螺旋输送机传动装置设计说明书讲解Word文件下载.docx
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查表JB/T10391—2002，选用同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y162—6，其满载转速=720r/min，额定转矩2KN·
mm
二、计算各轴相关数据
<
1>
总传动比和分配各级传动比
圆柱齿轮传动=4.5
圆锥齿轮传动=4
2>
各轴转速
Ⅰ轴==720r/min
Ⅱ轴===160r/min
Ⅲ轴==160r/min
Ⅳ轴===40r/min
3>
各轴功率
Ⅰ轴=·
=5.81×
0.98×
0.99=5.64KW
Ⅱ轴=·
=5.64×
0.99×
0.98=5.41KW
Ⅲ轴=·
=5.41×
0.99=5.3KW
4>
各轴转矩：
电动机轴的输出转矩=9550×
0.98=77.06N·
m
×
=75.5N·
m·
=323.1N·
=316.6N·
m
将以上算得的运动和动力参数列表，如下：
轴名
功率P/kw
转钜T/n·
转速r/min
传动比
电动机轴
5.81
77.06
720
1
Ⅰ轴
5.64
75.5
4.5
Ⅱ轴
5.41
323.1
160
Ⅲ轴
5.3
316.6
4
Ⅳ轴
三、齿轮设计：
1、直齿圆柱齿轮
选择材料及确定许用应力
按《机械设计基础》表11.8选择齿轮的材料：
小齿轮选用45钢调质，硬度为220~250HBS，大齿轮选用45钢正火，硬度为170~210HBS。
因为是普通减速器，由《机械设计基础》表11.20选8级精度，要求齿面粗糙度m
接触强度设计：
确定有关参数和系数
（1）转矩
=75.5N·
（2）确定载荷系数K
查表11.10，取K=1.1
（3）齿数和齿宽系数
小齿轮的齿数取为24，则大齿轮齿数=i，=4.5×
24=108圆整取=108实际齿数比u′=齿数比的误差为
由《机械设计基础》表11.19选取齿宽系数=1
（4）弹性系数
由《机械设计基础》表11.11查得=189.8
（5）许用接触应力
由《机械设计基础》图11.25查得=560MP，=530MP
由《机械设计基础》表11.9查得=1
=60nj=60=1.44
由《机械设计基础》图11.28查得
=
故=52.3
由《机械设计基础》表11.3取标准模数=2.5mm
（6）确定中心距a
圆整后取中心距为a=120mm
、主要尺寸计算
b=·
=160=60mm
取=65mm,
、按齿根弯曲疲劳强度校核
（1）齿形系数
由《机械设计基础》表11.12得=2.6=2.14
（2）应力修正系数
由《机械设计基础》表11.13得
（3）许用弯曲应力
由《机械设计基础》图11.26查得
由《机械设计基础》表11.9得由《机械设计基础》图11.27查得=
=a=a
故<
、验算齿轮的圆周速度
由《机械设计基础》表11.21可知，选8级精度合适
5>
、几何尺寸计算
以大齿轮为例，齿轮的齿顶园直径为
由于200<
500mm,所以采用腹板式结构
由于小齿轮太小，故采用齿轮轴形式
参数
齿数Z
模数
分度圆直径d
齿根圆直
齿顶圆直径
齿宽
中心距
齿轮1
24
m=2.5
60
53.75
65
165
齿轮2
108
270
263.75
245
2、开式圆锥直齿轮
选择齿轮材料及精度等级
因两齿轮均为低速运行，故均选用45钢，小齿轮调质，齿面硬度229~286HBS,大齿轮正火，齿面硬度169~217HBS，因受轻微振动，由《机械设计基础》表11.20选8级精度，要求齿面粗糙度为
设计准则
因选用软齿面齿轮，其主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故先按齿面接触疲劳强度设计，再按弯曲疲劳强度校核
按接触疲劳强度设计
按设计公式求d值。
确定有关参数与系数
（1）齿宽系数
=,一般=0.25~0.3,取=0.3
（2）转矩
=316.6N·
（3）载荷系数K
查《机械设计手册》得，K=1.1
由《机械设计基础》表11.11，查得=189.8
（5）确定齿数
小齿轮取24，=i·
=96,齿数比i=4
（6）许用接触应力
由《机械设计基础》图11.25查得=560MPa,=530Mpa
由《机械设计基础》表11.9查得
=60nj=60=7.987
（7）计算小齿轮大端分度圆直径及大端模数
=100mm
大端模数m=由《机械设计基础》表11.15查取标准模数m=4.5mm
（8）计算主要尺寸
=m=4.5×
24=108mm.=m=4.5×
96=432mmR=
b=R=0.3×
222.648=66.79mm.取=72mm，=67mm
按齿根弯曲疲劳强度校核
按式进行校核
（1）分度圆锥角
（2）当量齿数
（3）齿形系数
由《机械设计基础》表11.12得=2.6=2.18
（4）应力修正系数
由《机械设计基础》表11.13得=1.59=1.80
（5）许用弯曲应力
由《机械设计基础》表11.9得=1.3由《机械设计基础》图11.27查得=
=a
=a
故
四、计算齿轮的受力
1、计算圆柱斜齿轮的受力
对主动轮的受力分析，如《机械设计基础》P219图11.39
===（为标准压力角20°
）
∴=2516.7N=916N=2678.2N
2、计算开式圆锥直齿轮的受力
对圆锥直齿轮的受力分析，如《机械设计基础》P227图11.47
===tan
（=0.85×
108=91.8）
故=13433.6N=4743.3.05N=1186.2N轴向力指向轮齿的大端
五、轴的选择设计：
（一）轴一的设计
选择材料，确定许用应力。
材料选45#钢，调质处理，查《机械设计基础》表16.1得此材料强度极限=637MPa，许用应力=60MPa
计算基本直径,查《机械设计基础》得C=118~107
=（107~118）mm=21.25~23.43mm
安装联轴器处有键，故轴的最小端需加大（2～3）%
故一轴的基本轴径=25mm
绘制结构简图
确定各轴段尺寸及长度
（1）、确定轴径直径：
（如上图）
（2）确定各轴段长度（如上图）
6>
按弯矩合成强度校核轴径
受力分析
轴承间距：
LAB=113mm
垂直支反力FRV=FBV=0.5Fr1=458N
垂直面MAV=0.5FAVLAB=25648N·
水平支反力
水平面=66.423N·
轴承M=N·
T=75.5N·
由图可见危险截面在距离两轴相等距离的中间点上
当量弯矩计算，计算折合系数=0.6
则
强度校核，考虑键槽的影响，d=24.23×
1.05=25.44mm<
=36mm
所以原设计强度足够安全。
（二）轴二的设计：
=（107~118）mm=34.6~38.2mm
故一轴的基本轴径=40mm
LAB=103mm
径向：
垂直支反力
垂直面
水平面
轴承
，由图可见危险截面在距离两轴承相等距离的中间点上。
当量弯矩计算，取折合系数=0.6
强度校核，考虑键槽的影响，d=33.06×
1.05=34.71mm<
=60mm
根据轴I轴段的最小尺寸、传递转矩和转速选用HL3联轴器；
轴II则选用HL3联轴器。
六、计算并验算轴承
（一）计算支撑轴I的一对滚动轴承
1、选择轴承类型、初选型号
由设计手册得输入轴的轴承为滚动轴承6006GB\T
因其轴转动为低速轻载，初选角接触球轴承6006（Cr=13.2KN,Cor=8.30KN,d=30mm,D=55mm）
计算使用寿命
Lh=8×
52×
80=33280h
计算当量载荷
由《机械设计基础》表17.9查得=1.2
P==1.2×
916=1099.2N
由《机械设计基础》表17.10查得=1对球轴承=3L=15000h
C==1099.2×
（）=12405.2<
Cr=35.2KN
故选轴承6006合适
（二）计算轴II的一对轴承
初选轴承6009（cr=21KNcor=14.8KN）
计算轴承的当量动载荷P
由《机械设计基础》表17.9查得=1
2393.3=2871.96N
由《机械设计基础》表17.10查得=1L=8×
80=33280h
C==5658.53×
（）=38.6<
Cr=63KN
故选轴承6009合适
查询《课程设计指导书》得下表：
轴承号
代号
基本尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
Cr（KN）
d
D
B
轴承I
6006
30
55
13
36
49
13.2
轴承II
6009
45
75
16
51
69
21
七、键的选择：
轴I：
1、与联轴器相连的键：
查《机械设计基础》表8.1选A8×
7的键，其中工作长度L=20mm，齿轮和轴得键选10×
8，工作长度为40mm
2、强度验算：
查《机械设计基础》表8.2，得许用挤压应力=100MPa键与键槽接触长度l=L-b=20-10=10mm
挤压强度===71.81MP<
=100Mpa
故小齿轮处键能安全工作，此键为10×
20GB/T1095—2003
轴II：
查《机械设计基础》表8.1选12×
8的键，其中工作长度L=30mm，齿轮和轴得键选16×
10.
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