WD-6机械设计课程设计--WD—6B 胶带输送机的传动装置Word下载.doc
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滚筒圆周力
带速
滚筒直径
滚筒长度
F=2000N
V=0.50m/s
D=300mm
L=400mm
3、工作条件:
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
10年
2班
多灰尘
稍有波动
小批
二.电动机的选择计算
1、选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭式结构,电
压380V,Y系列。
2、选择电动机功率
卷筒所需有效功率PW=F×
V/1000=2000×
0.50/1000=1.0kwPW=1.0kw
传动装置总效率:
η=η筒×
η蜗×
η链×
η承3×
η联=0.658η=0.658
其中,按表4.2-9取
滚筒效率η筒=0.96
蜗杆传动效率η蜗=0.82
链条传动效率η链=0.92
圆锥滚子轴承效率η承=0.98
联轴器效率η联=0.99
所需电动机功率PR=PW/η=1.0/0.658=1.520kwPR=1.520kw
查表4.12-1:
选Y100l1-4型。
额定功率2.2kw,同步转速
1500r/min,满载转速n0=1420r/min。
..
查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,外伸轴段
D×
E=28mm×
60mm.D×
60mm.
3、分配传动比
滚筒轴转速nW=60v/(π×
D)=60×
0.50/(0.30×
π)=31.85r/min.nW=31.85r/min
传动装置总传动比i=n0/nW=1420/31.85=44.58i=44.58
据表4.2-9,取i链=2,则
i蜗=i/i链=44.58/2=22.29i蜗=22.29
三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
0轴(电动机轴):
P0=Pr=1.520kw,n0=1420r/min
T0=9.55×
P0/n0=10.22N·
m;
1轴(减速器高速轴):
P1=P0×
η联=1.50kw,
n1=n0=1420r/min,
T1=9.55×
P1/n1=10.09N·
2轴(减速器低速轴):
P2=P1×
η承=1.21kw,
n2=n1/i蜗=63.7r/min,
T2=9.55×
P2/n2=181.4N·
m;
3轴(传动滚筒轴):
P3=P2×
η承=1.09kw,
n3=n2/i链=31.85r/min,
T3=9.55×
P3/n3=326.83N·
各轴运动及动力参数
轴序号
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩(N.m)
传动形式
传动比
效率η
1.52
1420
10.22
联轴器
1.0
0.99
Ⅰ
1.50
10.09
蜗杆传动
22.29
0.82
Ⅱ
1.21
63.7
181.4
链传动
2.0
0.92
Ⅲ
1.09
31.85
326.83
四、传动零件的设计计算
1、蜗轮蜗杆的设计计算
(1)、选择材料
蜗杆用45钢,考虑到效率高些,耐磨性好些,蜗杆螺旋面进行表面淬火,硬度为45~55HRC。
蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1,金属模铸造,为节约贵金属,仅齿圈用贵金属制成,轮芯用铸铁HT200制造。
(2)、确定蜗轮齿数
按i=22.29蜗杆头数Z1=2,Z2=iZ1=44.58。
取Z2=45。
(3)、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算
a)确定作用在蜗轮上的转矩T2,按z1=2,η蜗=0.82,
b)则:
T2=9.55×
p2/n2=181.4N·
mZ1=2,z2=45
c)确定载荷系数KT2=181.4N·
m
由表6-6中选取使用系数KA=1.15,取载荷分布系Kβ=1.3,Kβ=1.3,KA=1.15
由于蜗轮转速为63.7r/min,蜗轮的圆周速度可能较小,Kv=1.05,
(v2〈3m/s〉故选动载荷系数Kv=1.05,于是K=1.57
K=KA×
Kβ×
Kv=1.57
c)确定许用接触应力[σH]
由表6-7中查得[σH]’=268N/mm2;
应力循环次数
N=60×
j×
n2×
Lh=60×
1×
63.7×
16×
300×
10=1.83×
108N=1.83×
108
[σH]=[σH]’×
(107/N)1/8=268×
(107/(1.83/108))1/8[σH]=186.35N/mm2
=186.35N/mm2[σH]’=268N/mm2;
d)确定模数m及蜗杆分度圆直径d1
青铜蜗轮与钢蜗杆配对时,ZE=160(N/mm2)1/2,有
m2d1≥K×
T2×
(496/(Z2×
[σH]))2=996mm3
由表6-2,取m=5,d1=40mm。
(m2d1=1000mm3)m=5,d1=40mm
e)验算蜗轮的圆周速度V2
V2=π×
m×
Z2×
n2/(60×
1000)=0.75m/s<
3m/s,V2=0.75m/s
故取Kv=1.05是合适的。
(4)、分度圆直径d1、d2及中心矩a
蜗杆分度圆直径d1=40mm,d1=40mm,
蜗轮分度圆直径d2=m×
Z2=225mmd2=225mm
中心矩a=(d1+d2)/2=132.5mm,a=132.5mm
取实际中心矩a’=130mm,则蜗轮需变位。
蜗轮的变位系数X2=(a’-a)/m=-0.5
(5)、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度
由表6-8,按Z2=45,查得YFa=2.06,
由表6-9查得[σF]’=56N/mm2,
则许用弯曲应力为
[σF]=[σF]’×
(106/N)1/9=32.16N/mm2[σF]=32.16N/mm2
蜗杆分度圆柱导程角γ,tanγ=Z1×
m/d1=0.25,
故γ=16
得σF=1.53×
K×
cosγ×
YFa/(d1×
d2×
m)σF=19.32N/mm2
=19.32N/mm2〈[σF]=32.16N/mm2
蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。
(6)、蜗杆\蜗轮各部分尺寸计算
a)蜗杆
齿顶高ha1=ha*×
m=5mm
齿根高hf1=(ha*+c*)×
m=6mm
齿高h1=ha1+hf1=11mm
分度圆直径d1=40mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha1=50mm
齿根圆直径df1=d1-2hf1=28mm
蜗杆轴向齿矩Px=π×
m=15.7mm
蜗杆齿宽b1=(8+0.06×
Z2)×
m+25=78.5mm
b)蜗轮
齿顶高ha2=(ha*+x2)×
m=2.5mm
齿根高hf2=(ha*+c*-x2)×
m=8.5mm
齿高h2=ha2+hf2=11mm
分度圆直径d2=m×
Z2=225mm
喉圆直径da2=d2+2ha2=230mm
齿根圆直径df2=df-2hf2=208mm
咽喉母圆半径rg2=a’-da2/2=15mm
齿宽b2≤0.75da1=37.5mm,取b2=40mm
齿宽角θ=2arcsin(b2/d1)=122o
顶圆直径de2≤da2+1.5m=231.5mm。
取de2=232mm
(7)、热平衡计算
a)滑动速度VsVs=V2/sinγ=3.02m/s
b)当量摩擦角φv按Vs=3.02m/s,由表6-10得φv=1o36’
c)传动效率ηη=0.955tanγ/tan(γ+φv)=0.86
d)箱体所需散热面积按自然通风计算取kd=17w/(m2·
oC),
油的工作温度t=80oC,周围空气温度t0=20oC,则
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