带式输送机的传动装置机械设计课程设计说明书Word文档格式.docx
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结果
电动机选择
装置运动和动力参数计算
带传动设计
齿轮设计
轴类零件的设计
键连接的校核
低速轴上的轴承校核
润滑及密封类型的选择
减速器的附件设计
3.1电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。
其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V。
3.2选择电动机的容量
工作机有效功率P
=
根据任务书所给数据F=2.8KN,V=1.2
。
则有:
P
=3.36KW
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
式中
,
分别为联轴器,轴承,齿轮传动,卷筒和V带传动效率。
据[1]表9.1知
=0.99,
=0.98,
=0.97,
=0.96,
=0.96,则有:
=0.99
=0.833
所以电动机所需的工作功率为:
P
=2.953KW
3.3确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i
<
4和带的传动比i
2.5。
则系统的传动比范围
应为:
i
=i
=(0~4)
(0~2.5)=0~10
工作机卷筒的转速为
n
所以电动机转速的可选范围为
=(0~10)
95.5
=(0~955)
符合这一范围的同步转速有750
和1000
两种,但
是综合考虑电动机和传动装置的尺寸,质量和价格因素,决定选用同步转速为1000
的电动机。
据表6-1可选择Y132S—6电动机,其主要参数如表3.1所示
表3.1Y132S—6型电动机主要参数
电动机型号
额定功率/KW
满载转速(
)
Y132S-6
3
960
2.2
2.2
中心高/mm
总长/mm
132
600
4.1传动装置总传动比和分配各级传动比
1)传动装置总传动比i
2)分配到各级传动比因为i
已知带传动比的范围为<
故取i
则i
在<
4(容许3~5%)的范围内故合适。
4.2传动装置的运动和动力参数计算
电动机:
转速:
n
=960
输入功率:
=P
输出转矩:
T
=9.55
=2.94
N
1轴:
KW
输入转矩:
=T
=2.94
=6.773
2轴:
=2.695KW
=2.695
卷筒轴:
=2.695
=2.615KW
=2.615
表4.1各轴运动和动力参数
轴号
功率
(KW)
转矩(N
转速(
电机轴
2.953
2.94
1轴
2.835
6.773
400
2轴
2.695
卷同轴
5.1确定计算功率P
表8-7查得工作情况系数K
=1.1。
故有:
=K
5.2选择V带带型
据P
和n有[2]图8-11选用A带。
5.3确定带轮的基准直径d
并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径d
有[2]表8-6和8-8,取小带轮直径d
=100mm。
(2)验算带速v,有:
v=
=5.024
因为5.024
在5
~30
之间,故带速合适。
(3)计算大带轮基准直径d
d
5.4确定V带的中心距a和基准长度L
(1)据[2]式8-20初定中心距a
=500mm
(2)计算带所需的基准长度
L
2a
+
=2
(240+100)+
=1543.6mm
由[2]表8-2选带的基准长度L
=1600mm
(3)计算实际中心距
a
5.5验算小带轮上的包角
5.6计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率P
由d
和n
查[2]表8-4a得
=0.95KW
据n
,i=2.4和A型带,查[2]8-4b得
=0.11KW
查[2]表8-5得K
=0.96,K
=0.99,于是:
=(P
K
=(0.95+0.11)
0.96
0.99
=1.007KW
(2)计算V带根数z
z=
=3.277
故取4根。
5.7计算单根V带的初拉力最小值(F
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1
所以
(F
=500
=500
=134.24N
应使实际拉力F
大于(F
5.8计算压轴力F
压轴力的最小值为:
=2
(F
sin
4
134.24
=1063N
5.9带轮设计
(1)小带轮设计
由Y132S电动机可知其轴伸直径为d=38mm,故因小带轮与其装配,故小带轮的轴孔直径d
=38mm。
可知小带轮结构为腹板式。
L=B=76mmC=19mm
(2)大带轮设计
大带轮轴孔取32mm,可知其结构为腹板式。
L=B=64mmC=13mm
6.1减速级齿轮设计
1.选定齿轮类型,精度等级,材料及模数
1)按要求的传动方案,选用圆柱斜齿轮传动;
2)运输机为一般工作机器,速度不高,故用7级精度;
(GB10095—88)
3)材料的选择。
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质)硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS;
4)选小齿轮齿数为Z
=24,大齿轮齿数Z
可由Z
得Z
=100.5,取101;
5)初选螺旋角
=14
2.按齿面接触疲劳强度设计
按公式:
(1)确定公式中各数值
1)试选K
=1.3。
2)由[2]图10-30选取区域系数Z
=2.433
3)由[3]图16.2-10可得:
=0.78,
=0.87
则
=0.78+0.87=1.65。
4)由[2]表10-7选取齿宽系数
=1。
5)计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知:
T
=6.773
6)由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z
=189.8MP
7)由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
=600MP;
大齿轮的接触疲劳强度极限
=550MP。
8)由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K
=0.90;
K
=0.95。
9)计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1
,安全系数S=1,有
[
]
=0.9
600=540MP
=0.95
550=522.5MP
所以[
]=
=531.25MP
(2)计算
1)计算小齿轮的分度圆直径d
,由计算公式可得:
=46.84mm
2)计算圆周速度。
=0.981
3)计算齿宽b及模数。
b=
=1
46.84=46.84mm
m
=1.89mm
h=2.25m
=2.25
1.89=4.2525mm
b/h=
=11.01
4)计算纵向重合度
=0.318
=0.318
1
24
tan14
=1.903
5)计算载荷系数K。
已知使用系数K
=1,据v=0.981
,7级精度。
由[2]图10-8得K
=1.08,K
=1.417。
由[2]图10-13查得K
=1.35,由[2]图10-3查得K
=1.4
故载荷系数:
K=K
=1
=2.14
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:
=d
=46.84
=55.31mm
7)计算模数m
=2.24mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)确定计算参数
1)计算载荷系数。
=2.04
2)根据纵向重合度
=1.903,由[2]图10-28查得螺角影响系数Y
=0.88。
3)计算当量齿数。
Z
=26.29
=110.56
4)查取齿形系数
由[2]表10-5查得Y
=2.592,Y
=2.216
5)查取应力校正系数
=1.596,Y
=1.777
6)由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极
=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
=380MP
7)由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K
=0.85,K
=0.88
8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有:
=303.57Mp
=238.86MP
9)计算大、小齿轮的
,并加以比较
=0.01363
=0.01649
(2)设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m
=1.8mm,已可满足弯曲疲劳强度,用接触疲劳强度算得分度圆直径d
=55.31mm来计算应有的齿数。
于是由:
=
=29.8
取Z
=30,则Z
=4.1875
=126
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=
=144.7mm
圆整为145mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
=14.47
因
值在允许范围内,故
等参数比用修正
(3)计算大,小齿轮的分度圆直径
55.65mm
=233.74mm
(4)计算齿轮宽度
55.65=55.65mm
圆整后取B
=56mmB
=61mm
5.大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数
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- 输送 传动 装置 机械设计 课程设计 说明书