带式运输机传动装置Word格式文档下载.docx
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10
运输机工作转矩T/(N.m)
670
630
760
620
运输机带速V/(m/s)
0.85
0.9
0.75
卷筒直径D/mm
320
380
360
工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产,单班制工作(8小时/天)。
运输速度允许误差为
。
二、课程设计内容
1)传动装置的总体设计。
2)传动件及支承的设计计算。
3)减速器装配图及零件工作图。
4)设计计算说明书编写。
每个学生应完成:
1)部件装配图一张(A0)。
2)零件工作图两张(A3)
3)设计说明书一份(6000~8000字)。
本组设计数据:
第三组数据:
运输机工作轴转矩T/(N.m)670。
运输机带速V/(m/s)0.85。
卷筒直径D/mm320。
已给方案:
外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
计算及说明
主要结果
第一部分传动装置总体设计
一、传动方案(已给定)
1)外传动为V带传动。
2)减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
3)方案简图如下:
二、该方案的优缺点:
该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种。
齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
原动机部分为Y系列三相交流
异步电动机。
总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
计算与说明
三、原动机选择(Y系列三相交流异步电动机)
工作机所需功率:
=0.96(见课设P9)
传动装置总效率:
(见课设式2-4)
(见课设表12-8)
电动机的输出功率:
(见课设式2-1)
取
选择电动机为Y132M1-6型(见课设表19-1)
技术数据:
额定功率(
)4满载转速(
)960
额定转矩(
)2.0最大转矩(
)2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸(mm):
(见课设表19-3)
A:
216B:
178C:
89D:
38E:
80F:
10G:
33H:
132K:
12AB:
280AC:
270AD:
210HD:
315BB:
238L:
235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、总传动比:
(见课设式2-6)
2、各级传动比分配:
(见课设式2-7)
初定
第二部分V带设计
外传动带选为普通V带传动
1、确定计算功率:
1)、由表2-10查得工作情况系数
2)、由式2-21(机设)
2、选择V带型号
查图2-17(机设)选A型V带。
3.确定带轮直径
(1)、参考表2-4(机设)选取小带轮直径
(电机中心高符合要求)
(2)、验算带速由式5-7(机设)
(3)、从动带轮直径
查表2-4(机设)取
(4)、传动比i
(5)、从动轮转速
4.确定中心距
和带长
(1)、按式(2.23机设)初选中心距
(2)、按式(2.1机设)求带的计算基础准长度L0
查图.由表2-2(机设)取带的基准长度Ld=2000mm
(3)、按式(2-24机设)计算中心距:
a
(4)、按式(2-25,2-26机设)确定中心距调整范围
5.验算小带轮包角α1
由式(2-2机设)
6.确定V带根数Z
(1)、由表(2-4机设)查得dd1=112n1=800r/min及n1=980r/min时,单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw,用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。
(2)、由表(2-7机设)查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得(2-9机设)查得包角系数
(4)、由表(2-2机设)查得长度系数KL=1.03
(5)、计算V带根数Z,由式(2-27机设)
取Z=5根
7.计算单根V带初拉力F0,由式(2.28)机设。
q由表2-1机设查得
8.计算对轴的压力FQ,由式(2-29机设)得
9.确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。
大带轮基准直径dd2=280mm,采用孔板式结构,基准图见零件工作图。
第三部分各齿轮的设计计算
一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮)
1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表4-2选取,都采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。
齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34则Z2=Z1i=34×
2.48=85
2.设计计算。
(1)设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-9)
T1=9.55×
×
P/n=9.55×
5.42/387=133749N·
mm
由图(4.19-3)选取材料的接触疲劳,极限应力为
бHILim1=580бHILim2=560
由图4.21-3选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILin1=230бHILin2=210
应力循环次数N由式(4.15)计算
N1=60n,at=60×
380×
(8×
360×
10)=6.57×
N2=N1/u=6.57×
/2.48=2.64×
由图4.20查得接触疲劳寿命系数;
ZN1=1.1ZN2=1.04
由图4.23查得弯曲;
YN1=1YN2=1
由图4.10查得接触疲劳安全系数:
SHmin=1.1SFmin=1.25又YST=2.0试选Kt=1.3
由式(4.13)求许用接触应力和许用弯曲应力
将有关值代入式(4-9)得
则V1=(πd1×
n1/60×
1000)=1.3m/s
(Z1V1/100)=1.3×
(34/100)m/s=0.44m/s
查图4.9得Kv=1.05由表4-4查和得KA=1.25.由图4.12查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取标准模数:
m=2mm
(3)计算几何尺寸
d1=mz1=2×
34=68mm
d2=mz2=2×
85=170mm
a=m(z1+z2)/2=119mm
b=φdd1=1×
68=68mm
取b2=65mmb1=b2+10=75
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图4.18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0取Yε=0.7
由式(4.11)校核大小齿轮的弯曲强度.
二、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮)
1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。
齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34
则Z2=Z1i=34×
3.07=104
(1)设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度设计,由式(4-9)
5.20/154=322468N·
бHILim1=580бHILiM2=560
由图4.21-3选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILiN1=230бHILin2=210
N1=60nat=60×
154×
10)=2.66×
N2=N1/u=2.66×
/3.07=8.67×
由图4.20查得接触疲劳寿命系数;
将有关值代入式(4-9)得
1000)=0.57m/s
(Z1V1/100)=0.57×
(34/100)m/s=0.19m/s
查图4.9得Kv=1.05由表4-4查和得KA=1.25.由图4.12查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377,修正
M=d1/Z1=2.11mm
取标准模数:
m=2.5mm
d1=mz1=2.48×
34=85mm
d2=mz2=2.5×
104=260mm
a=m(z1+z2)/2=172.5mm
b=φdd1=1×
85=85mm
取b2=85mmb1=b2+10=95
总结:
高速级z1=34z2=85m=2
低速级z1=34z2=104m=2.5
第四部分轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表6-3,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=C
D2min=C
D3min=C
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,句可按轴
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