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1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。

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丫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：V带传动效率滚动轴承效率一级圆柱齿轮减速器传动效率联轴器效率=1 3 3 43=0.96 0.99 0.97 0.99=0.895(2)电机所需的功率:T =9550 P Wn100 = 9550 nP =1.78kw両5T"kW因为载荷平稳，略大于即可，根据丫系列电机技术数据，选电机的额定功率为2.2kw。

(3)确定电机转速，输送螺旋输送机轴转速ru =17Cr/minV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,i a ^1oL 20n二i a n w -170出3400r/mind2轴（低速轴）P2 =只口2口3 =1.91 汉0.99汉0.97 =1.835kw n, 710n2170.02r / mini 4.176页4F2 1.835T2 9550 2 =9550 103.07 N Mn2 170.02ni=i O； = p2=7i0v m inT| _9550 1_9550乂_ 25 6N MR =9550P= 9550^710 = 25.6N M n7102轴（低速轴）准直径 d d2 二 id di =2 100=200 mm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L d(1) 根据教材式子8-20,0.7(di i d d2)= 210一 O D 一 2(d di d d2)= 600初确定中心距&二500mm (2) 由式子8-22计算带所需的基准长度=[2 500十2 (100+200) 1476mm由教材上表8-2选带的基准长度 (3) 按式子8-23计算实际中心距aa 茫 a 0+L d^do=(500 +1430_1476) =4?7mm2 2按式子8-24，计算中心距变化范围a min =a-0.015L d =477-0.015 1430 = 455.55mm a max =a 0.03L d =477 0.03 1430 = 519.9mm为 455.55 〜519.9mm5、验算小带轮上包角亠 T80L(d d2—d d1)57.3'180'-(200-100)57.3=168 120a477&计算带的根数Z(1) 计算单根V 带的额定功率P r由 cd 1=100mm 口= 1420/min ,查表 8-4 得 po=1.32w 根据 r 1 ^142(}/min , i =2和 A 型带，查表 8-5 得 P 0 ^0.11kw 杳表 8-6 得 K ：. - 0.98 查表8-2得K L 二0.96,所以P r = (p+再 K 2(1.32 0.17) 0.98 0.96=1.402w(2) 计算V 带根数Z2L d : 2a o2① d d2)(d d24a o(200-100)： +---------- ]mm 4 500P ea 2.388z 1.7P r 1.402取2根7、计算单根v带的初拉力F0由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以(2.^KJP Ca + qv2F^500K,zv2.5_0.98)2.388+0.105 ( 7.4313)2=500(0.98 汉 2 汉7.4313= 130.398N8、计算压轴力F pF p =2zF0sin 1=2 2 130.398 sin168 =518.74N p 0 2 28、结论选用A型V带2根，基准长度1430mm带轮基准直径d d1 =10(mmd d2 = 200mm中心距控制在a=455.44mn—519.9mm 单根初拉力F0 =130.39N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）选小齿轮齿数乙=19大齿轮齿数Z2二uz = 4.176 19= 79.35, 取z2 - 80,2、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d i" 3 零竺(Z ^)2 Y 电 U [G ]a ）确定公式中的各参数值 试选 K Ht= 1-3计算小齿轮传递的转矩T=25.6N m = 2.56X04N mm由表10-7选取齿宽系数d由图10-20查得区域系数Z H =2.5 由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E =173.9/IPa /2由式10-9计算接触疲劳强度用重合度 系数乙:a1 二 arccosl^ cos ： /(Z | 2h a )]二arccos[19 cos20 /(19 2)]= 31.767:-a2 二 arccos[z 2 cos ： /(z 2 2h a )] =arccos[80 cos20 / (80 2)]二 23.54：；-.二[z (tan J a1 —tan ： ) ■ z , (tan 一吗2 — tan 二)]/ 2~ 二[19 (ta n31.767：-ta n20)z? (ta n23.54'；'-ta n20‘；)]/2 二 = 1.685Z ；「43： =0.8784计算接触疲劳许用应力产门由图10-25a 查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为Hiim2 =550MPaH lim1-610MPa齿宽bb =d d 1t =1 35.3 35.3nm2）计算实际载荷系数K H由式10-15计算应力循环次数弘=6OnjL h =60 710 1 (2 8 300 8) = 1.636 1099N 2 M/U =1.636 10 /4.218= 3.885 10由图10-23查取接触疲劳寿命系数 心叫=°9K HN 2=°.95取失效概率为1%安全系数S=1,由式 10-14 得［二H 】1KHN^H Iim1SKHN2；「Hlim2 0.95 550522.5MPa°9 610=549MPa取二者中较小者作为该齿轮副的接触疲 劳许用应力，即［二 H ］=［二 H 】2 = 522.（MPab ）计算小分度圆直径2K H " u 1 Z H Z E Z 2 d u(^H ])32 1.3 2.56 1044.21 1 2.5 173.9 0.8784 2 二 4.21( )y 1 二 35.3mm522.5（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Vv60 10003・14—35・3—710 "31m/s60000由表10-2查的使用系数K A =1根据v=1.31m/s 、七级精度，由图10-8查 得动载荷系数£ =1.05齿轮的圆周力F t1 =2T ,/d 1t =2 2.56 104/35.3 =1.45 103NK A F t1/b=1 1.45 103 /35.^41.07N / mm :: 100N / mm 查表10-3得齿间载荷分配系数K H /1.2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K^ =1.3078，由此，得到实 际载荷系数、K H 二 K A K V K H ： K H ，1 1.05 1.2 1.30781.6483）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4 38.21 … m = — = --- = 2.01z 1 193、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I 3 3—*mm1.3m t - 32K F JY Y Fa Y Sa 、牯’（茴）d^ -1.64试选 K Ft =1.3由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合 度系数0 75二 0.25 0.695 1.6853丫；=0.250.75；a计算 L-F ] ■I 由图10-17查得齿形系数冷 1 = 2.85YFa2 =2.225J 由图10-18查得应力修正系数Y i = 1-54^= 1.7751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二 Flim1 =425,Flim2 =410」由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 = 0.85K FN 2 二0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式子10-14得K FN F lim1 0.85425P- F ]1258.036 MPaF 1S 1.4 KFN 2-' F lim2[-F ]2 S 0.88 410=277.538 MPa1.4Y Fa Y sa/85「54ng[th 258.036Y Fa Y sa J 225 1.775=0.01423 [6]2 277.538 因为小齿轮的大，取Y Fa Y sa Y Fa Ysa0.017[6】1[6]b ）计算模数 2心"（沁） [S] 4 2「3 2・56 100.017 0.695 "296mm2 1 19 （2）调整齿轮模数 圆周速度 d| 乙=1.296 19=24.6nmn d i n iv 二60 1000齿宽bb 二 d di=1 24.6 24.®nm宽高比b/hh =(2ha C)m =(2 1 0.25) 1.296=2.91®nmb/h =8.44 2）计算实际载荷系数K F根据v=0.915m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K v -1.02 由 F t^2T ；/d^2 2.56 104/24.6242.079 103N查表10-3得齿间载荷分配系数K F ：. =1.2 由表10-4得用插值法查得©目二1.3066，心^二1.27则载荷系数为 K F 二 K A K V K F ： K F ，1 1.02 1.2 1.27=1.55 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d 1 =38.21 mm,召=业m取乙=20，此时 mT.966nm 满足，Z 2 =4.176520=83.53 取 Z 2=83, i=83=4.15，4.1765 -4.156%204.1765所以改小齿轮齿数为21,则Z 2 =21 4.1765 87.7,选大齿轮齿 数88.■：=4.176^88/2^3.34%<6%4.17654、几何尺寸计算3.14 24.6 71060000=0.915 m / s1 2.079 10324.624= 84.43 ：100N九2961.3=1.376mm严.21 =19.1052合理m 二1.5（1）计算分度圆直径4 =zm = 21 2 = 42mm查表 10-3/10-4 得 K F .广 1.2, K H "1.309, K F 汁 1.27 h=(2ha ■ c )m = 4.5,b/h = 9.33 「=2.56 104N mm查图 10-17 得 Y Fa ^2.825,Y Fa ^2.225 查图 10-18 得 Y Sa1 =1.55,Y S a2 =1.785(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wz 处做垂线，与射线交点的纵坐 标分别是X 1 9336x 2 2225(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, K H =K A K VK H -K H 1.05 1.2 1.3082 =1.648T 1 =2.56 104 N mm, d =1d =42mm,u =4.1905,Z H =2.5,Z E =173.9, Z ；T .08784 代入式子10-10得2K H £ u 1ddZ H Z E Z ；2 1.648 2.56 104 5.19 V1X 42^4.19052.5 173.9 0.8784= 453.569 :: [J] =522.5(3)齿根弯曲疲劳强度校核心二K A K V K 「.K F ，1 1.06 1.309 1.27 =1.762^d 1 n 1 3.14 汽 42汇 710 v =60 1000 60000=1.56m / sF t1 =2T/a 。