带式输送机课程方案一圆柱齿轮.docx
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带式输送机课程方案一圆柱齿轮
机械设计基础课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………………………………………………2
二、电动机的选择…………………………………………………2
三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………3
四、运动参数及动力参数计算……………………………………3
五、传动零件的设计计算…………………………………………4
六、轴的设计计算………………………………………………10
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………13
八、键的选择和校核计算………………………………………14
九、联轴器的选择………………………………………………15
十、润滑密封……………………………………………………16
十一、设计结果…………………………………………………17十二、参考文献…………………………………………………17
设计计算
一、传动方案拟定
1、工作条件:
使用年限8年,每年按300天计算,两班工作制,连续单向运转,载荷平稳。
环境温度20摄氏度。
2、原始数据:
滚筒圆周力F=2.6KN;带速V=1.45m/s;滚筒直径D=420mm。
3、设计方案:
单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
方案简图:
图1带式输送机的传动装置简图
1、电动机;2、三角带传动;3、减速器;4、联轴器;5、传动滚筒;6、皮带运输机
表1常用机械传动效率
机械传动类型
传动效率η
圆柱齿轮传动
闭式传动0.96—0.98<7-9级精度)
开式传动0.94—0.96
圆锥齿轮传动
闭式传动0.94—0.97<7-8级精度)
开式传动0.92—0.95
带传动
平型带传动
0.95—0.98
V型带传动
0.94—0.97
滚动轴承<一对)
0.98—0.995
联轴器
0.99-0.995
传动类型
选用指标
平型带
三角带
齿轮传动
功率 小<20) 中<≤100) 大<最大可达50000) 单级传动比 <常用值) 2--4 2--4 圆柱 圆锥 3--6 2--3 最大值 6 15 10 6--10 表2常用机械传动比围 二、传动系统的参数设计 <一)电动机选择 1、电动机类型的选择: Y型三相异步电动机 2、电动机功率选择: ①传动装置的总功率: 查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η带=0.95η轴承=0.98η齿轮=0.98η联轴器=0.99 η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η联轴器 =0.95×0.982×0.98×0.99×0.99 =0.876 ②电机所需的工作功率: Pd=FV/η滚筒.η传总 =2600×1.45/1000×0.96×0.876 =4.48kW ③确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.45/π×420 =65.97r/min 按课本推荐的传动比合理围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围I’a=3~6。 取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时围为I’a=6~24。 故电动机转速的可选围为n筒=<6~24)×65.97=763.92~30556.68r/min 符合这一围的同步转速有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: 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=1500r/min 按手册表推荐的传动比合理围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=3~6。 取V带传动比I2=2~4,则总传动比围为I总=6~24。 n电动机=I总×n筒=(6~24>×65.97=395.8~1583.3r/min 符合这一围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 3、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Y132M2-6。 其主要性能: 额定功率: 5.5kW,满载转速960r/min。 (二>计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 1、总传动比: i总=n电动/n筒=960/65.97=14.55 2、分配各级传动比 <1)根据指导书,取齿轮i带=3.3<单级减速器i=2~4合理) <2)∵i总=i齿轮×i带 ∴i带=i总/i齿轮=14.55/3.3=4.4 <三)运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 nI=n电动机=960r/min nII=nI/i带=960/3.3=290.9r/min nIII=nII/i齿轮=290.9/4.4=65.97r/min 2、计算各轴的功率 PI=4.39kW。 PII=PI×η带=4.39×0.95=4.17kW PIII=PII×η轴承×η齿轮=4.17×0.99×0.96=3.96kW 3、计算各轴扭矩 T1=9550×Po/nI=9550×4.39/960=43.67N·m TII=9550×PII/nII=9550×4.17/290.9=136.9N·m TIII=9550×PIII/nIII=9550×3.96/65.97=573.26N·m 三、传动零件的设计计算 ㈠.V带传动的设计计算 1>.确定计算功率Pc 由于每天工作时间T=16h,运输装置工作时有轻度冲击,由表8-7查得工作情况系数KA=1.2,故Pca=KA×P1=1.2×4.48kW=5.38kW 2>.选择V带的带型 根据Pca,n1由图8-10选择B型V带。 3>.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ ①由表8-6和8-8,取小带轮的基准直径dd1=125mm。 ②按式<8-13)验算带速: υ=πdd1nI/(60×1000> =π×125×960/60000 =6.28m/s 因为5m/s<υ<30m/s,故带速合适。 4>.计算大带轮的基准直径dd2根据式(8-15a>则 dd2=i带×dd1=3.3×125=412.5mm查表8-3取dd2=400mm 5>.确定V带的中心距a和基准长度Lo ①根据式0.7(dd1+dd2>算得367.5 Lo≈2a+0.5π(dd1+dd2>+0.25(dd2-dd1>2/a =2×600+0.5π×(125+400>+0.25×(400-125>2/600 =2056mm≈2000mm 6>.验算小带轮的包角α 由包角公式α≈1800-(dd2-dd1>57.50/a =1800-(400-125>×57.50/600=1540>1200 7>.计算带的根数z 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本[1]表15-7得 P0=1.16KW i≠1时单根V带的额定功率增量. △P0=Kbn1(1-1/Ki>=0.036KW 查[1]表15-10,得Kα=0.957;查[1]表15-12得KL=1.06 Z=PC/[(P0+△P0>KαKL] =5.24/[(1.16+0.036>×0.957×1.06] =4.31 取Z=5根 8>计算轴上压力 由课本[1]表15-1查得q=0.11kg/m,单根V带的初拉力: F0=500PC/ZV<2.5/Kα-1)+qV2 =500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1>+0.11x5.632 =153.55kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2> =2×5×153.55sin(159.23°/2> =1519.7N 9>计算带轮的宽度B B= =<5-1)×15+2×10 =80mm 10>大带轮结构设计 可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。 与大带轮相配的轴直径 大带轮可以采用轮辐式结构,带速>30m/s用铸铁HT150 轮槽宽度14×5=70 ㈡.齿轮传动设计计算 <1)选择齿轮材料与热处理: 所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。 选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度229-286HBW;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为169-217HBW; 精度等级: 运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度 <2)按齿面接触疲劳强度设计 该传动为闭式软齿面,主要失效形式为疲劳点蚀,故按齿面接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 设计公式为: d1≥76.43[KT1(U+1>/φdu[σH]2>]1/3 ①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K=1.2 ②转矩TI TI=138210N·mm ③解除疲劳许用应力 [σH]=σHlimZNT/SH 按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa 接触疲劳寿命系数Zn: 按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njLh计算 N1=60×290.9×8×300×16 =6.7x108 N2=N1/i齿=6.7x109/4.4 =1.52×108 查[1]课本图13-34中曲线1,得ZNT1=1.04 ZNT2=1.12 按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH =600x1.04/1 =624Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH =550x1.12/1 =616Mpa 故得: [σH]=605Mpa ④计算小齿轮分度圆直径d1 由[1]课本表13-9按齿轮相对轴承对称布置, 取 φd=1.0 U=4.4 由[1]课本表13-10得ZE=189.8(N/mm2>1/2 将上述参数代入下式 d1≥76.43[KT1(U+1>/φdu[σH]2>]1/3 =62.44mm 取d1=65mm ⑤计算圆周速度 V=nIπd1/<60×1000) =290.9×3.14×65/<60×1000) =0.99m/s V<6m/s 故取8级精度合适 <3)确定主要参数 ①齿数 取Z1=25 Z2=Z1×i齿=25×4.4=110 ②模数 m=d1/Z1=65/25=2.6 查模数标准表格,取m=3mm ③分度圆直径 d1=mZ2=25×3=75mm d2=mZ2=110×3=330mm ④中心距 a= =<75+330)/2 =202.5mm ⑤齿宽 b=φd*d1=1.0×65=65mm 取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm (4>校核齿根弯曲疲劳强度 ①齿形系数YF 查[1]课本表10.13 YF1=2.65 YF2=2.176 ②应力修正系数YS 查[1]课本表10.14 YS1=1.59 YS2=1.808 ③许用弯曲应力[σF] [σF]=σFlimYNT/SF 由课本[1]图10.25 按齿面硬度中间值得 σFlim1=240Mpa σFlim2=220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YNT: YNT1=YNT2=1 按一般可靠性要求,取弯曲疲劳安全系数SF=1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σF1]=σFlim1YNT1/SF=2
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