螺旋输送机传动系统设计

-1-设计计算及说明结果一、设计任务设计螺旋输送机的传动系统。要求传动系统中含有圆柱齿轮减速器及圆锥齿轮传动。螺旋输送机连续工作、单向转动；起动载荷为名义载荷的1.25倍，工作时有中等冲击；螺旋输送机主轴转速n的允许误差为%5；二班制（每班工作8小时），要求减速器寿命为8年，大修期为2～3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据：输送机主轴功率P（Kw）：6.5输送机主轴转轴n/(r/min)：90螺旋输送机传动系统简图1-电动机；2--联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机-2-设计计算及说明结果二、传动方案的拟定合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。由螺旋输送机传动系统简图可知，该设备由电动机间接驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至开始圆锥齿轮传动5，从而带动螺旋输送机6工作。-3-设计计算及说明结果三、电动机的选择3.1电动机的类型和结构的选择根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性质、大小、启动性能和过载情况等条件来选择。工业中一般采用三相交流电动机。选用Y系列三相交流异步电动机，其结构简单、价格低廉、维护方便。3.2电动机的功率、型号及转速①电动机所需功率：WdPP为总效率；已知为式中KWPW5.6②求总效率：c——联轴器效率，c=0.99g——开式圆柱齿轮传动效率，g=0.97'g——开式圆锥齿轮传动效率，'g=0.93884.093.099.097.099.0总即电动机所需的功率为:kwPd35.7③电动机转速：已知输送机的工作转速min/r90为wn。初选同步转速为min/1500r和min/1000r的电动机，由指导书表12-1可知，对应额定功率eP为7.5kw的电动机型号分别为Y132M-4型和Y160M-6型。现在将两种型号的电动机参数列于下表：方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩ⅠY132M-47.515001440162.22.3ⅡY160M-67.5100097010.782.02.0比较方案Ⅰ、方案Ⅱ:方案Ⅰ电机转速高、质量相对轻、价格相对低，故选方案Ⅰ相对较为合理。wP=6.5KWPd=7.35KW-4-设计计算及说明结果四、传动系统的运动和动力参数计算4.1传动比由传动系统方案已知：101i123i查指导书表3-4开式锥齿轮传动比为2~4初取中间值3.圆柱齿轮减速器的总传动比总i为：总i=3.531116342301iiii查指导书表3-4闭式齿轮传动比为3~5所以5.3不行需重新取值。取开式锥齿轮传动比为4满足要求。即传动系统各级传动比分别为：4;1;4;134231201iiii4.2传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算0轴（电动机）：转速：n0=mn=1440r/min输入功率：P0=dP=7.35KW输出转矩：T0=9550mN47.7500np1轴（减速器高速轴）：转速：n1=010in=1440/1=1440r/min输入功率：P1=010P=7.35×0.99=7.2765KW输入转矩：T1=955011np48.26mN2轴（减速器低速轴）：转速：n2=121in=1440/4=360r/min输入功率：P2=121P=7.2765×0.977.0582KW输入转矩：T2=955022np187.24mN-5-设计计算及说明结果3轴（圆锥齿轮高速轴）：转速：n3=232in=360/1=360r/min输入功率：P3=232P=7.0582×0.996.9876KW输入转矩：T3=955033np185.37mN4轴（圆锥齿轮低速轴）：转速：n4=343in=360/4=90r/min输入功率：P4=343P=6.9876×0.936.4985KW输入转矩：T4=955044np564.14mN传动系统运动和动力参数轴号电动机圆柱齿轮减速器圆锥齿轮减速器0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)1440144036036090功率P/kw7.357.27657.05826.98766.4985转矩T/(Nm)48.7448.26187.24185.37689.56传动比i1414-6-设计计算及说明结果五、传动零件的设计计算（一）直齿圆柱齿轮5.1.1减速器内部传动零件的设计计算1)选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，大齿轮材料为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软齿面传动设计要求。参考教材表7-7，初定齿轮精度为8级精度。2)初选主要参数：取1z=23，齿数比4u即9212uZZ。5.1.2确定材料许用接触应力1)确定接触疲劳极限limH：查阅教材图7-18(a)查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：lim1720HMpa和lim2580HMpa。2)确定寿命系数NZ:小齿轮循环次数:9111032.3)300882(114406060hjlnN，大齿轮循环次数:8912103.84/1032.3/iNN由教材P151图7-19查得1,121NNZZ3)确定尺寸系数XZ:查教材P151表7-20，取121XXZZ4)确定安全系数HS:由P151表7-8取1HS5)计算需用接触应力H:按教材P149式7-20计算得：MPaZZXN720172011SσσHHlim1H1-7-设计计算及说明结果MPaZZXN580158011SσσHHlim2H25.1.3根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计：确定各个参数：1)试选载荷系数tK：选5.1tK；2)小齿轮传递的转矩:由前面已求得mmN10×4.82641T；3)确定齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数8.0d；4)确定材料弹性影响系数EZ：由教材表7-5得12189.8EZMPa；5)确定节点区域系数HZ：由教材图7-14得5.2HZ；6)确定重合度系数Z：由式7-9计算重合度为7.1)921231(2.388.1)11(2.388.121zz由教材式7-8得876.034Z；7)计算小齿轮直径1d：由教材式7-25得mmZZZuuTKdHHEdtt495808.1895.2876.0458.010826.45.121232432115.1.4确定实际载荷系数K与修正所计算得分度圆直径1)确定使用系数AK:按电动机驱动，载荷平稳，查教材表7-2取5.1AK；2)确定动载系数vK：计算圆周速度-8-设计计算及说明结果smndvt/69.310006014404914.310006011π故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得15.1vK3)确定齿间载荷分配系数K：齿宽初定mmdbd2.39498.01单位宽度载荷mmNmmNbdTKbFKAtA/100/4.75492.3910826.45.122411查教材表7-3的2.1K。4)确定齿向载荷分布系数HK：由教材表7-4得44.12.39101.38.018.015.1101.318.015.14242bKdH5)计算载荷系数K：98.244.12.115.15.1HVAKKKKK6)根据实际载荷系数按教材式7-12修正所算分度圆直径：mmKKddTt74.615.198.24933117)计算模数m：7.22374.6111zdm5.1.5齿根弯曲疲劳强度计算1)确定弯曲应力极限值：由教材P153图7-21（a）查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为1limF=300Mpa，2limF=220Mpa。2)确定弯曲疲劳寿命系数：由教材P154图7-22查得121NNYY。3)确定弯曲疲劳安全系数：由教材P151表7-8查得25.1FS-9-设计计算及说明结果4)确定尺寸系数：由教材P154图7-23得1XY5)按教材P152式7-22得许用弯曲应力：MPaY48025.1112300SσYYσFFlim1XN1STF1MPaYYYXNST35225.1112220SσσFHlim22F26)确定计算载荷K：初步确定齿高5.6075.62.39,075.67.225.225.2hbmh查教材P140图7-11取35.1FK，即79.2HVAKKKKK。7)确定齿形系数：由教材P147图7-16得18.2,71.221FaFaYY8)确定应力校正系数：由教材P147图7-17得78.1,58.121SaSaYY计算大小齿轮的][FSFFY数值：011.035278.118.2,0089.048058.171.2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大，应该把大齿轮的相关数据代入公式计算。计算重合度系数Y：按教材P147式7-18计算94.075.025.0Y把以上数值代入公式得：mmYYYZKTmFSaFad92.1)][(23211由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.92国标圆整为2m，再按接触强度计算出的分度圆直径mmd74.611得-10-设计计算及说明结果124431,31274.61211ZmdZ5.1.6齿轮其它主要尺寸计算：1)分度圆直径：mmZmdmmZmd248,6222112)齿顶圆直径：mmhddmmhddaaaa2522,66222113)齿根圆直径：mmhddmmhddffff5.2402,5.54222114)中心距：mmdda1552/)(215)齿宽：mmbmmdbd60,50112(二)直齿圆锥齿轮5.2.1选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：1)选择齿轮材料与热处理方法：根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，大齿轮材料为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软齿面传动设计要求。参考教材表7-7，初定齿轮精度为7级精度。2)选齿数：初取92;23343ZuZZ5.2.2确定材料许用接触应力：1)确定接触疲劳极限limH：查阅教材图7-18(a)查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：MPaMPaHH580,7204lim3lim。2)确定寿命系数NZ，由条件得：小齿轮循环次数：由于小圆锥齿轮与大圆柱齿轮连接即循环次数相等8103.8-11-设计计算及说明结果小齿轮循环次数：883410075.24/103.8/iNN由教材P151图7-19查得1,143NNZZ3)确定尺寸系数XZ:查教材P151表7-20，取143XXZZ4)确定安全系数HS:由P151表7-8取1HS5)计算需用接触应力H:按教材P149式7-20计算得：MPaZZXN720SσσHHlim3H3MPaZZXN580SσσHHlim4H2