传送设备的传动装置.docx
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传送设备的传动装置
计算内容计算结果
一,设计任务书
设计题目:
传送设备的传动装置
(一)方案设计要求:
具有过载保护性能(有带传动)
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
(二)工作机原始数据:
传送带鼓轮直径___mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年,___班制
工作载荷(平稳,微振,冲击)
(三)数据:
鼓轮D278mm,扭矩T248N.m
带速V0.98m/s,年限9年
班制2,载荷微振
二.电机的选择计算
1.选择电机的转速:
a.计算传动滚筒的转速
nw=60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326r/min
b.计算工作机功率
pw=❆nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2.工作机的有效功率
a.传动装置的总效率
带传动的效率η1=0.96
弹性联轴器的效率η2=0.99
滚筒的转速
nw=67.326r/min
工作机功率
pw=1.748Kw
计算内容计算结果
滚动轴承的效率η3=0.99
滚筒效率η4=0.96
齿轮啮合效率η5=0.97
总效率η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c.所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3.选择电动机的型号:
查参考文献[10]表16-1-28得表1.1
方案
号电机
型号电机
质量
(Kg)额定
功率
(Kw)同步
转速(r/min)满载
转速
(r/min)总传
动比
1Y100L1-4342.21500142021.091
2Y112M-6452.2100094013.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见,方案2传动比小且质量价格也比较合理,所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1.分配传动比取i带=2.5
总传动比i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1==2.746
减速器低速级传动比i2=i减/i1=2.034
2.运动和动力参数计算:
总效率
η=0.816
电动机输出功率
Pr=2.142kw
选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60
i=13.962
i12=2.746
i23=2.034
P0=2.142Kw
计算内容计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55´103´P0/n0=9.55´103´2.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
p1=p.η1=2.142´0.95=2.035Kw
n1=n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55´103´P1/n1=51.687N.m
Ⅱ轴(减速器中间轴):
p2=p1η12=p1´η5´η3=2.035´0.97´0.99
=1.954Kw
n2=n1/i12=376/2.746=136.926r/min
T2=9.55´103´P2/n2=136.283N.m
Ⅲ轴(减速器低速轴):
p3=p2η23=p2´η5´η3=1.876Kw
n3=n2/i23=67.319r/min
T3=9.55´103´P3/n3=266.133N.m
Ⅳ轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839Kw
n4=n3=67.319r/min
T4=9.55´103´P4/n4=260.884N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1)工况系数取KA=1.2
确定dd1,dd2:
设计功率pc=KAp=1.2´2.2=2.64Kwn0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926r/min
T2=136.283N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319r/min
T3=266.133N.m
p4=1.839Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884N.m
小带轮转速n1=n0=940r/min
选取A型V带取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)´118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/dd2=315/118=2.669
所以n2=n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)´125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i=dd1/dd2=315/125=2.52
n2=n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8%允许)
所选V带带速v=πdd1n1/(60´1000)=3.14´
125´940/(60´1000)=6.152m/s
在5~25m/s之间所选V带符合
(2)确定中心距
①初定a0:
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
308≤a0≤880取a0=550mm
②Lc=2a0+(π/2)(dd1+dd2)+(dd2-dd1)²/4a0
=2´550+(3.14/2)´(315+125)+(315-125)²/4´550=1807.559
③取标准值:
Ld=1800mm
④中心距:
a=a0+(LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2
计算内容计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm
(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1)´60°/a=180°-(315-125)´60°/547=159°>120°,符合要求。
(3)确定根数:
z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1-)=0.948
对于A型带:
c1=3.78´10-4,c2=9.81´10-3,
c3=9.6´10-15,c4=4.65´10-5
L0=1700mm
ω1===98.437rad/s
p0=dd1ω1[c1--c3(dd1ω1)²-c4lg(dd1ω1)]
=125´98.437´[3.78´10-4--9.6´
10-15´(125´98.437)²-4.65´10-5´
lg(125´98.437)]=1.327
Δp1=c4dd1ω1=0.148
Δp2=c4dd1ω1=0.0142
p0’=0.948´(1.327+0.149+0.0142)=1.413Kw
确定根数:
z≥≤Zmax
z==取z=2
(4)确定初拉力F0
F0=500=500×
=175.633KN
(5)带对轴的压力Q
Q=2F0zsin=2=690.768KN
(二)减速器以内的零件的设计计算
1.齿轮传动设计
(1)高速级用斜齿轮
①选择材料
小齿轮选用40Cr钢,调质处理,齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~640,正火处理,齿面硬度170~220HBS
应力循环次数N:
N1=60n1jLh=60×376×(9×300×16)=9.74×108
N2=N1/i1=9.74×108÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得:
ZN1=1.02ZN2=1.11(允许有一点蚀)
由文献[2]式(5-29)得:
ZX1=ZX2=1.0,取SHmin=1.0,Zw=1.0,ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图(5-16(b))得:
σHlim1=690Mpa,σHlim2=450Mpa
许用接触应力[σH]1=(σHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=647.496Mpa,[σH]2=(σHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR
=459.540Mpa
因[σH]2〈[σH]1,所以计算中取[σH]=[σH]2=459.540Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12°Zβ==0.989
初取KtZεt2=1.12由文献[2]表5-5得ZE=188.9,减速传动u=i1=2.746,取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos12°)=20.4103°
基圆螺旋角βb=arctan(tanβ×cosαt)=arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH===2.450
计算中心距a:
计算内容计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数
实际传动比:
传动比误差在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近,Zβ,ZH可不修正。
齿轮分度圆直径
圆周速度
由文献[2]表5-6取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由文献[2]表5-3取KA=1.25
由文献[2]图5-4(b),按8级精度和
取KV=1.023
齿宽,取标准b=45mm
由文献[2]图5-7(a)按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4,Kα=1.2
载荷系数K=KAKVKβKα=
计算重合度:
齿顶圆直径
端面压力角:
齿轮基圆直径:
mm
mm
端面齿顶压力角:
高速级斜齿轮主要参数:
mn=2
z1=30,z2=80
β=
10°50′39〃
mt=mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1=d1-2(ha*+c*)mn=56.091mm
df2=d2-2(ha*+c*)mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齿宽b2=b=
45mm
b1=b2+(5~10)=50mm
计算内容计算结果
齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18(b)得:
由文献[2]图5-19得:
由文献[2]式5-23:
取
计算许用弯曲应力:
计算内容
计算结果
由文献[2]图5-14得:
由文献[2]图5-15得:
由文献[2]式5-47得计算
由式5-48:
计算齿根弯曲应力:
均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢,齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570,正火处理,齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N:
同高速级斜齿轮的计算N1=60n1jLh=1.748×108
N2=N1/i1=0.858×108
计算内容
计算结果
查文献[2]图5-17得:
ZN1=1.12ZN2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图(5-16(b))得:
σHlim1=690Mpa,σHlim2=440Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力:
[σH]1=(σHlim1/SHmin)ZN1ZX1ZwZLVR=710.976Mpa,[σH]2=(σHlim2/SHmin)ZN2ZX2ZwZLVR
=461.472Mpa
因[σH]2〈[σH]1,所以取[σH]=[σH]2=461.472Mpa
②按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1由文献[2]表5-5得ZE=188.9,减速传动u=i23=2.034,取Φa=0.35
计算中心距a:
a≥
=145.294mm
取中心距a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1.05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数
齿轮分度圆直径
齿轮齿顶圆直径:
齿轮基圆直径:
mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6取齿轮精度为8级
按电机驱动,载荷平稳,而工作机载荷微振,由文献[2]表5-3取KA=1.25
按8级精度和取KV=1.02
齿宽b=,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7(a)按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4,Kα=1.1
载荷系数K=KAKVKβKα=
计算端面重合度:
安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50,z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1=1.71,YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18(b),σFlim1=290Mp,σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19,YN1=YN2=1.0,因为m=4〈5mm,YX1=YX2=1.0。
取YST=2.0,SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力:
[σF1]=σFlim1YSTYN1YX1/SFmin=414Mp
[σF2]=σFlim2YSTYN2YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力:
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五.轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm,a2=150mm,
bh2=45mm,bh1=bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm,bl1=bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴,l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉,计入尺寸s=10mm,考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉,计入尺寸k=10mm,为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内,计入尺寸c=5mm,初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22,n3=22mm,3根轴的支撑跨距分别为:
计算内容
低速级直齿轮主要参数:
m=2
z1=50,z1=50z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+c*)m=95mm
df2=
d2-2(ha*+c*)m=195mm
a=1/2(d2+d1)=150mm
齿宽b2=b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm
计算结果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=
172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速轴的设计:
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小,所以采用齿轮轴,选用40r钢,
②轴的受力分析:
如图1轴的受力分析:
lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC=lAB-lAC=170-50=120mm
(a)计算齿轮啮合力:
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1=Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b)求水平面内支承反力,轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图:
RAx=Ft1lBC/lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx=Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy=Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c)支承反力
弯矩MA=MB=0,MC1=RAlAC=64760.85N.mm
MC2=RBlBC=61612.32N.mm
转矩T=Ft1d1/2=51686.987N.mm
计算内容
计算结果
d≥③轴的结构设计
按经验公式,减速器输入端轴径A0由文献[2]表8-2,取A0=100
则d≥100,由于外伸端轴开一键槽,
d=17.557(1+5%)=18.435取d=20mm,由于da1<2d,用齿轮轴,根据轴上零件的布置、安装和定位的需要,初定轴段直径和长度,其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图:
高速轴上轴承选择:
选择轴承30205GB/T297-94。
(2)中间轴(2轴)的设计:
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析:
如下图轴的受力分析:
计算内容
计算结果
lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC=lAB-lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a)计算齿轮啮合力:
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面内和垂直面内的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD)/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
计算内容
计算结果
181.656N
RA=2073.191N,RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式,d≥A0由文献[2]表8-2,取A0=110
则d≥110,取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要,初定轴段直径和长度,其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图:
中间轴上轴承选择:
选择轴承6206GB/T276-94。
(3)低速轴(3轴)的设计:
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析:
如下图轴的受力分析:
计算内容
计算结果
初估轴径:
d≥A0=110
联接联轴器的轴端有一键槽,dmin=33.5(1+3%)=34.351mm,取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算:
d=(0.3~0.4)a=(0.3~0.4)×150=45~60mm最小值dmin=45×(1+3%)=46.35mm,取标准
计算内容计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承,其内径,外径,宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图:
③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核:
转矩按脉动循环变化,α≈0.6
Mca1=Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图:
计算内容
计算结果
Ⅱ剖面直径最小,而计算弯矩较大,Ⅷ剖面计算弯矩最大,所以校核Ⅱ,Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:
σca=Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面:
σca=Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
对于45号纲,σB=637Mp,查文献[2]表8-3得
[σb]-1=59
Mp,σca<[σb]-1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、判断危险截面:
各个剖面均有可能有危险剖面。
其中,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中,只算Ⅱ剖面即可。
Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较,只是应力集中影响不同,可取应力集中系数较大者进行验算。
Ⅸ--Ⅹ面比较,它们直径均相同,Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小,Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大,但应力集中影响较小(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险,Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近(可取5mm左右),承载情况也很接近,可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容
计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度:
Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得:
kσ=1.76,kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6,引
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