带式运输机传动装置设计完整版文档格式.docx
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数据编号
1
2
3
4
5
运输带工作拉力F/N
1100
1150
1200
1250
1300
运输带工作速度V/(m/s)
卷筒直径D/mm
250
260
270
240
6
7
8
9
10
1350
1400
1450
1500
1600
280
300
工作条件:
一班制,连续单向运转。
载荷平稳,室内工作,有粉尘。
使用期限:
10年
动力来源:
三相交流电(220V/380V)
运输带速度允许误差:
±
5%。
备注
设计计算说明书
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件:
使用年限8年,工作为单班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
输送带拉力F=1200N;
带速V=s;
滚筒直径D=270mm;
滚筒长度L=500mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=×
×
=
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/(1000η总)
=1200×
(1000×
)
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×
1000V/(πD)
=60×
1000×
(π×
270)
=min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=(6~20)×
=~min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
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:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
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Y132S-6。
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速960r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=960/=
2、分配各级传动比
(1)据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=3(单级减速器i=3~6合理)
(2)∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=3=
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n0=n电机=960r/min
nI=n0/i带=960/=(r/min)
nII=nI/i齿轮=(r/min)
nIII=nII=(r/min)
计算各轴的功率(KW)
P0=P工作=
P
=P0η带=×
=P
η齿×
η承=
η承×
η联=×
=
3计算各轴扭矩(N·
mm)
4To=9550×
P0/n0=9550×
1000/960=·
m
T
=9550×
/n
1000/
=·
=·
TIII=9550×
PIII/nIII
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V选带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1
PC=KAP=1×
由课本P82图5-10得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为63~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=63
dd2=n1/n2·
dd1=960/×
100=266mm
由课本P74表5-4,取dd2=270mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/270
=min
转速误差为:
(n2-n2’)/n2=()/
=<
(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(100+270)≤a0≤2×
(100+270)
所以有:
259mm≤a0≤740mm
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×
500+(100+270)+(270-100)2/4×
500
根据课本P71表(5-2)取Ld=1600mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=500+()/2
=
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)/a×
=1800-(270-100)/×
=>
1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P1=△P1=
Kα=KL=
得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=【+)×
】
(6)计算轴上压力
由课本表查得q=m,单根V带的初拉力:
F0=[500PC/(ZV)]×
(Kα-1)+qV2
=[500×
(3×
)]×
+×
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×
3×
(2)
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
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40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;
根据表选7级精度。
齿面精糙度Ra≤~μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3×
20=120
实际传动比I0=60/20=3
传动比误差:
(i-i0)/I=(3-3)/3=0%<
%可用
齿数比:
u=i0=3
由表取φd=
(3)转矩T1
T1=×
106×
P/n1=×
mm
(4)载荷系数k
取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本查得:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
8×
365×
=×
108
NL2=NL1/i=×
108/3=×
107
由课本查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=ZNT2=
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×
=343Mpa
故得:
d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=[1×
(3+1)/×
3432]1/3mm
模数:
m=d1/Z1=20=
根据课本表取标准模数:
m=5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=5×
20mm=100mm
d2=mZ2=5×
60mm=300mm
齿宽:
b=φdd1=×
100mm=90mm
取b=90mmb1=90mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=90由表6-9相得
YFa1=YSa1=
YFa2=YSa2=
(8)许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由设计手册查得:
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
YNT1=YNT2=
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×
2×
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=2kT1/(bm2Z1)YFa1YSa1
=2×
1×
(90×
52×
20)×
=<
[σF]1
σF2=2kT1/(bm2Z2)YFa1YSa1
60)×
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=5/2(20+60)=200mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/(60×
1000)=×
(60×
1000)
=s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据设计手册例题,并查表10-2,取c=115
d≥1151/3mm=
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=×
(1+5%)mm=
∴选d=23mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=23mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=
段:
d2=d1+2h=23+2×
=29mm
∴d2=29mm
初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.
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20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=41mm
由手册得:
c
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