设计带式运输机传动装置Word格式文档下载.docx
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2.2
表1-2所选电机安装及外形尺寸
中
心
高
外型尺寸
L×
(AC/2+AD)×
HD
底脚安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×
E
装键部位尺寸F×
G×
D
132
515×
(270/2+210)×
315
216×
178
12
38×
80
10×
33×
38
1.2计算传动装置的总传动及其分配
(1).总传动比为
(2).分配传动比
高速级:
低速级:
1.3计算传动装置的运动和动力参数
(1).各轴的转速
轴
轴
卷筒轴
(2).各轴的输入输出功率
轴
轴
卷筒轴
(3).各轴的输入输出转矩
电动机轴的输出转矩为
将上述计算结果汇总与下表1-3,以备查用。
表1-3运动和动力参数
轴名
输入功率P/kw
输出功率P/kw
输入转矩N/m
输出转矩N/m
转速r/min
传动比
效率
轴
5.58
5.47
37.01
36.27
1440
3.75
0.95
5.30
5.20
131.81
129.17
384
2.88
5.03
4.94
360.28
353.07
133.33
1
0.93
卷筒轴
4.88
4.78
349.54
342.55
2齿轮传动设计
2.1高速轴上的大小齿轮传动设计
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角:
1)按简图所示的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动,软齿轮面闭式传动。
2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度。
3)材料选择。
由文献【1】表6.1,选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
4)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数,取=94。
5)选螺旋角为15º
。
设计准则:
先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度计.
(2)按齿面接触疲劳强度设计,即
1>
确定公式内的各计算数值
Ⅰ.试选载荷系数。
Ⅱ.小齿轮传递的转矩
Ⅲ.按软齿面齿轮非对称安装,由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
Ⅳ.由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数。
Ⅴ.由文献【1】图10-21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。
Ⅵ.计算应力循环次数
Ⅶ.由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数;
Ⅷ.计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1
则,
2>
.设计计算
Ⅰ.试算小齿轮分度圆直径,代入各参数的值。
Ⅱ.计算圆周速度。
Ⅲ.齿宽b及模数
mm
Ⅳ.计算纵向重合度
Ⅴ.计算载荷系数
已知使用系数=1.25、V=,8级精度查文献【1】图10-8得动载系数;
查文献【1】图10-4得,。
由文献【1】表10-3查得=
则
Ⅵ.按实际载荷校核所算得的分度圆直径
由
Ⅶ.计算模数
(3).按齿根弯曲疲劳强度校核
由公式
.确定公式内的各参数值
Ⅰ.计算载荷系数
Ⅱ.根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数
Ⅲ.计算当量齿数:
由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲强度极限;
Ⅳ.由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;
Ⅴ.计算弯曲疲劳许用应力;
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数,得
Ⅵ.查取齿形系数、和应力修正系数、
由文献【1】表10-5插值法得;
Ⅶ.计算大、小齿轮的并加以比较;
大齿轮的值大。
Ⅷ.设计计算:
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数,取
已可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。
于是由,取,则
取=124
(4).几何尺寸计算
1)计算中心距,将中心距圆整为122.
2)按圆整后的中心距修整螺旋角:
因值改变不多,故参数等不必修整
3)计算大小齿轮的分度圆直径:
4)计算齿轮宽度
圆整后取
2.2低速轴上的大小齿轮传动设计
(1).所选定齿轮类型,精度等级和材料与第一级相同。
初选小齿轮齿数为26则大齿数,取,初选螺旋角。
(2).按齿面接触强度设计:
1)试选:
2)选
3)由文献【1】图10-26查得
则
4)许用接触应力:
小齿轮的转矩
5)则小齿轮的分度圆直径可求出为
6)计算圆周速度:
7)计算齿宽b及模数:
8)计算纵向重合度:
9)已知使用系数,根据v=1.4m/s,8级精度,由文献【1】图10-8查得动载系数,由文献【1】表10-4查得的值为1.456,由图10-13
查得:
由文献【1】表10-3查得:
故载荷系数:
10)按实际的载荷系数校正所谓的分度圆直径:
11)计算摸数:
(3)按齿根弯曲强度设计:
确定计算参数:
1)计算载荷系数:
2)根据计算重合度从文献【1】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。
由表10-5查得:
由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿
轮的弯曲强度极限;
由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;
计算弯曲疲劳许用应力:
5)计算小齿轮的并加以比较。
,大齿轮的数值大。
(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摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数,取已可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是有:
取
则:
取
(4)几何尺寸计算:
1)计算中心矩
2)按圆整后的中心矩修正
3)计算大小齿轮的分度圆直径
4)计算齿轮宽度
圆整后取
3轴的设计计算
3.1轴上的功率、转速和转矩
由上可知
3.2求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径
圆周力,径向力及轴向力的方向如图所示
3.3初步确定轴的最小直径
材料为45钢,正火处理。
根据文献【1】表11.3,取,于是
,由于键槽的影响,
故
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。
为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查文献【1】表10.1,取,则:
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查文献【8】选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为。
半联轴器的孔径,故取,半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度。
3.4轴的结构设计
(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1).为了满足办联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径;
左端用轴端挡圈定位。
半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些,现取。
2).初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。
按照工作要求并根据,由轴承产品目录中选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210型,其尺寸为,故,
右端滚动轴承采用轴肩进行定位,手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h>0.07d,取h=5mm,因此.
3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径;
齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的跨度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取。
齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则轴环处的直径。
轴环宽度,取。
4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故。
5).取齿轮距箱体内壁的距离,两圆柱齿轮间的距离c=20mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取,已知滚动轴承宽度,大齿轮轮毂长度,则
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
轴如图所示:
3.5求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支撑跨距。
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(图3-1)。
现将计算截面Ⅶ处的、及的值列于下表3-1。
表3-1截面Ⅶ处支反力、弯矩及扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
弯矩
总弯矩
扭矩
图3-1轴的弯矩图和扭矩图
3.6按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面Ⅶ)的强度。
根据上表资料,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由文献【1】表11.2查得
因此,故安全。
3.7精确校核轴的疲劳强度
(1).判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重;
从受载的情况来看,截面C上的应力最大。
截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。
截面C上最然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核。
截面Ⅳ和Ⅴ显然更不必校核。
由文献【1】第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴
只需校核截面Ⅶ左右两侧即可。
(2).截面Ⅶ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅶ左侧的弯矩为
截面Ⅶ上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢,调质处理,由文献【1】表15-1得,,。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。
因,,经差值后可查得
,
又由文献【1】图3-1可得轴的
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- 设计 运输机 传动 装置
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