螺旋輸送機的傳動裝置設計.docx

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1、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(tǒng)。 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(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300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 17-a） 輸送螺旋轉速（） 170 輸送螺旋所受阻力矩（） 100 2. 設計任務 1）分析各種傳動方案的優(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） 確定電動機的功率與轉速，分配各級傳動的傳動比，并進行運動及

2、動力參數計算。 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 選擇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： η1V帶傳動效率η1=0.96 η2滾動軸承效率η2=0.99 η3一級圓柱齒輪減速器傳動效率η3=0.97 η4聯(lián)軸器效率η4=0.

3、99 （2）電機所需的功率： 因為載荷平穩(wěn)，Ped略大于Pd即可，根據Y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nd ,輸送螺旋輸送機軸轉速nw V帶傳動比范圍是2～4，以及圓柱齒輪減速器，則總傳動比范圍10～20， 方案 電機型號 額定功率/kw 同步轉速/滿載轉速n/(r/min) 傳動比 i 1 Y90L-2 2.2 3000/2840 2.91i 2 Y100L1-4 2.2 1500/1420 1.5i 3 Y112M-6 2.2 1000/940 i 綜合價格和傳動裝置結構緊湊考

4、慮選擇方案2，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 2、 分配各級傳動比 取V帶傳動傳動比，則減速器的傳動比為 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%誤差。 三、動力學參數計算 0軸（電機軸、小帶輪軸） 將結果列成表格 軸名 功率P/KW 轉矩T/NM 轉速n/(r/min) 傳動比i 效率η 0軸 1.99 13.38 1420 1軸 1.91 25.6 710 2 0.96 2軸 1.84 103

5、.59 170 4.176 0.96 3軸 1.80 101 170 1 0.98 四、傳動零件的設計計算 u V帶傳動的設計計算 1、 確定計算功率Pca 由教材P156表8-7取kA=1.2 2、 選擇v帶的帶型 根據Pca、n1由教材上圖8-11選用A型 3、 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V （1） 初選小帶輪基準直徑。由教材上表8-7和8-9，取小帶輪基準直徑 （2） 驗算帶速V。按書上式子8-13驗算帶速 因為5m/s

6、表8-9查的為標準值。 4、 確定V帶中心距a和基準長度 （1） 根據教材式子8-20， 初確定中心距 （2） 由式子8-22計算帶所需的基準長度 由教材上表8-2選帶的基準長度Ld=1430mm （3） 按式子8-23計算實際中心距a 按式子8-24，計算中心距變化范圍 為455.55～519.9mm 5、 驗算小帶輪上包角 6、 計算帶的根數Z （1） 計算單根V帶的額定功率 由=100mm，，查表8-4得 根據，和A型帶，查表8-5得 查表8-6得 查表8-2得，所以 （2） 計算V帶根數Z 取2根 7、 計算單根V帶的初拉

7、力 由表8-3得V帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以 8、計算壓軸力 8、 結論 選用A型V帶2根，基準長度1430mm，帶輪基準直徑 中心距控制在a=455.44mm—519.9mm，單根初拉力 u 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。 （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(huán)境為多灰塵環(huán)境，選擇球墨鑄鐵,小齒輪QT500-5，240HBS,大齒輪QT600-2，200HBS。 （4） 選小齒輪齒數大齒輪齒數取 2、

8、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 a) 確定公式中的各參數值 試選 計算小齒輪傳遞的轉矩 由表10-7選取齒寬系數 由圖10-20查得區(qū)域系數 由表10-5查得材料的彈性影響系數 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數 計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25a查得小齒輪和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 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數 取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-14得 取二者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 b) 計算小

9、分度圓直徑 （2） 調整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度V 齒寬b 2) 計算實際載荷系數 由表10-2查的使用系數 根據、七級精度，由圖10-8查得動載荷系數 齒輪的圓周力 查表10-3得齒間載荷分配系數 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，由此，得到實際載荷系數、 3) 由式10-12可得分度圓直徑 由式子10-13可按實際載荷系數算得齒輪模數 3、 按齒根彎曲疲勞強度設計 （1） 由式子10-5計算模數 a) 確定公式中各參數值 試選

10、 由式子10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數 計算 l 由圖10-17查得齒形系數 l 由圖10-18查得應力修正系數 l 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 l 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式子10-14得 因為小齒輪的大，取 b) 計算模數 （2） 調整齒輪模數 圓周速度 齒寬b 寬高比b/h 2）計算實際載荷系數 根據v=0.915m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數 由 查表10-3得齒間載荷分配系數 由表10-4得

11、用插值法查得， 則載荷系數為 由式子10-13得按實際載荷系數算得齒輪模數 按就近原則取模數m=2，則 取，此時滿足， 取，， 所以改小齒輪齒數為21，則，選大齒輪齒數88. 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、 圓整中心距后的強度校核 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 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

12、。 分配變位系數 由圖10-21b可知，坐標點=（54.5,0.2586）位于L14與L15兩線之間，按這兩條線做射線，再從橫坐標的處做垂線，與射線交點的縱坐標分別是 （2） 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式10-10中各參數， （3） 齒根彎曲疲勞強度校核 查表10-3/10-4得 查圖10-17得 查圖10-18得 把代入式子10-6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，模數m=2mm,壓力角，變位系數 中心距a=110mm，齒寬。

13、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 u 輸入軸的設計計算 1、 軸結構設計 選用45調質，硬度217~255HBS 根據教材15-2式，并查表15-3，取=103～126，取, 軸最小直徑： 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=15.995(1+5%)=16.795 ∴選d=18mm l 裝大帶輪處 取 l 處為大帶輪的定位軸肩和裝入軸承端蓋，所以軸肩高度 取。 所以蓋寬取11mm，端蓋外斷面與帶輪間距取10mm，所以 。 l 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

14、以，但為了滿足軸承型號要求，取，選用深溝球軸承6305，（d=25mm.D=62mm,B=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15mm，所以 l 考慮齒輪分度圓直徑較小，把軸做成齒輪軸，所以 l 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10-3計算得 圓周力 徑向力 根據兩軸對稱布置可得AC=CB=53.5mm 3、 計算軸上載荷 轉動產生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取，彎矩最大截面處 的當量彎矩 材料為45鋼調質，查得，故

15、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。 u 輸出軸的設計計算 1. 軸結構計算 選用45調質，硬度217~255HBS 根據教材公式15-2，表15-3得=103～126，取 考慮有鍵槽，將直徑增大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(huán)定位，周向用過度配合，軸呈階梯狀，左軸承從左邊裝入，右軸承和聯(lián)軸器從右面裝入。 l 右數第一段裝配聯(lián)軸器，查手冊（GB/T58

16、43-1986）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=120mm。綜上 聯(lián)軸器計算轉矩，查表14-1，考慮轉矩變化很小，故取，（查表GB/T5014-1985） l 選用深溝球軸承6306，（d=30mm.D=72mm,B=19mm），，選用擋油環(huán)寬度13mm， l 為滿足聯(lián)軸器定位需求，處應起一軸肩，又因為 ， l 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，AC=CB=52,.5mm大齒輪分度圓直徑

17、 ， 根據教材公式10-3計算得 圓周力 徑向力 3. 計算軸上載荷 轉動產生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取，彎矩最大截面處 的當量彎矩 材料為45鋼調質，查得，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 抗扭截面系數 軸套側截面的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸為45調質，由表15-1得 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， ， 由附圖3-1可得軸材料的敏性系數為 由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數 軸未經表面強化處理，即，按式子3-12,及3-14b得綜合系數 頁 20