胶带输送机传动装置的设计Word文档格式.docx
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50
=76.43r/min
初定各级传动的传动比i,由课本表11-3取V带传动的初定传动比i=0.5,闭式齿轮的传动比i=3则
i=I’1.*I’2=2.5*3=7.5
计算所需电机的转速
n’d=I’×
n筒=7.5*85.98=645
4、确定电动机型号
根据电动机的额定功率Ped>
=Pd及同步转速,以及工作情况查附表11-1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,额定转矩2.0。
质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=960/85.99=11.16
2、分配各级传动比
(1)将中传动比分配到各级传动中,使满足i=i1*i2..in取齿轮i齿轮=6(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=11.16/6=1.861
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/1.861=515.9(r/min)
=n
/i齿轮=515.9/6=85.97(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P
=P工作=2.7KW
=P
×
η带=2.7×
0.96=2.304KW
η轴承×
η齿轮=2.592×
0.98×
=2.438KW
3、计算各轴扭矩(N·
mm)
T
=9.55×
106P
/n
106×
2.4/960
=23875N·
mm
2.592/458.2
=47986.1N·
2.438/85.9
=270763N·
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本P125表6-4且每日两班制,所以得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3=3.6KW
由课本P126图6-13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6-13得,推荐的小带轮基准直径为
80~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=80
dd2=n1/n2·
dd1=960/458.2×
100=209.5mm
由课本P121表6-3,取dd2=180mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/180
=533r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=515.9-533/515.9
=-0.033<
0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=5.03m/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P127式(6-15)得初选中心距
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(100+180)≤a0≤2×
(100+180)
所以有:
196mm≤a0≤560mm
由课本P127式(6-16)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×
500+1.57(100+180)+(180-100)2/4×
500
=1443mm
根据课本P120表(6-2)取Ld=1400mm
根据课本P127式(6-17)得:
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2
=500-21
=479mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=1800-180-100/479×
=1800-9.50
=170.40>
1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P128表(6-5)P1=0.97KW
根据课本P129表(6-6)△P1=0.10KW
根据课本P129表(6-7)Kα=0.98
根据课本P120表(6-2)KL=0.96
由课本P129式(6-20)得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.6/(0.97+0.1)×
0.96×
=3.57
(6)计算轴上压力
由课本P119表6-1查得q=0.1kg/m,由式(6-21)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×
3.6/4×
5.03×
(2.5/0.98-1)+0.1×
5.032]N
=141.2N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
141.28sin170.4/2
=1126.3N
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;
根据课本P59表3-1选7级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥[ZEZH/[σH]H)2×
kT1(i+1)/φdi[σH]2]1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×
20=120
实际传动比I0=120/20=6
传动比误差:
i-i0/I=6-6/6=0%<
2.5%可用
齿数比:
u=i=6
单级传动,齿轮相对轴承对称布置,
由课本P75表3-7取
模度系数φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
2.4/515.9
=49980.6N·
(4)载荷系数工作平稳
取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=0.87HBS+380由课本P70,3-4查得:
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
故得:
d1≥[ZEZH/[σH]H)2×
=49.68mm
模数:
m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm
根据课本P61表3-2取标准模数:
m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132(6-48)式
σFlim=0.7HBS+275
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
120mm=300mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×
50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
(7)许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlim/SF
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1Yns1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2Yns2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=(2kT1/bm2)Yfa1=77.2Mpa<
[σF]1
σF2=σF1Yns2/Yst1=11.6Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(8)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(9)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
515.9/60×
=1.3m/s
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
根据课本P157(7-2)式,并查表7-4,取c=115
d≥115(2.592/515.9)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×
(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
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=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×
1.5=28mm
∴d2=28mm
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=45mm
由手册得:
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(30+3×
2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T2=49980.6N·
③求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=50021.8/50=999.612N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=999.612×
tan200=363.8N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×
50=9.1N·
m
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=500.2×
50=25N·
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P2/n2)×
106=48N·
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×
48)2]1/2=54.88N·
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P157页式(7-2),表(7-4)取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.438/85.97)1/3=35.06mm
取d=35mm
(1)轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N·
③求圆周力Ft:
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N·
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×
271)2]1/2
=275.06N·
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×
453)
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
根据根据条件,轴承预计寿命
16×
365×
10=58400小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P185(8-9)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P184表(8-8)得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P183表(8-7)取fP=1.5
根据课本P183(8-8)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×
(1×
500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
7206AC型的Cr=23000N
由课本P183(8-5c)式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/515.9×
23000/750.3)3
=930760.5h>
48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P185表(8-9)得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×
903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=569.1N
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P184表(8-8)得:
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表(8-7)取fP=1.5
903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P183表(8-6)得:
ft=1
根据课本P183(8-5)式得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/85.97×
30500/1355)3
=2212500.4h>
∴此轴承合格
F=900N
V=2.5m/s
D=400mm
L=600mm
n滚筒=85.99r/min
η总=0.8412
P工作=2.7KW
电动机型号
Y132S-6
i总=11.16
据手册得
i齿轮=6
i带=1.861
nI=960r/min
=515.9r/min
=85.97r/min
=2.592KW
dd2=186.1mm
取标准值
dd2=180mm
n2’=533r/min
V=5.03m/s
取a0=500
Ld=1400mm
a0=479mm
Z=4根
F0=158.01N
FQ=1256.7N
i齿=6
Z1=20
Z2=120
u=6
T1=49980.6N·
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
ZE=189.8(Mpa)1/2
ZH=2.5
d1=49.68mm
d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
σFlim1=290Mpa
σFlim2=210Mpa
YNS1=0.88
YNS2=0.9
SF=1.25
σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa
a=175mm
V=1.3m/s
d=22mm
d1=22mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm
d4=41mm
L4=20mm
d5=30mm
L=100mm
Ft=1000.436N
Fr=364.1N
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·
MC2=25N·
MC=26.6N·
T=48N·
Mec=99.6N·
σe=14.5MPa
<
[σ-1]b
d=35mm
Ft=1806.7N
FAX=FBY=328.6N
FAZ=FBZ=903.35N
MC1=16.1N·
MC2=44.26N·
MC=47.1N·
Mec=275.06N·
σe=1.36Mpa
轴承预计寿命58400h
FS1=FS2=315.1N
x1=1
x2=1
P1=750.3N
P2=750.3N
LH=1047500h
FR=903.35N
FS1=569.1N
P1=1355N
P2=1355N
Lh=2488378.6h
故轴承合格
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- 胶带 输送 传动 装置 设计