带式输送机传动装置设计说明汇总Word格式文档下载.docx
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联轴器效率
,滚动轴承传动效率(一对)
,齿轮转动效率
,V带的传动效率
;
代人得:
为工作机效率,
所需电动机功率为
电动机额定功率
约大于
,由课本第19章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数,选电动机额定功率
=7.5
2.1.3确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
V带传动的传动比为2~4
单级圆柱齿轮减速一般传动比范围为3~6
则总传动比合理范围为i=6~24
故电动机转速可选范围
,符合这一范围的同步转速有750
、960
、1440
,750
不常用,故选择1440
的电动机。
其相关数据如下:
方案
电动机型号
额定功率
/KW
电动机转速
/
堵载转矩
最大转矩
同步转速
满载转速
额定转矩
1
Y132M-4
7.5
1500
1440
2.2
2.3
方案优点:
结构简单、带传动易加工、成本低,可吸震缓冲,应用较广泛。
缺点:
外部尺寸大,带的寿命短,需经常更换。
2.2传动装置运动和动力参数的计算
2.2.1计算总传动比及分配传动比
根据电动机满载转速
及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为
分配各级传动比
为了使V带传动外轮廓尺寸不过大,保证各级传动尺寸协调,结构均匀合理,取V带传动比
,则
单级斜齿轮减速器的传动比
2.2.2计算传动装置各轴的运动和运动参数
2.2.2.1各轴轴转速
轴
2.2.2.2各轴的输入功率
电动机轴输出功率
2.2.2.3各轴的输入转矩
将上述结果列入表中
运动和动力参数
轴号
功率
转矩
转速
传动比
电动机
5.6
I轴
5.449
36.40
II轴
5.179
103.8
480
3
III轴
5.025
503.5
96
5
三V带及带轮结构设计
1确定计算功率
带式运输机传动系统中第一级用普通V带传动。
已知电动机额定功率
转速
,传动比
。
由表8-7查得工作情况系数
,故
2选择V带的带型
根据
=9.75KW、
,由图8-11选用A型,
3计算大带轮的基准直径并验算带速V
初选小带轮的基准直径
,由表8-6和8-8,取小带轮的基准直径
=90mm
验算带速V,按式(8-13)验算带的速度
因
故带速合适。
根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径
根据表8-8,圆周为
4确定V带的中心距
和基准长度
1)根据式(8-20),初定中心距
2)由式(8-22)计算带所需的基准长度
由表8-2选带的基准长度
3)按式(8-23)计算实际中心距
中心短范围为
5验算小带轮上的包角
6计算带的根数
(1)计算单根V带的额定功率
由
和
,查表8-4a得
,根据
,
和A型带,查表8-4b得
,查表8-5得
,表8-2得
,于是
2)计算V带的根数:
,取9根。
7计算单根V带的初始拉力的最小值
由表8-3得A型带的单位长度质量
,所以
应使带的实际初拉力
8计算压轴力
压轴力的最小值为
四斜齿齿轮设计
4.1一级斜齿轮大小齿轮的设计
已知输入功率
,小齿轮转速为
,齿数比
,由电动机驱动,工作寿命年限十年,载荷平稳,小批量生产,运输链速度允许误差为链速度的
4.1.1选精度等级,材料及齿数
(1)选用斜齿圆柱齿轮,由《机械设计》表10—1选择大·
小齿轮材料均为40Cr(调质),并经调质及表面淬火,齿面硬度为48~55HRC。
(2)表面淬火,轮齿变形不大,运输机为一般工作机器,速度不高,故精度等级选用七级精度
(3)选小齿齿数
大齿轮齿数
(4)选取螺旋角,初选螺旋角
4.1.2按齿面接触强度设计
(1)确定公式内各计算数值
1)试选
2)由《机械设计》图10—30选取区域系数
3)由《机械设计》图10—26查得
则
4)计算小齿轮传递的转矩
5)由《机械设计》表10—7选取齿宽系数
6)由《机械设计》表10—6查得材料的弹性影响系数
7)由《机械设计》图10—21e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
,大齿轮的接触疲劳强度极限
8)计算应力循环次数(设机器每年工作300天)
9)由《机械设计》图10—19取接触疲劳寿命系数
10)计算接触许用应力
取失效概率为1%安全系数S=1
(2)计算
1)试计算小齿轮分度圆直径
2)计算圆周速度
3)计算齿宽b及模数
4)计算纵向重合度
5)计算载荷系数
使用系数
根据
,7极精度由《机械设计》图10—8查得动载系数
由《机械设计》表10—4查得
,由《机械设计》图10—13查得
由《机械设计》表10—3查得
故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
7)计算模数
4.1.3按齿根弯曲强度设计
4.1.3.1确定参数
1)计算载荷系数
2)根据纵向重合度
从《机械设计》图10—28查得螺旋角影响系数
3)计算当量齿数
4)查取齿形系数
由《机械设计》表10—5查得
5)查取应力校正系数
6)由《机械设计》图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
7)由《机械设计》图10—18取弯曲疲劳系数
8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳系数S=1.4
9)计算大小齿轮的
并加以比较
大齿轮的数值大
4.1.3.2设计计算
对比计算结果,由齿面接触强度计算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数。
取
以可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算的分度圆直径
来计算应有的齿数。
于是由
则
4.1.4几何中心距计算
(1)计算中心距
将中心距圆整为124。
(2)按圆整后的中心距修整螺旋角
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度
圆整后取
4.1.5齿轮受力分析
小轮圆周力
小齿轮径向力
小齿轮轴向力
大齿轮圆周力
大齿轮径向力
大齿轮轴向力
五轴的计算
5.1齿轮轴的设计
5.1.1基本参数
电动机通过V带传递到
轴的功率
5.1.2初步确定轴的最小直径
先按式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调制处理。
根据15-3,取
,于是得
5.1.3轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
本题的装配方案如下:
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(右——左)
3)由于在
这段上所连接的是大带轮,根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径,这个直径下满足大带轮所传递的扭矩的强度,故
此处轴短长度由大带轮的轮懿的宽度所决定,由《机械设计》图8-14(d)查得
,为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴,所以轴段长度小于其轮懿值,取
4)初选滚动轴承
一般运输机传递载荷不是很大,由斜齿产生的轴向力不是很大,再根据这段轴的尺寸,可选择角接触轴承7306C。
查《机械设计课程设计》表13-3得
,要求的定位轴高是4.5mm。
故要求在此处的定位套筒的直径是39mm,因此取
a由图形分析,令
箱体壁与齿轮的距离
轴承端盖的壁厚一般为10mm左右。
因此,整个轴承盖的长度是30mm,它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm,再考虑轴承端盖的调整范围,可以确定
b考虑到
,取
c
处的宽度大于1.4h,取
d同样,也就确定了
错误!
未找到引用源。
至此,已初步了轴的各段直径和长度
e轴上零件的周向定位
大带轮与轴的周向定位采用平键链接。
按该截面直径查《机械设计》表6-1查得平键截面
,键槽用键铣刀加工,保证大带轮与轴的配合为
,同样。
滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6。
f确定轴上圆周角和倒角尺寸
参考表15-2确定轴两端的倒角均为2×
45°
,各处圆角半径都为0.5mm。
5.1.4轴的受力分析
(1)根据结构图画出轴的受力简图
(2)受力计算
1)由前面的计算可得
2)计算支反力
在水平面内进行计算
在垂直面内进行计算
3)画出弯矩图和扭矩图
弯矩图:
单位
4)由弯扭图上看,截面B是危险面。
现将计算出的截面B处的的值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
5.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度
只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核,由于轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取
,轴的计算应力
根据前面选定轴的材料为45钢,调质处理,由《课程设计》表查得
,因此
,故安全。
5.1.6精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险面
虽然键槽对轴有削弱,但轴的最小直径是按扭转强度确定的,因此这个截面不是危险面。
只有在截面C处有较大的应力集中,因此必须对其进行精确校核。
2)截面C右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面C右侧的弯矩
截面C上的扭矩T=103800N.mm
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
由表15-1查得:
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数
及
按附表3-2查取。
,用插值法可得
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为
故有效应力集中系数按式(附表3-4)为
由附图3-2的尺寸系数
由附图3-3的扭转尺寸系数
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即
,按式3-12及式3-12a得综合系数为:
又由3-1及3-2节得碳
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