设计链式输送机传动装置Word文件下载.docx
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符合实际情况的一种方案。
合理的传动方案除了满足工作装置的功能外,还要求结构简
单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
所以拟定一个合理的传动方案,除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求
外,还应熟悉各种传动机构的特点,以便选择一个合适的传动机构。
众所周知,齿轮传动
的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成,而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体
四部分组成。
所以,如果要设计输送机的传动装置,必须先合理选择它各组成部分,下面
.下载可编辑.
我们将一一进行选择。
2.2方案优缺点分析
1.在高速端应用圆锥齿轮,可以减小锥齿轮的尺寸,减小其模数,降低加工难度。
2.在输出端,即低速端采用链传动,因为链传动的瞬时传动比是变化的,引起速度波动和
动载荷,故不适宜高速运转。
3.在高速输入端应用联轴器,结构紧凑,但启动电动机时,增大了电动机的负荷,因此,
只能用于小功率的传动。
4.圆锥齿轮端,可能由于两锥齿轮尺寸过小,不能很好的利用润滑油。
第三章电动机的选择与传动比的分配
电动机是常用的原动机,具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。
电
动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。
按工作要求和
条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。
3.1电动机的选择计算:
输送链链轮的节圆直径d/mmd=P/sin(180/z)=385mm
工作机的有效功率为:
pw=FwVw/=4.5*1.6/0.95=7.243kw
从电动机到工作机间的总效率为:
∑=1·
2·
345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877
式中,1为联轴器效率0.99,2为锥齿轮效率(7级)0.97,3圆柱齿轮的效率(7
级)0.98,4567为角接触球轴承的效率0.99,8滚子链传动效率0.96。
pw
所以,电动机所需工作功率为pd==7.243/0.877=8.3KW
选择电动机的类型:
电动机额定功率pd>
pm
因同步转速的电动机磁极多的
,尺寸小,质量大,价格高,但可使传动比和机构尺寸减
小。
由此选择电动机型号:
Y160M1-2
电动机额定功率pm=4kN,满载转速nm=1440r/min
工作机转速nw=60*V/(π*d)=79.370r/min
电动机型额定功率满载转速起动转矩最大转矩
号
Y160M1-211kw2930r/min2N·
m2.3N·
m
选取B3安装方式
3.2计算传动装置的总传动比i并分配传动比:
总传动比i:
按表3-2推荐的链传动比6。
取链传动的传动比为4.6,则整个减速器的传
动比为:
I总==nm/nw=2930/79.370=36.916
i=I总/4.6=8.025
分配传动比:
i=i1i2
高速级圆锥齿轮传动:
i1=2.5
中间级圆柱齿轮传动比:
i2=3.2
3.3计算传动装置各轴的运动和动力参数:
各轴的转速:
Ⅰ轴:
n1=2930r/min
Ⅱ轴:
n2=2930/2.5=1172r/min
Ⅲ轴:
n3=1172/3.2=366.25r/min
链轮的转速:
n4=79.370r/min
各轴的输入功率:
p1=pd*1=11*0.99=10.89kw
p2=p1*2*4=10.89×
0.97×
0.99=10.458kw
p3=p2*3*5=10.458×
0.98×
0.99=10.146kw
各轴的输入转矩:
6
电动机轴的输出转矩:
Td=9.55×
10×
11/2930=35853.242N.m
T1=9550*p1/n1=35.495N·
T2=9550*p2/n2=85.217N·
T3=9550*p3/n3=264.558N·
第四章链传动的设计计算
4.1由3.2知链传动速比:
i=4.5
输入功率:
p=3.689KW
选小链轮齿数z1=17。
大链轮齿数z2=i×
z1=4.5×
17=76,z2<
120,合适。
4.2确定计算功率:
已知链传动工作时有轻微振动,由表9-6选kA=1.0,设计为双排链取kP=1.75,
由主动链轮齿数Z=17,查主动链轮齿数系数图9-13,取kZ=1.55计算功率为:
Pca=p3×
kAkZ/kP=1.0×
1.55×
3.689/1.75kW=3.27kW
4.3确定链条型号和节距,初定中心距a0,取定链节数Lp
由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min,查图9-11,选用链条型号为:
16A,由
表9-1,确定链条节距p=25.4mm。
初定中心距a0=(30~50)p=720~1270,取a0=1000。
=78.7+46.5+2.8=128
取Lp=128节(取偶数)。
链传动的最大中心距为a=f1×
p[2Lp-(z1+z2)]
由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88
查表9-7,得f1=0.24312.
a=0.24312×
25.4×
(2×
128-93)=1006.57mm
4.4求作用在轴上的力:
平均链速:
v=z1×
n3×
p/60×
1000=17×
128.571×
25.4/60000=0.925m/s
工作拉力:
F=1000P/v=1000×
3.689/0.925=3988.2N
工作时有轻微冲击,取压轴力系数:
KFP=1.15
轴上的压力:
Fp=KFP×
F=115.×
3988.2N=4586.3N
4.5选择润滑方式:
根据链速v=0..925m/s,链节距p=25.4mm,链传动选择滴油润滑方式。
设计结果:
滚子链型号16A-2×
128GB1243.1-83,链轮齿数z1=17,z2=76,中心距
a=1006.57mm,压轴力Fp=5502.4N。
第五章齿轮的设计计算
齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式,其传动的主要优点是:
传递的功率大、速度范围
广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定,齿轮的设计主要围绕
传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。
5.1圆柱直齿轮的设计
5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数:
由表得:
选择小齿轮材料40Cr钢,调质处理,硬度280HBS;
大齿轮材料45钢,调质处
理,硬度240HBS,精度7级。
取Z1=19,i=3.5,Z2=Z1·
i=19×
3.5=66.5,取Z2=67
5.1.2按齿面接触疲劳强度设计:
计算公式:
d1t
ZE
KtT1(U
1)
2.32*3
2
H
dU
T1=80.7N·
试选Kt
为1.3
ZE查表10-6
得ZE=189.8mpa
1
由图10-21d
按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限
Hlim1=600mpa;
大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550mpa
由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96
108
N2=N1/4=3.09
查图10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.95,KHN2=0.98
计算接触疲劳许用应力
:
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得:
[
H]1
KHS1
lim1
0.95
×
600=570Mpa
=
S
KHN2
lim2
550=539Mpa
H]2=
取[
H]为537.25Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1t:
ZE
KtT1(U
2.32*3
dU
=59.624mm
计算圆周速度V:
d1tn1
59.624
1070143
V=
1000
60
0.335m/s
计算齿宽B:
B=
d*d1t
=0.9*59.624=53.6616mm
计算齿宽与齿高之比:
模数:
mn=d1t/z1=3.138
齿高:
h=2.25mn=7.061mm
b/h=7.60
算载荷系数:
根据v、7级精度由图可得动载系数KV=1.1。
直齿轮KH=KH=1.0
查表得使用系数KA=1.25,
K
KA
KvKK=1.866
按实际的在和系数校正所得的分度圆直径
,由式10-10a
得:
d1
d1t3
69.58mm
KT
计算模数mn:
mn
67.077
3.53
z1
19
5.1.3按齿根弯曲强度设计
由式
2KT1
YFaYSa
10-5得弯曲强度的设计公式是m3
dz2
F
由图
10-30c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1=500mpa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE2=380mpa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=0.82
KFN2=0.85;
计算弯曲疲劳许用应力:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12a得:
F1
KFN1
FN1
292.86Mpa
KFN2
FN2
238.86Mpa
计算载荷系数K:
KKAKVKFKF1.25×
1.05×
1×
1.3=1.706
查取齿形系数:
由表10-5得YFa1
2.85,YFa22.22
查取应力校正系数:
由表10-5查得YSa11.54YSa21.77
计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较:
YFa1YSa1
YFa2YSa2
F2
0.01498
0.01645
由上只大齿轮的数值大
设计计算mn:
2KT1Ycos2
YFaYSa
=2.39
3
dz1
a
按圆柱直齿轮的标准将模数
mn圆整为2.5
67.077/2.5
26.827z24.2×
27=113
5.1.4
几何尺寸计算
计算中心距a:
a=(d1+d2)/2=175mm
计算分度圆直径d1=z1mn=67.5mm
d2=z2mn=282.5mm
计算齿轮宽度:
b=dd1=60.75mm
取小齿轮宽度B1=60mm,取大齿轮宽度B2=65mm。
5.2锥齿轮
5.2.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数
理,硬度240HBS,精度8级。
选取齿数:
Z1=24,i=3.2,Z2=Z1·
i=24×
3.2=76.8取Z2=77
5.2.2按齿面接触疲劳强度设计:
KtT1
d1t2.92×
0.5R)2
RU(1
T1=26.2625N
·
mm
试选Kt为1.3
N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472
108
N2=N1/3.2=1.296
查图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9,KHN2=0.95
由表查得:
软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R=1/3
计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得:
.
]1
0.9
600=540
Mpa
550=522.5
]2=
H]为[H]1[
H]2中的较小值[
H]=522.5Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1t
对于直齿锥齿轮:
d1t2.92×
=53.29mm
计算圆周速度V:
53.29
1440
4.0159m/s
计算载荷系数
查表得KA,KV
KH
的值
使用系数KA由表10-2
查得KA=1.25,动载荷系数KV由图10-8查得KV=1.18。
齿间载荷
分配系数KFB=KH
=1.5KH
be轴承系数KH
be由表10-9查得KHbe=1.25。
得KH=KFB=1.5×
1.25=1.875
K1.25×
1.18×
1.875=2.766
按实际的在和系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a得:
d1d1t3
68.2112mm
5.2.3按齿根弯曲强度设计
由式10-5
得弯曲强度的设计公式是:
m3
4KT1
(10.51
)
u
R
由图10-30c
查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1=500mpa
由图10-18
取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=0.85
KFN2=0.88;
计算弯曲疲劳许用应力
。
取弯曲疲劳安全系数
S=1.4,由式10-12a
得
303.57
238.86
计算载荷系数K
KKAKVKFKF2.766
查取齿形系数
由表10-5得YFa12.65,YFa22.226
查取应力校正系数。
由表10-5查得YSa11.58YSa21.764
计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较
算得0.01379
由上知大齿轮的数值大
设计计算mn
0.01644
=1.8959
Rz12(10.51R)2u2
1F
按圆锥齿轮的标准将模数
mn圆整为2
Zv1
34.1056
34
分度圆直径dv1=2×
Zv1=68
i=Z2/Z1=tan&2=cot&1=2
得&2=72.6453=72°
38′43″&1=17.3547=17°
21′17″
平均模数m=dv1/Zv1=2
大端模数m=mn/(1-0.5R)=2.4
取大端模数2.5
分度圆处圆柱直齿轮:
模数m=2,小齿轮齿数Zv1=34
分度圆直径dv1=68
平均模数mn=2
端面模数m=2.5
小齿轮齿数Z1=Zv1×
cos&1=32.45
取32
分度圆直径dm1=dV
cos&1=64.9
d1=dm1/(1-0.5×
0.333)=77.88
大齿轮的参数:
Z2=Z1×
i=102.4,取Z2=102
d2=d1×
i=249.216
锥距R=131.125mm
齿宽B=43mm
齿顶高ha=m=2.5mm
齿根高hf=3.125
齿根角θftanθf=hf/R=3.125/131.125θf=1°
30′
分锥角&1=17°
21′17″&2=72°
38′43″
第六章轴的设计计算与校核
轴主要用来支撑作旋转运动的零件,如链轮、带轮
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