螺旋輸送機的傳動裝置設(shè)計

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1、題目三：螺旋輸送機的傳動裝置設(shè)計 下圖為螺旋輸送機的六種傳動方案，設(shè)計該螺旋輸送機傳動系統(tǒng)。 螺旋輸送機的傳動方案 1. 設(shè)計數(shù)據(jù)與要求 螺旋輸送機的設(shè)計數(shù)據(jù)如下表所示。該輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，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(xué)號-方案編號 17-a） 輸送螺旋轉(zhuǎn)速（） 170 輸送螺旋所受阻力矩（） 100 2. 設(shè)計任務(wù) 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(shè)計。 2） 確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速，分配各級傳動的傳動比，并進行運動及

2、動力參數(shù)計算。 3）進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數(shù)。 4）對齒輪減速器進行結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計，并繪制零件工作圖。 7）編寫設(shè)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(jù)Y系列電機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電機的額定功率為2.2kw。 （3）確定電機轉(zhuǎn)速nd ,輸送螺旋輸送機軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(shù)確定后算出。一般，實際值與設(shè)計求值允許有3%～5%誤差。 三、動力學(xué)參數(shù)計算 0軸（電機軸、小帶輪軸） 將結(jié)果列成表格 軸名 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/NM 轉(zhuǎn)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(shè)計計算 u V帶傳動的設(shè)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(jù)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(jù)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(shù)Z （1） 計算單根V帶的額定功率 由=100mm，，查表8-4得 根據(jù)，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(shù)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(zhì)量q=0.105kg/m，所以 8、計算壓軸力 8、 結(jié)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(shè)計計算 1、 選齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) （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(shù)大齒輪齒數(shù)取 2、

8、按齒面接觸疲勞強度設(shè)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(shù)值 試選 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 由表10-7選取齒寬系數(shù) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%，安全系數(shù)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(yīng)力，即 b) 計算小

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

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

11、用插值法查得， 則載荷系數(shù)為 由式子10-13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)m=2，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)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(yīng)重新校核齒輪強度 （1） 計算變位系數(shù)和 計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù) 從圖10-21a可知當(dāng)前的變位系數(shù)，提高了齒輪強度但是重合度有所下降

12、。 分配變位系數(shù) 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(shù)， （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(jié)論 齒數(shù)，模數(shù)m=2mm,壓力角，變位系數(shù) 中心距a=110mm，齒寬。

13、小齒輪選用球墨鑄鐵（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用球墨鑄鐵（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。 五、軸的設(shè)計計算 u 輸入軸的設(shè)計計算 1、 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)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(cè)軸承從左側(cè)裝入，考慮軸承拆裝方便，裝軸承處應(yīng)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(yīng)該在軸承內(nèi)側(cè)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(zhuǎn)矩 根據(jù)教材公式10-3計算得 圓周力 徑向力 根據(jù)兩軸對稱布置可得AC=CB=53.5mm 3、 計算軸上載荷 轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取，彎矩最大截面處 的當(dāng)量彎矩 材料為45鋼調(diào)質(zhì)，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(jù)扭轉(zhuǎn)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(shè)計計算 1. 軸結(jié)構(gòu)計算 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)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(shù)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(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)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(yīng)起一軸肩，又因為 ， l 第四段安裝大齒輪，應(yīng)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(jù)教材公式10-3計算得 圓周力 徑向力 3. 計算軸上載荷 轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取，彎矩最大截面處 的當(dāng)量彎矩 材料為45鋼調(diào)質(zhì)，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(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于最小直徑是按扭轉(zhuǎn)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(yīng)力集中最嚴重的截面兩側(cè)就可以。 大齒輪與軸套接觸截面的軸套側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 軸套側(cè)截面的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸為45調(diào)質(zhì)，由表15-1得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，按附表3-2查得， ， 由附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式子3-12,及3-14b得綜合系數(shù)