机械设计基础课程设计带式输送机的传动装置Word格式.docx
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工作机的总效率为:
〃总一〃联軸器%帀蜗鬼蜗村x“轴承x〃卷筒一°
"
。
P1.53
巴ma厂
=“_「・_2.19曲
°
・7°
3.确定电动机转速
查参考书1中表9.2得蜗轮传动比推荐值如下:
,蜗杆=14~27
理论总传动比:
佩杆"
4~刃
所以电动机转速的可选范圉为
nd=化灯討总=(14~27)x60.13=841.82~1623.OOr/nin
符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min.1500r/min三种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速,由电机手册选定电动机型号为
Y112M-6o
4.电动机外形及尺寸
电动机型号
额定功率
/(kW)
满载转速
/(r/min)
启动转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y112M-6
2.2
940
2.0
电动机的主要外形及安装尺寸如表所示。
型号
H
A
B
C
D
E
EXGD
G
K
b
bi
h
AA
BB
HA
Li
Y112M4
112
190
140
70
28
60
8X7
24
12
245
115
265
50
180
15
400
传动装置的运动、动力参数计算
1.
传动比计算
2.传动装置各轴的运动和动力参数
1)各轴的转速
第_轴转速:
«
.=^=940r/nw
第二轴转速:
“严加“m/rnin
2)各轴的输入功率
第一轴功率:
片=巴〃联轴器=2.19x0.99=2.17^
第二轴功率:
%=P>伽杆=2J7xO/77=I"
皿
卷筒功率:
卩总筒=P~伽承W联创=L67x098x0"
=1・62加
3)各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩:
Td=9.55x106^-=9.55xl06x2.19/940=22249・AJNmm
第一轴转矩:
A=加联轴器=2224947X°
=22026呦
第二轴转矩:
T2=E〃事杆=15.63x22026.97x0.70=265144・20N・〃〃〃
卷筒的转矩:
T簡=▲〃轴水"
联轴器=265144.20x0.98x0.99=257242・9\N■tnm
将上述汁算结果汇总于表1・3,以备查用
轴名
功率P/kW
转矩T(N・〃"
)/r/min
转速n/r/min
电机轴
2.19
22249.47
1轴
2.17
22026.97
2轴
1.67
265144.20
60.13
卷筒轴
1.62
257242.91
其中I轴指蜗杆轴,【I轴指蜗轮轴。
传动零件设计
山于传动方案为一级蜗杆减速器,则传动零件为蜗轮蜗杆。
蜗轮蜗杆材料及热处理选择
由于蜗杆传递的功率为1.84KW,功率不大,速度也不高,蜗杆选用45号钢制造,淬火处理,齿面硬度达220〜300HBWo
蜗杆材料选用45钢,整体调质,表而淬火,齿而硬度45~50HRC
蜗轮材料,根据
vs=5.2x/s)
其中nl为蜗杆转速,T2为蜗轮转矩
初估蜗杆副的滑动速度Vs二3.2m/s,选择蜗轮的材料为无锡青铜,乂因小批量生产,则用沙模铸造。
蜗轮蜗杆传动主要参数计算
蜗杆传动的主要失效形式是齿面胶合、齿面点蚀和齿面磨损,而且失效通常发生在蜗轮轮齿上。
因此采用齿面接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力,并在选择许用应力时,要适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响。
故采用公式〃汽厶>9KT2
如1%为蜗轮的齿数,T为蜗轮的转矩,乙已为系数,K为系数,9“]为材料的许用应力
确定模数m和蜗杆分度圆直径〃r
1.选择蜗杆头数及蜗轮齿数
由传动比i=15.63,查参考书1书表9.2可知蜗杆头数可取2,
z2=/Zi=15.16x2=31.26,取z?
=31
确定转矩A
由于转矩匚为蜗轮上转矩,则查上述计算表可得?
2=256N・m
2.确定载荷系数K
山于载荷系数K二心KvKp
山表9.4查得载荷性质为中等冲击时,K八取1.15。
假设蜗轮圆周速度v,<
3nVs,取动载荷系数心=1.0。
由于由中等冲击,则心1.1~1.3,取1.2o
所以K=KaKv心=1.38
3.确定许用接触应力
山于蜗轮材料为无锡青铜,则蜗轮齿面失效形式主要是胶合,则山表9.6查取[o-]//=180Mpao
4.确定材料弹性系数Ze二160
5.计算模数和分度圆直径
将以上数据代入公式计算得nrd>
23.06
由参考书1表9」取m=6.3,蜗杆分度圆直径dl=63
6.计算传动中心距
蜗轮分度圆直径〃2二m3,其中5取31,
=mz2=6.3x31=195.3
中心距
dx+d.63+195.3
a=」一-==129.15
2
变位系数
一&
130-129.15八…
6.3
=0.133
蜗轮蜗杆效率及润滑计算
1.验算蜗轮速度
蜗杆倒程角
/=arclan(佟^
d\
)=arc(an(?
x6・3)=]].31。
63
蜗轮圆周速度
nd?
n7
'
260x1000
=3.14x63x60.13=Q20ni/s
60x1000
蜗杆副滑动速度
=3.16nVs
ndg_3.14x63x940
60x1000cos/"
60x1000xcosl1.31
与初估蜗杆副的滑动速度相符合O蜗轮圆周速度
v,=叮=V3.162-0.202=3.15nVs
故选择减速器的类型为蜗杆下置
2.验算效率
查表取当量摩擦角pv=2°
35'
则涡轮蜗杆的传动效率
符合初取的效率值0.77蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算
蜗杆传动的儿何尺寸如下表所示
名称
符号
计算公式和数据(单位mm)
蜗轮
数据
蜗杆
齿顶高
ha
比2=(1+X)加
7.15
齿根高
hf
/»
z,—1.2,”
7.56
hfl=(1.2-x);
n
6.71
全齿高
h}=2.2m
13.86
h2=2.2m
分度圆直径
d
4
d2=
195.30
齿根圆直径
df
5=42/如
47.88
d/2=d2—2h门
181.88
齿顶圆直径
da
d<
71=+2九I
75.6
209.60
蜗杆分度圆上倒程角
Y
/=arctan
11°
3036”
蜗轮分度圆上螺旋角
p2
节圆直径
d,
=£
+2/?
iv
64.70
传动中心距
a*
rt'
—+並+2m.v)
130
蜗杆轴向齿距
Pal
19.79
蜗杆螺旋线倒程
Ps
几=©
几]
39.584
蜗杆螺旋部分长度
L
L>
(11+0.06z2)/h
81.02
蜗杆外圆直径
de2
del<
%+1.5m
219
蜗轮齿宽
b2
b2<
QJ5da}
55
齿根圆弧半径
Ri
/2+0.2/w
39.06
齿顶圆弧半径
r2
R、=d订/2+0.2/n
25.2
齿宽角
sin—.*b2—O.5/n)
103°
蜗轮蜗杆结构选择、零件简图及结构尺寸计算
由于df=47.88<
1.7X35=59.5,则蜗杆制成蜗杆轴,并采用车制蜗杆。
如
图所示。
蜗杆轴简图
蜗轮及蜗轮轴的设计计算
1.轴的材料选择
因传递功率不大,并对质量及结构尺寸无特殊要求,考虑到经济性选用常用
材料45#钢,调质处理
2.初算轴径
对于转轴,按扭转强度初算轴径,查参考书1表10.2得C=106~118,考虑到轴端的弯矩和转矩的大小,故取C=110则
考虑到键槽的影响,取
d汩冷=33.31X1.05=34.98mm
jS
c匚
OJ
co
(寸
9
J
75
T5
I7:
)
73
11
L2
3
z.
6
L5
3.结构设计
轴承部件的结构形式:
蜗杆减速器的中心距a=130mm,通过查表选择减速器的机体采用剖分式结构。
因传递功率小,故轴承的固定方式可采用两端固定方式。
因此,所设讣的轴承部件的结构形式如上图所示。
然后可按转轴轴上零件的顺序,从dmm处开始设计;
a)联轴器及轴段1:
d丽就是轴段1的直径,乂考虑到轴段1上安装联轴器,因此,轴段1的设计和联轴器的设计同时进行。
山于联轴器的一端连接工作机一端连接轴,其转速比较高,传递转矩比较小。
考虑到安装时不一定能保证同心度,且载荷为中等冲击,故采用能补偿两轴轴线的相对位移和缓和载荷冲击的弹性联轴器。
由参考书2表13.1,选取HL型弹性柱销联轴器(GB5014-1985)o则转矩
T严KJ,
T,..=2.58x105N•nun,
由参考书1表13.1取K=1.5,
T.=1.5x2.58x10’=3.87xIO'
Nm”
由参考书2表13.1查得HL型弹性柱销联轴器(GB5014-1985)J1型轴孔长度为60mm,许用转矩为500N-m许用转速为250r/min,轴径可取35、38mm,故取Ll=60mm,dl=35mm;
b)密封圈与轴段2:
考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准,山参考书2表14.4,取轴段d2=38mm,密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是37mm;
C)轴段3与轴段6:
考虑到蜗杆减速器有轴向力,轴承类型选用圆锥滚子轴承,轴段3上安装轴承,要使轴承便于安装乂符合轴承内径系列,暂取轴承型号为30208,有参考书2表12.4得,其内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mnn故取d3=d6=40mm,考虑到安装甩油环和套筒时的位置,取L3=40mm,轴段6无需安装套筒,故L6=30mm;
d)蜗轮与轴段4:
轴段4上安装蜗轮,按照蜗轮的设计,蜗轮的轮毂宽为(l・5〜l・9)d,取轮毂宽为80mm,则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度,取
L5=78mm;
轴段5的设计:
为了轴向固定蜗轮并承受一定的轴向力,因此轴肩的高度为5mm,所以d5=54mm考虑到轴承受力的对称性,轴肩5的长度L5=10mm;
e)轴段2的长度:
轴段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的疗度、轴承端盖的疗度以及联轴器类型确定,山于轴承端盖连接螺栓的长度为25mm,可取L2=60mm
f)键连接:
联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接,分别为键10X50
GB/T1096-1990及键14X70GB/T1096-1990.
4.轴受力分析
F齐
=2x2常三—心
=tana=2715.25xtan20°
=988.27N
在水平面上
_F『x厶+巧x〃/2_988.27x62.25+699.27x97.65
62.25+62.25
===]usx.y
R2H=F『—R\h=988.24-1039.93=—51.69N
负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。
在垂直平面上
Rw=R2V=Ft/2=1351.63N
轴承I上的总支承反力
/?
=总7=J10勿.9矛+1357.6*=1710.14N
轴承I【上的总支承反力
R2=快;
+阳=>
/51.692+1357.632=1358.61N
A-A剖面左侧:
Mah=RUIxL,=1039.93x62.25=64735.647V•mm
A-A剖面右侧:
Mah=R2HxZ^=51.69x62.25=3217.702V•nun
在竖直平面上
=/?
lvxL,=1357.63x62.25=84512.47^-/hw
合成弯矩
Ma=JM‘J+m肿=764635.642+84512.472=106396.07N-mm
M;
=J(MIF+(M「)2=J3217.702+84512.477=34573.79^•mm
5.校核轴的强度
A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩,还有键引起的应力集中,故A-A剖面左侧为危险截面。
由附表10.1,抗弯剖面模量
VV=0.d-吨-厅=0.1x4—S6x(45-5"
=7656.27〃肿
2d2x45
抗扭剖面模量
隔“2宀呼“2x45—竺沪“676E
弯曲应力
M
6=——:
W
106396.70
一MPa—\3・90MPa
7656.27
6=6=
=13・90MP"
扭剪应力
T
=265144.20Mpa_[5.8IMP"
16768.77
rn=rrn=ry./2=15.81/2=7.9MP"
对于调质处理的45钢,由参考书1表10」查得刃=650MP“,
j=300MPd,j=155MP“,
由参考书1表10.1注②查得材料的等效系数儿"
2,几=°
」。
键槽引起的应力集中系数,由参考书1表10.4查得心=1・825,心=1.625
绝对尺寸系数,由参考书1附图10.1查得%=0・&
6=0.76
轴磨削加工时的表面质量系数由参考书1附图10.2查得0=°
92。
安全系数
S—J
P€a
——=8.70
—xl3.90+0.2x0
0.92x0.8
$=亚」害竺二=5.92
JS,+S:
>
/8.702+8.092
查表10.5得许用安全系数ISJ=1・3~1.5,显然S>
[S],故a-A剖面安全。
校核键连接的強度
6.联轴器处键连接的挤汗应力
4T
6=伽=
=4x265144.20J%駭35x8x50
取键、轴、联轴器的材料都为钢,查表6.1得6=120~150MM。
显然,
6<
[b]p,故强度足够。
齿轮处键连接的挤压应力
=4x265144.20=5&
92咖
45x8x50
取键、轴、齿轮的材料都为钢,查表6.1得bp=120~150MP“。
显然,bp<
7.校核轴承寿命
计算轴承的轴向力。
山参考书1表11.13查得70308轴承内部轴向力计算公式,则轴承【、I【的内部轴向力分别为
根据轴承手册查得
COr=74.OkNCr=63.0kN
S]=0・4你=0.4x1710.14=684.06JV
S2=0AFr2=0.4x1358.61=543.44/V
R1R?
殳WKT"
^2^
图一:
轴承布置及受力
S|及S?
的方向如图一所示,S2与A同向,则
S2+A=543.44+699.27=1242.7IN
显然,S2+a>
£
因此轴有左移趋势,但由轴承部件的结构图分析可知轴承【将保持平衡,故两轴承的轴向分力分别为
比饺两轴承的受力,因£
>
忌及巧1>
巧2,故只需校核轴承I。
计算当量动载荷。
因为
行/尽=1242.71/1710.14=0.73>
=0.40
所以
X=0.4,y=1.49
当量动载荷
P=XFr+YFa=0.4x1710.14+1.49x1242.71=2535.69N
校核轴承寿命。
轴承在i°
c以下工作,查参考书1表11.9得A=1o由于载荷有中等冲击,查参考书1表11.10,得Aid。
轴承的寿命
r106J;
・C勢106z63000、”,“
厶]=(-)=()=1.24x10h
60/?
fp・P60x60.132535.69
已知减速器使用4年,2班制工作,则预期寿命
Lh=8x2x365x4=23360/?
显然厶远大于故轴承寿命很充裕。
&
蜗轮设计计算
由于齿圈采用铝青铜,且蜗轮分度圆直径d=195.3mm,大于100mm。
故采用齿圈压配式。
齿圈与轮芯采用过盈配合H7/u6,并加台阶和沿接合面周围加装4个螺钉,以增强连接的可靠性。
如图所示。
蜗轮结构尺寸大小如下表所示。
b\
厶
e
so
14
18
蜗轮简图
蜗干轴的设计计算
1・材料选择
因传递功率不大,并对质量及结构尺寸无特殊要求,故选用常用材料
45号钢,调质处理。
2.结构设计
1)初算轴颈
对于转轴,按扭转强度初算轴颈,查表10.2得C=106〜11&
考虑轴端弯
键槽影响,取Jmin=15.26mmo
2)轴段设计
a)轴承部件的结构形式设计:
由输出轴设计可知,机体采用剖分式,且传动方式为下置式,则蜗杆部分为整体式。
因传递的功率不大,估计轴不会长,故轴承部件的固定方式可采用两端固定式。
由此,所设计•的轴承部件的结构形
式如图所示。
然后,可按轴上零件的安装顺序,从dmm处开始设汁。
b)联轴器及轴段1设计:
mm就是轴段1的直径,乂考虑到轴段1上安装联轴器,因此,轴段1的设计应与联轴器的设计同时进行。
为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差,隔离震动,选用弹性柱销联轴器。
查表13」取心二1.5,贝9计算转矩Tc=KaT=33.3N・m。
乂因联轴器与电动机连接,其轴颈为28mm,山机械设计手册查得GB50H——2003中的HL2型符合要求:
公称转矩为560N・m,许用转速为6300r/min,轴孔直径范围20~35mm。
考虑电动机轴颈,故取联轴器轴孔直径28mm,Ji型轴孔长度为44mm,A型键,选HL2联轴器28X44GB5014-1985o
相应地,轴段1的直径为28mm,轴段长度为44mm
c)密封、轴承及轴段2、3、9设计:
确定轴段2的直径时,应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。
当联轴器右端用轴肩固定时,轴段2直径最终的尺寸山密封圈及轴承内径确定。
山于输出轴为蜗杆轴,且下置,山于蜗轮蜗杆采用油润滑,故轴承采用油润滑,且用内包骨架旋转轴唇形密封圈。
则査机械手册,GB/T1387.1-1992中的轴颈范围为30~35mm。
考虑蜗轮蜗杆有轴向力,且转速不高,则轴承类型选用圆锥滚子轴承,轴段上安装轴承,其直径应既便于安装轴承,乂应符合轴承内径系列。
现暂取轴承型号为30308,查轴承手册,内径为40mm,外径为80mm,宽度为19.75mm,安装宽度18mm,。
则轴段2的直径为35mm,轴段3、9的直径为40,且其上安装挡油板和轴承,则取挡油板宽度为8mmo则轴段长度为26mm
d)轴段4和轴段8的设计:
轴段4为定位轴肩所以定它的直径为48,长度为6。
轴段8与它相同。
e)轴段6、5、7设计:
轴段6上为蜗杆,为蜗杆轴,可取其长度为螺旋长度为82mmo
f)轴段4和轴段4的长度可对称选择,并保证内机壁与蜗杆距离要大于机壁厚,则可取轴段4和轴段6的长度为37mmo
g)轴上其余零件及长度设计:
联轴啓采用键连接,其轴颈为28mm,查机械手册,GB/T1095-2003,得键釆用:
键8X7GB/T1095-2003l=35mmo
轴段2的长度除与轴上零件有关外,还与机体及轴承盖等零件有关。
为保证拧紧螺栓所需扳手空间,应留有一定的距离,轴承端盖厚取15mm,机座壁厚取9mm,为避免联轴器轮毂端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰,故轴段2应留有一定距离,取24mm,故轴段2长度为57mmo
蜗干轴轴承的校核
1.轴受力分析
0T
巧=」=2715・25N
〃2
巧=J=699・27N
Fr=耳tana=2715.25xtan20°
=988.277V
在水平而上
»
斥x厶+巧xd/2699.27x98.96+2715.25x31.5心…=—:
:
==7o1./o/V
1//厶+厶98.96+98.96
R1H=Ft-RXH=699.27-781.78=-82.5\N
负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反•
在垂直平而上
=耳/2=494.14N
=J心J心2=7781.782+494.142=924.X5N
R2=Jr尹研=&
231仃494.】4亍=500.98N
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- 机械设计 基础 课程设计 输送 传动 装置