螺旋输送机的传动装置设计

题目三：螺旋输送机的传动装置设计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1. 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（）170输送螺旋所受阻力矩（）1002. 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，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择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：1V带传动效率1=0.962滚动轴承效率2=0.993一级圆柱齿轮减速器传动效率3=0.974联轴器效率4=0.99（2）电机所需的功率：因为载荷平稳，Ped略大于Pd即可，根据Y系列电机技术数据，选电机的额定功率为2.2kw。（3）确定电机转速nd ,输送螺旋输送机轴转速nwV带传动比范围是24，以及圆柱齿轮减速器，则总传动比范围1020，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-22.23000/28402.91i2Y100L1-42.21500/14201.5i3Y112M-62.21000/940i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2、 分配各级传动比取V带传动传动比，则减速器的传动比为注：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%误差。三、动力学参数计算0轴（电机轴、小带轮轴）将结果列成表格轴名功率P/KW转矩T/NM转速n/(r/min)传动比i效率0轴1.9913.3814201轴1.9125.671020.962轴1.84103.591704.1760.963轴1.8010117010.98四、传动零件的设计计算u V带传动的设计计算1、 确定计算功率Pca由教材P156表8-7取kA=1.22、 选择v带的带型根据Pca、n1由教材上图8-11选用A型3、 确定带轮的基准直径并验算带速V（1） 初选小带轮基准直径。由教材上表8-7和8-9，取小带轮基准直径（2） 验算带速V。按书上式子8-13验算带速因为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（1） 根据教材式子8-20，初确定中心距（2） 由式子8-22计算带所需的基准长度由教材上表8-2选带的基准长度Ld=1430mm（3） 按式子8-23计算实际中心距a按式子8-24，计算中心距变化范围为455.55519.9mm5、 验算小带轮上包角6、 计算带的根数Z（1） 计算单根V带的额定功率由=100mm，查表8-4得根据，和A型带，查表8-5得查表8-6得查表8-2得，所以（2） 计算V带根数Z取2根7、 计算单根V带的初拉力由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以8、计算压轴力8、 结论选用A型V带2根，基准长度1430mm，带轮基准直径中心距控制在a=455.44mm519.9mm，单根初拉力u 齿轮传动的设计计算1、 选齿轮类型，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。（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） 选小齿轮齿数大齿轮齿数取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a) 确定公式中的各参数值 试选 计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数 由图10-20查得区域系数 由表10-5查得材料的弹性影响系数 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数 计算接触疲劳许用应力由图10-25a查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为由式10-15计算应力循环次数由图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即b) 计算小分度圆直径（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V 齿宽b2) 计算实际载荷系数 由表10-2查的使用系数 根据、七级精度，由图10-8查得动载荷系数 齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数 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，由此，得到实际载荷系数、3) 由式10-12可得分度圆直径由式子10-13可按实际载荷系数算得齿轮模数3、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式子10-5计算模数a) 确定公式中各参数值 试选 由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数 计算l 由图10-17查得齿形系数l 由图10-18查得应力修正系数l 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l 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式子10-14得因为小齿轮的大，取b) 计算模数（2） 调整齿轮模数 圆周速度 齿宽b 宽高比b/h2）计算实际载荷系数 根据v=0.915m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数 由 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表10-4得用插值法查得，则载荷系数为 由式子10-13得按实际载荷系数算得齿轮模数按就近原则取模数m=2，则取，此时满足，取，所以改小齿轮齿数为21，则，选大齿轮齿数88. 合理4、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 （2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度取，5、 圆整中心距后的强度校核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。 分配变位系数由图10-21b可知，坐标点=（54.5,0.2586）位于L14与L15两线之间，按这两条线做射线，再从横坐标的处做垂线，与射线交点的纵坐标分别是（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，（3） 齿根弯曲疲劳强度校核查表10-3/10-4得查图10-17得 查图10-18得 把代入式子10-6得到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，模数m=2mm,压力角，变位系数中心距a=110mm，齿宽。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u 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=103126，取,轴最小直径：考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=15.995(1+5%)=16.795选d=18mml 装大带轮处取l 处为大带轮的定位轴肩和装入轴承端盖，所以轴肩高度取。所以盖宽取11mm，端盖外断面与带轮间距取10mm，所以。l 左侧轴承从左侧装入，考虑轴承拆装方便，装轴承处应大于，所以，但为了满足轴承型号要求，取，选用深沟球轴承6305，（d=25mm.D=62mm,B=17mm），采用脂润滑，应该在轴承内侧加挡油环，选挡油环宽度为15mm，所以l 考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以l 段都为挡油环定位轴肩综上轴总长。2、 计算轴上载荷由上述各段轴长度可得轴承支撑跨距小齿轮分度圆直径，转矩根据教材公式10-3计算得圆周力径向力根据两轴对称布置可得AC=CB=53.5mm3、 计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取，弯矩最大截面处的当量弯矩材料为45钢调质，查得，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。u 输出轴的设计计算1. 轴结构计算选用45调质，硬度217255HBS根据教材公式15-2，表15-3得=103126，取考虑有键槽，将直径增大5%，则d=25.4x(1+5%)=26.67mm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。l 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，轴孔直径28mm，轴孔长度L=44mm，D=120mm。综上联轴器计算转矩，查表14-1，考虑转矩变化很小，故取，（查表GB/T5014-1985）l 选用深沟球轴承6306，（d=30mm.D=72mm,B=19mm），选用挡油环宽度13mm，l 为满足联轴器定位需求，处应起一轴肩，又因为，l 第四段安装大齿轮，应比轴毂略短些，选，为与主动轴满足轴承位置相同，且大齿轮对称布置，参照主动轴尺寸。，第五段为大齿轮定位轴肩，。2. 计算轴上载荷轴承支撑跨距为105mm，AC=CB=52,.5mm大齿轮分度圆直径，根据教材公式10-3计算得圆周力径向力3. 计算轴上载荷转动产生的扭转切应力按脉动循环变化，取，弯矩最大截面处的当量弯矩材料为45钢调质，查得，故安全。4. 判断危险截面键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以只需校核大齿轮与轴套过盈配合引起应力集中最严重的截面两侧就可以。 大齿轮与轴套接触截面的轴套侧抗弯截面系数抗扭截面系数轴套侧截面的弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴为45调质，由表15-1得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表3-2查得，由附图3-1可得轴材料的敏性系数为由附图3-2的尺寸系数由附图3-3得轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，按式子3-12,及3-14b得综合系数