螺旋输送机的传动装置设计说明书

页1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n（rmin）170输送螺旋所受阻力矩T（Nm）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。页2一、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：𝜂1V带传动效率𝜂1=0.96𝜂2滚动轴承效率𝜂2=0.99𝜂3一级圆柱齿轮减速器传动效率𝜂3=0.97𝜂4联轴器效率𝜂4=0.99312343==0.960.990.970.99=0.895（2）电机所需的功率：955010095501.781.781.990.895wdPPkw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𝑛𝑤170/minwnrV带传动比范围是2～4，以及圆柱齿轮减速器5，则总传动比范围10～20，102017003400/minadawininr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页3二、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比14208.353170mawnin2、分配各级传动比取V带传动传动比012i，则减速器的传动比为018.3534.1762aiii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。页4三、动力学参数计算0轴（电机轴、小带轮轴）0000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.990.961.911420710/min21.919550955025.671021.910.990.971.8357dmPPkwnnrPTNMnPPkwnnriPTNMnPkwnni轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.8350.990.991.7981.79895509550100.99170.02rPTNMnnnrPPkwPTNMn轴（螺旋输送机轴）0000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.990.961.911420710/min21.919550955025.671021.910.990.971.8357dmPPkwnnrPTNMnPPkwnnriPTNMnPkwnni轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.8350.990.991.7981.79895509550100.99170.02rPTNMnnnrPPkwPTNMn轴（螺旋输送机轴）0000010101011112123121.991420/min1.999550955013.383142011.990.961.911420710/min21.919550955025.671021.910.990.971.8357dmPPkwnnrPTNMnPPkwnnriPTNMnPkwnni轴（大带轮、高速轴）轴（低速轴）P22223324222310170.02/min4.1761.83595509550103.07170.023170.02/min11.8350.990.991.7981.79895509550100.99170.02rPTNMnnnrPPkwPTNMn轴（螺旋输送机轴）将结果列成表格轴名功率P/KW转矩T/N·M转速n/(r/min)传动比i效率η0轴1.9913.3814201轴1.9125.671020.962轴1.84103.591704.1760.963轴1.8010117010.98页5四、传动零件的设计计算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=1.21.21.992.388caAPKPkw2、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dd并验算带速V（1）初选小带轮基准直径1dd。由教材上表8-7和8-9，取小带轮基准直径190ddmm（2）验算带速V。按书上式子8-13验算带速113.1410014207.4313/601000601000ddnvms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212100=200dddidmm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dL（1）根据教材式子8-20，120120.7()2102()600ddddddadd初确定中心距0500amm（2）由式子8-22计算带所需的基准长度22101202()2()24(200100)[2500++200]245001476dddddddLaddammmm（100）+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a0014301476(500)47722ddLLaamm按式子8-24，计算中心距变化范围页6minmax0.0154770.0151430455.550.034770.031430519.9ddaaLmmaaLmm为455.55～519.9mm5、验算小带轮上包角112157.357.3180()180(200100)168120477dddda6、计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率rp由1dd=100mm，11420/minnr，查表8-4得01.32pkw根据11420/minnr，2i和A型带，查表8-5得00.17Pkw查表8-6得0.98K查表8-2得0.96LK，所以r00=(1.320.17)0.980.961.402LPKKkw（P+P）（2）计算V带根数Zca2.3881.71.402rPzP取2根7、计算单根V带的初拉力0F由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以2ca02(2.5)500+2.50.982.388500+0.1050.9827.4313=130.398KPFqvKzvN（）（7.4313）8、计算压轴力pF101682sin22130.398sin518.7422pFzFN8、结论选用A型V带2根，基准长度1430mm，带轮基准直径页712100,200,dddmmdmm中心距控制在a=455.44mm—519.9mm，单根初拉力0130.398FN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20。（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119,z大齿轮齿数214.1761979.35,zuz取280,z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2t13121()[]HHEtdHKTZZZudua)确定公式中的各参数值试选1.3HtK计算小齿轮传递的转矩4125.62.5610TNmNmm由表10-7选取齿宽系数1d由图10-20查得区域系数2.5HZ由表10-5查得材料的弹性影响系数1/2173.9EZMPa由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z111222arccos[cos/(2)]arccos[19cos20/(192)]31.767arccos[cos/(2)]arccos[80cos20/(802)]23.54aaaazzhzzh页811222[(tantan)(tantan)]/2[19(tan31.767tan20)(tan23.54tan20)]/21.685aazzz40.87843z计算接触疲劳许用应力[]H由图10-25a查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为lim1lim2610550HHMPaMPa由式10-15计算应力循环次数119921860607101(283008)1.63610/1.63610/4.213.88510hNnjLNNu由图10-23查取接触疲劳寿命系数120.9,0.95HNHNKK取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得1lim112lim220.9610[]54910.95550[]522.51HNHHHNHHKMPaSKMPaS取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2[][]522.5HHMPab)计算小分度圆直径2t13121()[]HHEtdHKTZZZudu42321.32.56104.2112.5173.90.8784()14.21522.535.3mm（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V113.1435.37101.31/60100060000tdnvms齿宽b页91135.335.3dtbdmm2)计算实际载荷系数HK由表10-2查的使用系数1AK根据1.31/vms、七级精度，由图10-8查得动载荷系数1.05vK齿轮的圆周力43111312/22.5610/35.31.4510/11.4510/35.341.07/100/ttAtFTdNKFbNmmNmm查表10-3得齿间载荷分配系数1.2HK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1.3078HK，由此，得到实际载荷系数、11.051.21.30781.648HAVHHKKKKK3)由式10-12可得分度圆直径33111.6