带式运输机的单级圆柱齿轮减速器例题Word文档格式.docx
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=0.895
(2)工作机所需的功率Pw:
Pw=Fv/1000ηw
由手册表1-7查得ηw=0.96,故
Pw=1300×
1.4/(1000×
0.96)=1.896kw
(3)所需电动机的功率Pd:
Pd=Pw/η=1.896/0.895=2.12kw
3、确定电动机转速:
滚筒工作转速:
nw=60×
1000v/πD=60×
1000×
1.4/(π×
250)=107.00r/min
按手册表13-2推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动传动比范围i齿=3~5。
取V带传动比i带=2~4,则总传动比的合理范围为i=6~20。
故电动机转速的可选范围为
nd'
=i×
nw=(6~20)×
107.00=642~2140r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
方案电动机型号额定功率/kw电动机同步转速(r/min)满载转速额定转矩轴伸直径
1Y132S-82.27507102.038
2Y112M-62.210009402.028
3Y100L1-42.2150014202.228
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传动方案。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y112M-6。
其主要性能:
额定功率:
2.2KW,满载转速940r/min,额定转矩2.0。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i=nm/nw=940/107=8.78
2、分配各级传动比
(1)据手册表1-7,取齿轮i齿=4(单级减速器i=3~5合理)
(2)∵i=i齿×
i带
∴i带=i/i齿=8.78/4=2.2
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm=940r/min
nII=nI/i带=940/2.2=427.27r/min
nIII=nII/i齿=427.27/4=106.82r/min
2、计算各轴的功率(kW)
PI=Pd=2.12KW
PII=PI×
η带=2.12×
0.96=2.035kw
PIII=PII×
η轴承×
η齿=2.035×
0.99×
0.97=1.954kw
3、计算各轴扭矩(N·
m)
TI=9.55×
106×
PI/nI=9.55×
2.12/940=2.154×
104N·
mm
TII=9.55×
PII/nII=9.55×
2.035/427.27=4.548×
TIII=9.55×
PIII/nIII=9.55×
106×
1.95/106.82=1.753×
105N·
m
五、传动零件的设计计算
1、V带传动的设计计算
(1)选择普通V带
由课本表13-查得:
KA=1.3,
PC=KAP=1.2×
2.12=2.544kw
又nI=nm=940r/min,由课本图13-得:
选用A型V带。
(2)确定带轮基准直径d1、d2
由课本表13-和图13-中推荐的小带轮基准直径为80~100mm,故
取d1=100mm>
dmin=80
d2=id1=2.2×
100=220mm
选取标准值d2=224mm
实际传动比i=d2/d1=224/100=2.24
(3)验算带速v
v=πd1n1/(60×
1000)=π×
100×
940/(60×
1000)
=4.92<
5m/s,带速不合适。
重新设计。
取d1=140mm
140=308mm
选取标准值d2=315mm
实际传动比i=d2/d1=315/140=2.25
140×
=6.89>
5m/s,带速合适。
(4)确定V带基准长度Ld和中心矩a
初步选择中心距a0=(0.7~2)(d1+d2)=(0.7~2)(140+315)=318.5~910
取a0=600mm
根据课本表13-取Ld=2000mm
实际中心距:
(5)验算小带轮包角α1
由课本式(13-)得
,合适。
(6)确定V带的根数z
根据d1=140mm,n1=940r/min,查表13-用线性插入法得:
P0=1.62kW
又i=2.25,查表13-用线性插入法得:
△P0=0.108kW
由表13-得KL=1.03,由表13-,用线性插入法得Kα=0.962,由此可得:
取z=2根
(6)计算作用在带轮轴上的压力FQ
由课本表13-查得q=0.10kg/m,由式13-得V带的初拉力:
N
作用在轴上的压力FQ,
N
(7)设计结果:
选用2根A-2000,GB11544-89V带,中心距a=600mm,带轮直径d1=140mm,d2=250mm,轴上压力FQ=585.3N。
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及确定许用应力
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40MnB调质,齿面硬度为260HBS(表11-);
大齿轮选用45钢调质,齿面硬220HBS(表11-)。
由图11-,查得:
σHlim1=700MPa,σHlim2=560MPa。
由表11-,SH=1.1,故
MPa,MPa
σFlim1=240MPa,σFlim2=190MPa。
由表11-,SF=1.3,故
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由课本表11-,取K=1.1,齿宽系数ψa=0.4。
r/min
kW
按式11-,计算中心距
初取a=125mm
mmm。
由课本表4-,取m=2mm。
则小齿轮齿数:
取z1=25,则z2=iz1=3.902×
25≈98,取z2=98。
实际传动比,,合适。
确定中心距
齿宽mm
取b2=50mm,b1=55mm。
(3)验算轮齿弯曲疲劳强度
由课本图11-查得YF1=2.73,YF2=2.22。
按课本式11-计算弯曲应力
,安全。
(4)确定齿轮的精度
m/s
由课本表11-选8级精度。
(5)主要几何尺寸
分度圆直径:
d1=mz1=2×
25=50mm,d2=mz2=2×
98=196mm
齿顶圆直径:
mm,
齿根圆直径:
mm。
(6)计算齿轮上的作用力
,
六、轴的设计计算
(一)输入轴(I轴)的设计计算
1、按扭矩初估轴径
选用40MnB调质,硬度241~286HBS
根据课本式14-计算最小轴径
由课本表14-查得C=107~98,取C=102,则
2、轴的结构设计
俯视图草图
3、确定轴各段直径和长度
①段装小带轮:
d1=28mm
长度取L1=50mm
∵h=2a
a=手册mm
②段:
d2=d1+2h=28+=35mm
初选用6208型深沟球轴承,其内径为d=40mm,宽度为B=18mm,外径D=80mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为Δ3+(2~3)=13mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑带轮和箱体外壁应有一定距离L'
而定,为此,取该段长为l2=c1+c2+δ+(5~10)-B-13=70mm,
③段装轴承:
d3=d=40mm,L3=B+Δ3+(2~3)=31mm
④段:
直径d4=d3+2a=40+=47mm,L4=Δ2-(2~3)=13mm
⑤段:
直径d5=d=40mm,L5=B+Δ3+(2~3)=31mm
(二)输出轴的设计计算
选用45钢调质,硬度241~286HBS
由课本表14-查得C=118~107,则
①段装联轴器GYH4:
d1=32mm
长度取l1=60-2=58mm
d2=d1+2h=32+=40mm
初选用6209型深沟球轴承,其内径为d=45mm,宽度为B=19mm,外径D=85mm。
d3=d=45mm,l3=B+Δ3+(2~3)+Δ2+(b1-b2)/2+(2~3)=19+10+2+13+2.5+2=48.5mm
④段装齿轮:
直径d4=d3+2a=40+=47.5mm,l4=b2-(2~3)=50-2=48mm
⑤段为轴环:
直径d5=d4+2a=48+=60mm。
⑥段装轴承:
d6=d=45mm
4、轴的强度校核
(1)求水平面的支承反力FAH=FBH=Ft2/2=1860.8/2=930.4N
(2)画水平面的弯矩图
C点的弯矩N·
(3)求垂直面的支承反力FAV=FBV=Fr2/2=604.6/2=302.3N
(4)画垂直面的弯矩图
(5)画合成弯矩图
N·
(6)画转矩图:
N·
(7)求危险截面的当量弯矩
①最大弯矩处N·
②最细处N·
(8)计算危险截面处的直径
①装齿轮处
由表14-查得σB=650MPa,由表14-查得[σ-1b]=60MPa,则
考虑到键槽对轴的削弱,将d值加大4%,故<
d4=47.5mm
②装联轴器处
d1=32mm
所以,此轴强度足够。
七、校核滚动轴承的寿命
由课本附录1查得轴承6209的Cr=31.5kN,C0r=20.5kN。
又根据已知条件,轴承预计寿命小时
轴承受力
Fa=0
mm故P=Fr=978.3N
N<
Cr
八、键连接的选择和计算
装联轴器轴段,键选45钢,由表10-10
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- 运输机 圆柱齿轮 减速器 例题