螺旋输送机传动装置设计600

Ⅰ 机械设计课程设计 用于螺旋输送机传动装置的一级齿轮减速器（圆柱或锥齿）

这个比我的二级圆锥简单得多啦 ，还赏分这么多!

Ⅱ 求一份螺旋输送机传动装置设计

输送量多大？
输送介质？

Ⅲ 可不可以帮我弄《机械设计基础课程设计》谢了 螺旋输送机的传动装置设计 （一级减速器)

我们这周也刚好在弄着东西，可以给你发给文档过来，不过数据要自己改

Ⅳ 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ轴(减速器中间轴):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ轴(减速器低速轴):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面内和垂直面内的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学

Ⅳ 链式输送机传动装置的设计

1.1 设计题目： 设计链式输送机传动装置 1.2 已知条件：
1. 输送链牵引力 F=4.5 kN ;
2. 输送链速度 v=1.6 m/s（允许输送带速度误差为 5%）； 3. 输送链轮齿数 z=15 ； 4. 输送链节距 p=80 mm；
5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘； 6. 使用期限：20年； 7. 生产批量：20台；
8. 生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8级精度齿轮和7-8级精度蜗轮； 9. 动力来源：电力，三相交流，电压380伏；
10．检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。
验收方式：
1．减速器装配图；（使用AutoCAD绘制并打印为A1号图纸） 2．绘制主传动轴、齿轮图纸各1张； 3．设计说明书1份。

Ⅵ 求带式输送机传动装置设计

课程设计说明书

一.电动机的选择：
1.选择电动机的类型：
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列斜闭式自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（手册P167）
选择电动机容量 ：
滚筒转速：
负载功率:
KW
电动机所需的功率为：
（其中： 为电动机功率， 为负载功率， 为总效率。）
2.电动机功率选择：

折算到电动机的功率为:

3.确定电动机型号：
按指导书 表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围为: .取V带传动比 ，则总传动比理论范围为 ，故电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750,1000和1500
查手册 表 的：选定电动机类型为：
其主要性能：额定功率： ,满载转速: ，额定转速: ,质量:
二、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1.减速器的总传动比为：

2、分配传动装置传动比：
按手册 表1，取开式圆柱齿轮传动比
因为 ,所以闭式圆锥齿轮的传动比 .
三.运动参数及动力参数计算:
1.计算各轴的转速:
I轴转速：

2.各轴的输入功率
电机轴：
I轴上齿轮的输入功率:
II轴输入功率：
III轴输入功率：
3.各轴的转矩
电动机的输出转矩：

四、传动零件的设计计算
1.皮带轮传动的设计计算:
（1）选择普通V带
由课本 表5.5查得：工作情况系数：
计算功率:
小带轮转速为：
由课本 图5.14可得：选用A型V带：小带轮直径
（2）确定带轮基准直径,并验算带速
小带轮直径 ,参照课本 表5.6,取 ,

由课本 表5.6,取
实际从动轮转速:
转速误差为:
满足运输带速度允许误差要求.
验算带速
在 范围内,带速合适.
(3)确定带长和中心距
由课本 式5.18得:

查课本 表5.1,得:V带高度:
得:
初步选取中心距:
由课本 式5.2得:
根据课本 表5.2选取V带的基准长度:
则实际中心距:
(4)验算小带轮包角:
据课本 式5.1得: (适用)
(5)确定带的根数:
查课本 表5.3,得: .查课本 表5.4,得:
查课本 表5.4,得: .查课本 表5.2,得:
由课本 式5.19得:
取 根.
(6)计算轴上压力
查课本 表5.1,得:
由课本 式5.20,得:单根V带合适的张紧力:

由课本 式5.21,得:作用在带轮轴上的压力为 :

2、齿轮传动的设计计算:
(1)选择齿轮材料及精度等级
初选大小齿轮的材料均为45钢,经调质处理,硬度为
由课本表取齿轮等级精度为7级,初选
(2)计算高速级齿轮
<1>查课本 表6.2得:
取 ,
由课本 图6.12取 ,由课本 表6.3,取 ,
齿数教少取 ,取 则 .
<2>接触疲劳许用应力
由课本 图6.14查得: .
由课本 表6.5,查得: ,
则应力循环次数:

查课本 图6.16可得接触疲劳的寿命系数: ,
.
<3>计算小齿轮最小直径
计算工作转矩:
由课本 表6.8,取: ,

<4>确定中心距:
为便于制造和测量,初定: .
<5>选定模数 齿数 和螺旋角
一般: ,初选: 则 .
由 得:
由课本 表6.1取标准模数: ,则:
取 ,则: .
取 , .
齿数比:
与 的要求比较,误差为1.6%,可用.是:
满足要求.
<6>计算齿轮分度圆直径
小齿轮: ;
大齿轮:
<7>齿轮宽度

圆整得大齿轮宽度: ,取小齿轮宽度: .
<8>校核齿轮弯曲疲劳强度
查课本 图6.15,得 ;
查课本 表6.5,得: ;
查课本 图6.17得:弯曲强度寿命系数: ;

由课本 表6.4,得: ，
Z较大 ,取 ，
则: ，
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理.
〈9〉齿轮的基本参数如下表所示:

名称 符号 公式 齿1 齿2
齿数

19 112
分度圆直径

58.015 341.985
齿顶高

3 3
齿根高

3.75 3.75
齿顶圆直径

64.015 347.985
齿根圆直径

50.515 334.485
中心距

200
孔径 b
齿宽

80 75

五、轴的设计计算及校核：
1.计算轴的最小直径
查课本 表11.3,取:
轴:
轴:
轴:
取最大转矩轴进行计算,校核.
考虑有键槽,将直径增大 ,则: .
2.轴的结构设计
选材45钢,调质处理.
由课本 表11.1,查得: .
由课本 表11.4查得: , .
由课本 式10.1得:联轴器的计算转矩:
由课本 表10.1,查得: ,
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册 表8-7,
选择弹性柱销联轴器,型号为: 型联轴器,其公称转矩为:
半联轴器 的孔径: ,故取: .
半联轴器长度 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为: .
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.

(2)确定轴各段直径和长度
<1> 段:为了满足半联轴器的轴向定位要求, 轴段右端需制出一轴肩,故取 段的直径 ,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度: ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: .
<2>初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用蛋列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据: .
由手册 表 选取 型轴承,尺寸: ，轴肩
故 ，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.
<3>取安装齿轮处轴段 的直径： ，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为 ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取： ,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴环处的直径： ，轴环宽度： ,取 ， ，即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承.
<4>轴承端盖的总宽度为： ,取： .
<5>取齿轮距箱体内壁距离为: .
, .
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接
按 查手册 表4-1,得:平键截面 ,键槽用键槽铣刀加工,长为: .
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为; ,半联轴器与轴的联接,选用平键为: ,半联轴器与轴的配合为: .
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为: .
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸,
参照课本 表11.2,取轴端倒角为: ,各轴肩处圆角半径: 段左端取 ,其余取 , 处轴肩定位轴承,轴承圆角半径应大于过渡圆角半径,由手册 ,故取 段为 .
(5)求轴上的载荷
在确定轴承的支点位置时,查手册 表6-7,轴承 型,取 因此,作为简支梁的轴的支撑跨距 ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.

<1>作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为: ，
得： ， ， .
<2>求作用于轴上的支反力
水平面内支反力:

垂直面内支反力:

<3>作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.

计算总弯矩:

<4>作出扭矩图: .
<5>作出计算弯矩图: ,
.

<6>校核轴的强度
对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.
由课本 式11.4,得: ,
由课本 表11.5,得: ,
由手册 表4-1,取 ,计算得: ,
得: 故安全.
(7)精确校核轴的疲劳强度
校核该轴截面 左右两侧.
<1>截面 右侧:由课本 表11.5,得:
抗弯截面模量: ,
抗扭截面模量: ,
截面 右侧的弯矩: ,
截面 世上的扭矩为: ,
截面上的弯曲应力: ,
街面上行的扭转切应力: .
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 ,
由课本 图1.15,查得:
得:
由课本 图1.16,查得:材料的敏性系数为:
故有效应力集中系数为:

由课本 图1.17,取:尺寸系数 ;扭转尺寸系数: .
按磨削加工,
由课本 图1.19,取表面状态系数: .
轴未经表面强化处理,即: .
计算综合系数值为:
.
由课本第一章取材料特性系数: .
计算安全系数 :
由课本 式,得: ,
.
由课本 表11.6,取疲劳强度的许用安全系数: .
,故可知其安全.
<2>截面 左侧
抗弯截面模量为: .
抗扭截面模量为: .
弯矩及弯曲应力为: ,
扭矩及扭转切应力为: ,
过盈配合处的 值: ,由 ,得: .
轴按磨削加工,由课本 图1.19,取表面状态系数为: .
故得综合系数为： ,
.
所以在截面 右侧的安全系数为： ,
.
.

故该轴在截面右侧的强度也是足够的.
3. 确定输入轴的各段直径和长度

六. 轴承的选择及计算
1.轴承的选择：
轴承1：单列圆锥滚子轴承30211（GB/T 297-1994）
轴承2：单列圆锥滚子轴承30207（GB/T 297-1994）
2.校核轴承：
圆锥滚子轴承30211，查手册：
由课本 表8.6，取

由课本 表8.5，查得：单列圆锥滚子轴承 时的 值为： .
由课本 表8.7，得：轴承的派生轴向力： , .
因 ，故1为松边，
作用在轴承上的总的轴向力为： .
查手册 表6-7，得:30211型 , .
由课本 表8.5，查得： ,
,得: .
计算当量动载荷： ,
.
计算轴承寿命，由课本 式8.2，得： 取: .
则： .

七.键的选择和计算
1.输入轴：键 ， ， 型.
2.大齿轮：键 ， ， 型.
3.输出轴：键 ， ， 型.
查课本 表3.1， ,式3.1得强度条件: .
校核键1： ;
键2： ;
键3： .
所有键均符合要求.
八.联轴器的选择
选择 轴与电动机联轴器为弹性柱销联轴器
型号为： 型联轴器:
公称转矩: 许用转速: 质量: .
选择 轴与 轴联轴器为弹性柱销联轴器
型号为： 型联轴器:
公称转矩: 许用转速: 质量: .
九.减数器的润滑方式和密封类型的选择
1、 减数器的润滑方式：飞溅润滑方式
2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。
3、 密封类型的选择：密封件：毡圈1 30 JB/ZQ4606-86
毡圈2 40 JB/ZQ4606-86

十.设计小节
对一级减速器的独立设计计算及作图，让我们融会贯通了机械专业的各项知识,更为系统地认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解,同时也让我们及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地探究.
十一.参考资料
1.“课本”：机械设计/杨明忠 朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6 武汉理工大学出版社 2004年6月第2次印刷.
2.“手册”：机械设计课程设计手册/吴宗泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.
3“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷.

Ⅶ 设计：螺旋输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速箱及开式圆锥齿轮传动运动见图

看看这个贴子http://..com/question/162671850.html有贴图，需要确认你的贴子，发版你邮箱权

Ⅷ 螺旋输送机传动装置设计

这个东西要是你想做出来要求这么高那只有设计院的人给你答案了，你想上网找这个？不太可能吧，都有技术专利的。

Ⅸ 　螺旋输送机

螺旋输送机是一种不带挠性牵引构件的连续输送设备，主要用来输送粉状或粒状物料。

螺旋输送机构造简单，横截面尺寸小，制造成本低，密封性好，操作安全方便，而且便于改变加料和卸料位置。其缺点是输送过程中物料易过粉碎，输送机零部件磨损较快，动力消耗大，输送长度较小（＜40m），输送能力较低，倾斜输送时倾角小于20°。

一、构造和工作原理

螺旋输送机主要由料槽、输送螺旋和驱动装置组成。当机长较长时应加中间吊挂轴承，如图9-17所示。螺旋叶片固装在轴上，螺旋轴纵向装在料槽内。每节轴有一定长度，节与节之间联结处装有悬挂轴承。一般头节的螺旋轴与驱动装置连接，出料口设在头节的槽底，进料口设在尾节的盖上。物料由进料口装入，当电动机驱动螺旋轴转动时，物料由于自重及与槽壁间摩擦力的作用，不随同螺旋一起旋转，这样由螺旋轴旋转产生的轴向推动力就直接作用到物料上，使物料沿轴向滑动。输送物料情况恰似被持住而不能旋转的螺母沿着螺杆作平移一样，朝着一个方向推进到卸料口处卸出。

图9-17螺旋输送机

1-驱动装置；2-出料口；3-螺旋轴；4-中间轴承；5-壳体；6-进料口

螺旋输送机的螺旋分为实体螺旋、带式螺旋及叶片螺旋三种，如图9-18所示。

实体螺旋构造简单，效率高，适宜输送松散、干燥、无粘性的物料。带式螺旋加工制造较麻烦，强度较低，主要用于磨损和腐蚀性强及粒度较大的物料的输送。叶片式螺旋加工制造麻烦，效率低，主要用于物料输送过程中伴随搅拌及混合等工艺要求的场合。

图9-18螺旋面形状

（a）实体螺旋；（b）带式螺旋；（c）叶片螺旋

二、主要参数的确定

1.输送能力

非金属矿产加工机械设备

式中D——螺旋直径（m）；

s——螺距（m），全叶式螺旋s＝0.8D，带式螺旋s＝D；

n——螺旋转速（r/min）；

φ——物料填充系数，见表9-23；

表9-23螺旋输送机的物料参数

P_s——物料堆积密度，见表9-23；

C——输送机倾斜修正系数，见表9-24。

表9-24螺旋输送机倾斜修正系数C值

2.螺旋转速

螺旋转速太低，则输送量不大；若转速过高，物料受过大的切向力而被抛起，输送能力降低，而且磨损增加。因此，螺旋轴转速不能超过某一极限。螺旋轴的极限转速可按如下经验公式计算：

非金属矿产加工机械设备

式中K_L为物料综合特性系数，见表9-23；

由上式计算出的转速，应圆整为下列转速：20、30、35、45、60、75、90、120、150、190r/min。

3.螺旋直径

已知输送量及物料特性，则螺旋直径可由式9-28导出整理求得：

非金属矿产加工机械设备

式中K为物料综合特性经验系数，见表9-22。

如果输送物料的块度较大，螺旋直径应根据下式进行校核：

对于筛分过的物料D≥（4～6）d_max；

对于筛分的物料D≡（8～12）d_max。

式中d_max为被输送物料的极大直径。

按上述求得的螺旋直径，应圆整为下列标准螺旋直径：150、200、250、300、400、500、600mm。

4.功率

螺旋输送机所需功率用于克服以下阻力：物料对料槽以及螺旋的摩擦阻力；倾斜输送时，提升物料的阻力；物料的搅拌及部分被破碎的阻力；传动阻力等。上述各项阻力中，除了输送和提升物料的阻力可以精确计算外，其他阻力要逐项精确计算是困难的。一般认为，螺旋输送机的功率消耗与输送量及机长成正比，而把所有损失归入一个总系数内，即阻力系数ζ，因此螺旋轴所需功率可按下列计算：

非金属矿产加工机械设备

式中Q——输送机的输送能力（t/h）；

ζ——物料阻力系数，见表9-25；

L——输送机长度（m）。

式中向上输送时取“＋”号；向下输送时取“-”号。电动机所需功率则为：

非金属矿产加工机械设备

式中K——功率储备系数，一般为1.2～1.4；

η——总传动效率，一般取0.9～0.94。

表9-25输送物料的阻力系数ζ值