螺旋输送机的传动装置设计Word格式文档下载.docx
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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
（2）电机所需的功率：
因为载荷平稳，略大于即可，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,输送螺旋输送机轴转速
V带传动比范围是2～4，以及圆柱齿轮减速器，则总传动比范围10～20，
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
i
1
Y90L-2
2.2
3000/2840
2.91i
2
Y100L1-4
1500/1420
1.5i
3
Y112M-6
1000/940
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/N·
M
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
0轴
1.99
13.38
1420
1轴
1.91
25.6
710
0.96
2轴
1.84
103.59
4.176
3轴
1.80
101
0.98
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
由教材P156表8-7取kA=1.2
2、选择v带的带型
根据由教材上图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/s<
v<
30m/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
（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455.55～519.9mm
5、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=455.44mm—519.9mm，单根初拉力
◆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
Ø
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b
2）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
由式子10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数
计算
由图10-17查得齿形系数
由图10-18查得应力修正系数
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
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
宽高比b/h
2）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
◆输入轴的设计计算
1、轴结构设计
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材15-2式，并查表15-3，取=103～126，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=18mm
装大带轮处
取
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。
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
考虑齿轮分度圆直径较小，把轴做成齿轮轴，所以
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=53.5mm
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。
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。
◆输出轴的设计计算
1.轴结构计算
根据教材公式15-2，表15-3得=103～126，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。
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）
选用深沟球轴承6306，（d=30mm.D=72mm,B=19mm），，选用挡油环宽度13mm，
为满足联轴器定位需求，处应起一轴肩，又因为
，
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
3.计算轴上载荷
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
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