机械设计基础螺旋输送式减速器(上海交大)

-1-螺旋输送式减速器设计一、设计要求设计一带式输送机传动装置，要求如下：1.螺旋筒轴上的功率为kWPw0.2；2.螺旋筒轴上的转速min/35rnw；3.工作情况三班制连续单向运转，载荷较平稳；4.使用折旧期10年；5.工作环境室外，灰尘较大，环境最高温度为35℃；6.动力来源电力，三相交流，电压380/220V；7.检修间隔期三年一大修，两年一中修，半年一小修；8.制造条件及生产批量一般机械厂制造，单件生产。二、传动方案的确定1.由设计要求知，该减速器要求能够长期工作，工作环境恶劣。比较各种传动方案，选择结构、经济、性能都较符合的二级圆柱齿轮减速器。由P109的表13－2得，圆柱齿轮传动常用值为3～5，最大值为8。2.个人希望该减速器设计可以锻炼自己探索和解决问题的能力，故选用展开式二级圆柱齿轮减速器加一副开式齿轮。3.该减速器特点：结构简单，应用广泛，虽然由于齿轮相对与轴承为不对称布置而导致沿齿向载荷不均匀，但是可以设计刚度较大的轴来弥补。4.总体传动方案附图如下：-2-三、电动机的选择根据设计指导书推荐，一般交流电动机，采用Y系列三相异步电动机。其用于运输机，结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。根据已知条件kWPw0.2，由《设计手册》查得传动传动装置中各零件（初步确定）的效率，总效率按下式计算n321其中η为各效率概略值的总作用，关于各效率概略值取值说明如下表：符号效率概略值个/对数取该值的原因弹性联轴器10．992这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两袖间的相对位移，而且具有缓冲减振的能力，比较具有代表性。8级精度齿20．973一般机械厂生产，精度不太高，8级精度齿-3-轮传动副轮能较好跑和，能满足一定的精度要求。滚子轴承30．984滚动轴承：摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、润滑简便易于互换。8251.098.097.099.0432433221所以kWkWPPwd4239.28251.00.2由dedPP，选电动机的额定功率为kWPed0.3螺旋筒轴上的转速为min/35rnw已知一副圆柱直齿轮传动比范围为3～5，二级圆柱齿轮传动比范围为9～25，三级圆柱齿轮传动比范围为27～125，可得电动机转速范围为n=945～4375r/min因此，选同步转速为1500r/min的电动机，根据额定功率为Ped=3.01kW和同步转速为1500r/min查P167的表12-1，选择Y100L2-4型电动机，其主要性能如下：型号额定功率edP/kW满载时启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩满载转速(/min)mnr电流A380V功率因数Y100L2-43.014300.7462.22.3四、各级传动比分配由电动机选择的相关计算中我们已知该减速器的要求传动比为88571.40351430wmnni，应用二级减速器，假设符合。展开式二级圆柱齿轮减速器和一副开式齿轮，要求两级传动比近似关系为i1=(1.3～1.5)i2，i3为开式齿轮传动比，取其传动比为4，于是该减速器分配传-4-动比70.244.18571.402i78.34.121ii43i五、传动装置运动和动力参数的计算已知各级传动副传动比，电动机输出功率kWPd4239.2和转速min/1430rnm，计算得电动机输出转矩mNnPTmdd1876.1614304239.295509550§轴Ⅰ电动机输出轴与1号轴之间存在一个联轴器效率、一个轴承效率。故取97.098.099.01轴承联轴器min/14301rnnmkWPPd3512.297.04239.211mNTTd7020.1597.01876.1611§轴Ⅱ轴Ⅰ和轴Ⅱ之间存在一个轴承效率、一个齿轮传动副效率。故取95.098.097.02轴承齿轮min/31.37878.31430112rinnkWPP2336.295.03512.2212mNiTT3859.5695.078.37020.152112-5-§轴Ⅲ轴Ⅱ和轴Ⅲ之间存在一个齿轮传动副效率、一个轴承效率。故取95.098.097.03轴承齿轮min/11.14070.231.378223rinnkWPP2192.295.02336.2323mNiTT6298.14495.070.23859.563223§轴Ⅳ轴Ⅲ和轴Ⅳ之间存在一个联轴器效率、一个齿轮传动副效率、一个轴承效率。故取94.099.098.097.04联轴器轴承齿轮min/03.35411.140334rinnkWPP0860.294.02192.2434mNiTT8080.54393.046298.1444334综上，各轴运动和动力参数整理如下表。轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ转速r/min1430378.31140.1135.03输入功率kW2.35122.23362.21922.0860输入转矩N·m15.702056.3859144.6298543.8080六、齿轮的设计和校核-6-§材料选择：1.小齿轮材料选择40MnB调质处理，齿面硬度241～286HBS。接触疲劳极限limH680～760MPa，取中值720MPa。弯曲疲劳极限FE580～610MPa，取中值600MPa2.大齿轮材料选用ZG35SiMn调质处理，齿面硬度241～269HBS。接触疲劳极限limH590～740MPa，取中值665MPa。弯曲疲劳极限FE500～520MPa，取510MPa3.补充说明：如此大小齿轮材料的选择满足软齿面齿轮硬度差为30～50MPa的要求。该设计中的高速级齿轮对和低速级齿轮对都服从该材料选择。为便于下一步的计算，先将齿轮许用应力值整理如下（根据课本P171表11－5，工业用齿轮，取一般可靠度，最小安全系数0.1minHS，25.1minFS）：MPaSHHH7200.17201lim1MPaSHHH6650.16652lim2MPaSFFEF47625.159511MPaSFFEF40825.151022§齿轮直径估计及相关参数的确定由书P171，根据齿面接触强度，齿轮估算公式mmZZuuTKdHHEd3211)][(12电动机载荷均匀，直齿、高速、精度一般，查书P169表11-3，取载荷系数2.1K两齿轮均取锻钢，查书P171表11-4，取弹性系数8.189EZ标准齿轮，取5.2HZ-7-齿轮相对于轴承非对称分布(软齿面)，查书P175表11-6，取齿宽系数7.0d1.第一级齿轮副代入各系数及mmNT41105702.1，得高速级小齿轮直径范围mmmmd92.30)7205.28.189(78.3178.37.0105702.12.123241暂取mmd1001，令301Z，则1134.11378.3302Z，实际77.3301131i，误差)33(26.0％％，％，满足设计指导书提出的要求，故可采用模数33.33010011Zdm，查书P57表4-1，取50.3m(虽然3.33更接近标准3.25，但是3.50更加常见，抗弯性能也更强)，则小齿轮实际直径mmZmd10511，大齿轮实际直径mmZmd5.39511350.322，实际中心距mmdda25025.250221高速级齿宽mmdbd5.731057.01，圆整厚大齿轮齿宽mmb752，小齿轮齿宽mm10~5(21）bb，取mmb801高速级齿轮圆周速度smndv/8618.7100060143010510006011查表10-4，得smvsm/10/6时，取8级精度符合要求。2.第二级齿轮副代入各系数及mmNT42106386.5，得第二级小齿轮直径范围mmmmd64.48)7205.28.189(70.2170.27.0106386.52.12324'1暂取mmd120'1，令30'1Z，则8170.230'2Z，为整数，不必进行误差检验。模数430120'1'1Zdm，为标准尺寸。则小齿轮实际直径mmZmd120'1'1，-8-大齿轮实际直径mmZmd3442'2，实际中心距mmdda2322'2'1，整数符合要求。第二级齿宽mmdbd841207.0'1，圆整厚大齿轮齿宽mmb852，小齿轮齿宽mm10~5(21）bb，取mmb901第二级齿轮圆周速度smndv/3770.210006031.3781201000602'1查表10-4，得smvsm/10/6时，取8级精度符合要求。√轮齿弯曲强度校核1.第一级齿轮副由校核公式][2121FSaFaFZmbYYTK，212212SaFaSaFaFFYYYY，对轮齿弯曲强度进行校核。由书P173图11-8和P174图11-9得301Z时，齿形系数6.21FaY，齿根修正系数625.11SaY1132Z时，齿形系数2.22FaY，齿根修正系数825.12SaY代入数据，对高速级小齿轮校核得MPaMPaF4769452.583050.35.73625.16.2105702.12.12241对高速级大齿轮校核得MPaMPaF4080154.56625.16.2825.12.29452.582由书P173图11-8和P174图11-9得30'1Z时，齿形系数6.21FaY，齿根修正系数625.11SaY81'2Z时，齿形系数25.22FaY，齿根修正系数77.12SaY代入数据，对高速级小齿轮校核得-9-MPaMPaF4764021.530484625.16.2106386.52.1224'1对高速级大齿轮校核得MPaMPaF4080921.5625.16.277.125.24021.5'2七、轴的设计和校核§轴Ⅰ※尺寸设计材料选用40Cr。查书P245表14-2取MPa45][，C=100。由扭转强度初估轴径，mmnPCd80.1114303521.21003311，故轴Ⅰ最小直径必须大于11.80mm。根据使用需要，将轴Ⅰ分为7段轴段直径d/mm长度s/mm用途取值过程140120由联轴器连接，与电动机输入轴配合查P94表8-2选凸缘联轴器24454安装轴承端盖12]1)1.0~07.0[(dd课程设计指导35035安装轴承6210型深沟球轴承，内径50mm45278安装小齿轮mmdd)2~1(34课程设计指导55760轴肩为定位可靠45]1)1.0~07.0[(dd课程设计指导654150轴肩满足固定的尺寸要求75035安装轴承6210型深沟球轴承，内径50mm√强度校核-10-根据设计指导书提供的受力点，得轴Ⅰ的支点上受力点间的跨距mmL5.561，mmL5.26621.综上所述，轴Ⅰ受力图如下：2.计算支座反力圆周力NdTFt09.299105105701.122411径向力NFFtr87..1083640.009.29920tan2.1在水平截面上，圆周力作用使产生支座反力右边支座NlllFFtH77.2465.565.2665.26609.2992121左边支座NFFFHtH32.5277.24609.29912剖面左侧mmNlFMHH51.139425.5677.24611剖面右侧mmNlFMHH28.1394