螺旋输送机传动装置Word文件下载.docx

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=0.8281

（2）电机所需的工作功率：

P工作=T螺旋*n/9550/η总

=200×

140/9550/0.8281

=3.584KW

取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I总=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n螺=（6~24）×

140=840~3360r/min

符合这一范围的同步转速1000、和1500、3000r/min。

根据容量和转速，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min 

。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4。

其简图如下：

其主要性能：

额定功率：

4KW，满载转速1440r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n螺旋=1440/140=10.286

2、分配各级传动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×

i带

∴i带=i总/i齿轮=10.286/4=2.57

4、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=1440r/min

n

=nI/i带=1440/2.57=560.31r/min）

=n

/i齿轮=560.31/4=140.002（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P

=P工作ηc=3.584×

0.96=3.441KW

=P

×

ηr×

ηg=3.441×

0.96=3.270KW

η轴承×

η齿轮=3.270×

0.98×

0.97=3.108KW

3计算各轴扭矩（N·

mm）

To=9550×

P工作/no=9550×

3.584/1440=23.76N·

m

T

=9550×

/n

3.441/560.31=58.65N·

3.270/140=223.1N·

m

=200N·

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由表得：

kA=1.2

Pd=KAP=1.2×

5.434=6.5208KW

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

小带轮基准直径为75~100mm

因为带轮直径越大，带的弯曲程度越小，带中的弯曲应力就越小

则取D1=100mm>

dmin=75

D2=n1/n2·

D1（1-ε）=2.57×

100×

0.95=244.15mm

查表。

取D2=260mm

实际从动轮转速n2’=n1D1/D2=1440×

100/260

=553.84r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2=560.31-553.84/560.31

=0.012<

0.05（允许）

带速V：

V=πD1n1/60

=π×

1440/60

=7.536m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

1.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）

1.7（100+335）≤a0≤2×

（100+335）

所以有：

304.5mm≤a0≤870.0mm

L=2a+1.57（D1+D2）+（D2-D1）2/4a

=2×

500+π/2（100+335）+（335-100）2/（4×

500）

=1708.6mm

取Ld=1800mm

a≈a0+Ld-L/2=500+1800-1708.6/2

=500-45.7=454.3mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（D2-D1）/a×

57.30

=1800-（335-100）/454.3×

=1800-29.60

=150.40>

1200（适用）

（5）确定带的根数

课本表格查得Kα=0.92，KL=1.01

P0=0.97KW△P0=0.11KW

得

Z=Pd/P’=Pd/（P0+△P0）KαKL

=6.5208/（0.97+0.11）×

1.01

=6.50

取Z=7

（6）计算轴上压力

由课本表查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×

6.5208/7×

1.5×

（2.5/0.92-1）+0.1×

1.52]N

=533.50N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sinα1/2=2×

7×

533.50sin（150.40/2）

=7221.2N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS，表面淬火40-56HRC。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；

根据表选8级精度。

二者材料硬度差为40HBS。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=4

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=4×

20=80

实际传动比I0=80/20=4

传动比误差：

i-i0/I=4-4/4=0%<

2.5%可用

齿数比：

u=i0=4

由课本表，取φd=0.9

（3）转矩T1

3.441/1440

=22.82N·

（4）载荷系数k

取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimbKHL/SH由课本表查得：

σHlimZ1=17*45+20=785MpaσHlimZ2=2*240+69=549Mpa

计算应力循环次数NH

NH1=60n1rth=60×

560.31×

1×

（16×

365×

5）

=9.8166×

108

NH2=NH1/i=9.8166×

108/4=2.454×

由课本表查得NH0=2.1×

107

因为NH>

NH0，所以KHL=1

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=785×

1/1.0Mpa

=785Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×

=549Mpa

参考机械设计表ZE取188故得：

d1≥

=

=39.236mm

计算圆周速度

v=

=0.589m/s

计算齿宽b及模数mt

B1=φd*d1=1×

39.236mm=40mm

B2=B1·

φd=36mm

m=

=

=1.962mm

h=2.25m=2.25×

1.962mm=4.41mm

b/h=39.236/4.41=8.89

根据课本表取标准模数：

m=2mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kβkVT1/d12mψd）YF≤[σH]

d1=mZ1=2×

20mm=40mm

d2=mZ2=2×

80mm=160mm

确定有关参数和系数,由课本图8-44

Z1=20,，YF1=4.15

Z2=80，YF2=3.75（x=0）

计算许用弯曲应力

[σF]=σFlimbKFLKFc/SF

由表8-11知

σFlimb1=600N/mm2

σFlimb2=1.8HBS=1.8×

240=432N/mm2

取SF=2，单向传动去KFc=1，因NFV>

NF0，所以KFL=1。

[σF]1=600/2=300N/mm2

[σF]2=432/2=216N/mm2

[σF]1/YF1=300/4.15=72.3N/mm2

[σF]2/YF2=216/3.75=57.6N/mm2

[σF]2/YF1<

[σF]1/YF2,故应验算大齿轮的弯曲应力。

σF2=3.75×

2×

16522×

1.05×

1.15/（402×

1.5）=62.34N/mm2<

[σF]2=216N/mm2

（7）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2/2（20+80）=100mm

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据设计手册例题，并查表10-2，取c=115

d≥115（5.2166/960）1/3mm=20.2mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.2（1+5%）mm=21.2

∴选d=21.2mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=21mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=21+2×

1.5=27mm

∴d2=27mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm,故

段长：

L2=55mm

段直径

选用6208型轴承，其尺寸为d×

D×

B=35×

80×

18，那么该段的直径为d3=35mm，长度为L3=35mm

Ⅳ段直径

由手册得：

c=1.5h=2c=2×

1.5=3mm

d4=d3+h=35+3=38mm

由于齿宽为40mm所以取L4=40mm

Ⅴ段直径

该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D5=Φ40mm，长度L5=35mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=238mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=40mm

②求转矩：

已知T2=223.1N·

mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d1=2×

223.1×

4=1784.8N

④求径向力Fr

Fr=Ft·

tanα=1784.8×

tan200=649.66N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=L/2=119mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=446.2N

FAZ=FBZ=Ft/2=162.415N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=446.2×

0.119=53.1N·

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=162.415×

0.119=19.33N·

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（53.12+19.332）1/2=116.8N·

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×

（P2/n2）×

106=51.89N·

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/4

=[116.82+（1×

223.1）2]1/4=172.30N·

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/0.1d33=172.30×

1000/（0.1×

413）

=42.98MPa<

[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据设计手册表取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（4.7130/71.64）1/3=46.42mm

取d=46mm

2、求作用在齿轮上的受力

因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=80mm而Ft1=

=2065.2N

Fr1=Ft

=751.7N

3、轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

2）确定轴各段直径和长度

1，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ48mm，根据计算转矩TC=KA×

TⅡ=1.3×

165.22=214.79N.m，查标准GB/T5014—2003，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm

2，右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ55m,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为25mm，故取该段长为L2=60mm

3，右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，根据GB/T276-1994选用61812型轴承，其尺寸为d×

B=60×

78×

10，那么该段的直径为Φ60mm，长度为L3=42.5mm

4，右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为160mm，则第四段的直径取Φ63mm,齿轮宽为b=40mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=40mm

5，右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ70mm,长度取L5=6mm

6，右起第六段，该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D6=Φ50mm，长度L6=32.5mm

4、求轴上的的载荷

1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。

水平面的支反力：

FAY=FBY=Ft/2=1032.6N

垂直面的支反力：

由于选用深沟球轴承则Fa=0

那么FAZ=FAZ=Fr/2=375.8N

2）作出轴上各段受力情况及弯矩图

3）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

MC1=FAZL/2=162.415×

0.130=21.11N·

MC2=FAYL/2=446.2×

0.130=58.0N·

MC=（MC12+MC22）1/2=（21.112+582）1/2=66.6N·

T=3.932×

（P3/n3）×

106=200.1N·

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[142.82+（1×

165.22）2]1/2=218.38N·

σe=Mec/0.1d33=218.38×

603）

=10.11MPa<

右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe=Mec/0.1d13=218.38×

483）=19.75Nm<

［σ-1］

所以确定的尺寸是安全的。

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×

5=29200小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=286.57r/min

两轴承径向反力：

FAY=FBY=472.15N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向

FS=0.63FY则FS1=FS2=0.63FAY=297.36N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=297.36NFA2=FS2=297.36N

（3）求系数x、y/

FA1/FR1=297.36N/472.15N=0.63

FA2/FR2=297.36N/472.15N=0.63

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1<

ex1=1FA2/FR2<

ex2=1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×

（1×

472.15+0）=708.2N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=708.2N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

LH=16670/n（ftCr/P）3

=16670/286.57×

23000/708.2）3

=1992602h>

29200h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=71.64r/min

Fa=0FR=FAZ=375.8N

试选61812型深沟滚动轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×

375.8=236.8N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FAY=FBY=FS1=236.8N

（3）求系数x、y

FAY/FR1=236.8/375.8=0.63

FBY/FR2=236.8/375.8=0.63

根据课本表得：

e=0.68

∵FA1/FR1<

e∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2<

e∴x2=1

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表取fP=1.5

375.8）=563.7N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=563.7ε=3

根据手册7207AC型轴承Cr=9100N

根据课本表得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）3

=16670/71.64×

9100/563.7）3

=978949h>

∴此轴承合格

8、键联接的选择及校核计算

1.输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d3=60mmL3=42.5mmTⅡ=165.22Nm

查手册选用A型平键

A键18×

7GB1096-2003L=L1-b=42.5-18=24.5mm

根据课本（6-1）式得σp=4·

T/（d·

h·

L）=10.58Mpa

<

[σR]（100Mpa）

输入轴与联轴器1联接采用平键联接

轴径d1=21mmL1=50mmTⅠ=51.89N·

查手册选A型平键GB1096-2003

A键8×

5GB1096-79

l=L2-b=50-8=42mmh=5mm

σp=4·

TⅠ/（d·

l）=18.08Mpa

[σp]（100Mpa）

3.输出轴与联轴器2联接采用平键联接

轴径d2=55mmL2=60mmTⅠ=183.20N·

A键16×

7GB1096-79

l=L2-b=60-16=44mmh=7mm

l）=5.05Mpa<

[σp]（150Mp）

九、箱体的设计

1、窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

2、放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

3、油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

4、通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

5、启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。

6、定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。

如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。

7、调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用

8、环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。

9、密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

箱体结构尺寸选择如下表：

T=200N*m

n=140r/min

η总=0.8281

P工作=3.584KW

N螺旋=140r/min

电动机型号

Y112M-4

i总=10.286

据手册得

i齿轮=4

i带=2.57

nI=1440/min

=560.31r/min

=140r/min

=3.441KW

=3.270KW

=3.108KW

T0=23.76N·

=58.65N·

=223.1N·

D2=244.15mm

取标准值

D2=260mm

n2’=553.84r/min

V=7.536m/s

取a0=500

Ld=1800mm

a0=454.3mm

Z=7根

F0=533.50N

FQ=7221.2N

i齿=4

Z1=20

Z2=80

u=4

T1=22.82N·

αHlimZ1=785Mpa

αHlimZ2=549Mpa

NH1=9.8166×

NH2=2.454×

KHL=1

[σH]1=785Mpa

[σH]2=549Mpa

d1=39.236mm

v=0.589m/s

B1=40mm

B2=36mm

h=4.41mm

b/h=