机械传动系统设计实例.docx
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机械传动系统设计实例
机械传动系统设计实例
设计题目:
V带——单级斜齿圆柱齿轮传动设计。
某带式输送机的驱动卷筒采用如图14-5所示的传动方案。
已知输送物料为原煤,输送机室内工作,单向输送、运转平稳。
两班制工作,每年工作300天,使用期限8年,大修期3年。
环境有灰尘,电源为三相交流,电压380V。
驱动卷筒直径350mm,卷筒效率0.96。
输送带拉力5kN,速度2.5m/s,速度允差±5%。
传动尺寸无严格限制,中小批量生产。
该带式输送机传动系统的设计计算如下:
一、电动机选择
1.电动机类型选择
按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y型。
2.电动机容量选择
工作机所需工作功率P工作=FV=5×2.5=12.5kW,
所需电动机输出功率为Pd=P工作/η总
电动机至输送带的传动总效率为:
η总=ηV带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
查表16—3取带传动和齿轮传动的传动效率分别为0.96和0.97,取联轴器效率0.99,参照式(16—3)取轴承效率0.99,可求得η总=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867,
故所需电动机输出功率Pd=P工作/η总=12.5/0.867=14.41kW。
3.确定电动机转速
卷筒轴工作转速为nw=60×1000V/(πD)
=60×1000×2.5/(π×350)
≈136.4r/min,
按表[16-1]推荐的传动比合理范围,iV=2~4,i齿轮=3~7,故i总=6~28,
故电动机转速的可选范围为:
nd=nw×i总=(6~28)×136.4=818.4~3819.2r/min。
根据容量和转速要求,从有关手册或资料选定电动机型号为Y180L-6,其额定功率15kW,同步转速1000r/min,满载转速970r/min。
二、传动系统总传动比计算与分配
1.总传动比计算
根据电动机满载转速和工作机主动转速求总传动比:
i总=n电动机/nw=970/136.4=7.11。
2.总传动比分配
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取iV=2.1,则斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.1=3.386。
三、传动系统的运动和动力参数计算
1.各轴输入转速
nⅠ=n电机/iV带=970/2.1=462r/min,
nⅡ=n电机/i总=970/7.11≈136.4r/min。
2.各轴输入功率
PⅠ=Ped*ηV带=15×0.96=14.4kW,
PⅡ=PⅠ×η轴承×η齿轮=14.4×0.99×0.97=13.83kW。
3.各轴输入转矩
TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/462=297.66×103N·mm,
TⅡ=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×13.83/136.4=968.3971.15×103N·mm。
*注:
此处以额定功率为依据,可保证系统在电动机最大输出情况下的工作能力。
有些教材以计算所得的实际输出功率为依据,则保证的是系统在目前工作机环境中的工作能力。
四、带传动设计计算
见例9-1。
见下
设计后带传动实际传动比iV带=425/200=2.125>2.1,使轴Ⅰ转速nⅠ略有降低,误差小于5%。
若保持斜齿轮传动比i齿轮=3.386,则输送带速度下降幅度在允许范围内;也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比,则输送带速度满足2.5m/s。
本章采用设计后所得到的带传动的实际传动比:
iV=2.125,修正斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35,此时,重新计算轴Ⅰ的输入转速和转矩(其他参数不变):
nⅠ=n电机/iV带=970/2.125=456.5r/min,
TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103N·mm。
五、斜齿轮传动设计计算
见例6-3。
见下
六、轴的设计计算
低速轴设计计算见例14-1。
见下
七、滚动轴承的校核计算
从例14-1的轴系受力分析知,低速轴两轴承处的合成(水平和垂直两平面)径向支反力分别为:
N,
N,
两处径向支反力方向不同,不在同一平面内。
低速轴滚动轴承设计计算见例12-3[例题中只涉及到力的数值计算]。
见下
八、平键连接的选择和计算
大齿轮与轴的键连接设计计算见例11—2。
见下
九、联轴器的选择计算
见例15-1。
见下
十、箱体及其附件设计计算
例9-1试设计某带式输送机传动系统的V带传动,已知三相异步电动机的额定功率Ped=15KW,转速nⅠ=970r/min,传动比i=2.1,两班制工作。
[解]
(1)选择普通V带型号
由表9-5查得KA=1.2,由式(9-10)得Pc=KAPed=1.2×15=18KW,由图9-7选用B型V带。
(2)确定带轮基准直径d1和d2
由表9-2取d1=200mm,由式(9-6)得
mm,
由表9-2取d2=425mm。
(3)验算带速
由式(9-12)得
m/s,
介于5~25m/s范围内,合适。
(4)确定带长和中心距a
由式(9-13)得
,
,
所以有。
初定中心距a0=800mm,
由式(9-14)得带长
,
mm。
由表9-2选用Ld=2500mm,由式(9-15)得实际中心距
mm。
(5)验算小带轮上的包角
由式(9-16)得
合适。
(6)确定带的根数z
由式(9-17)得,
由表9-4查得P0=3.77kW,由表9-6查得ΔP0=0.3kW;由表9-7查得Ka=0.96;由表9-2查得KL=1.03,
,
取5根。
(7)计算轴上的压力F0
由表9-1查得q=0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F0
N,
由式(9-19)得作用在轴上的压力FQ
N。
(8)带轮结构设计及绘制零件图(略)
设计后带传动实际传动比iV带=425/200=2.125>2.1,使轴Ⅰ转速nⅠ略有降低,误差小于5%。
若保持斜齿轮传动比i齿轮=3.386,则输送带速度下降幅度在允许范围内;也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比,则输送带速度满足2.5m/s。
本章采用后者:
iV=2.125,斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35,此时,重新计算轴Ⅰ的输入转速和转矩(其他参数不变):
nⅠ=n电机/iV带=970/2.125=456.5r/min,
TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103N·mm。
例6-3试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。
已知输入功率P=14.4KW,小齿轮转速n1=456.5r/min,传动比i=3.35,两班制每年工作300天,工作寿命8年。
带式输送机运转平稳,单向输送。
[解]
(1)选定齿轮材料、热处理方式、精度等级
据题意,选闭式斜齿圆柱齿轮传动。
此减速器的功率较大,大、小齿轮均选硬齿面,齿轮材料均选用20Cr,渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC。
齿轮精度初选7级。
(2)初步选取主要参数
取z1=20,z2=iz1=3.35×20=67,
取ψa=0.4,则ψd=0.5(i+1)ψa=0.5×(3.4+1)×0.4=0.88,符合表6-9范围。
(3)初选螺旋角β=12°。
(4)按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算
按式(6-34)计算法面模数
确定公式内各参数计算值:
①载荷系数K查表6-6,取KA=1.2;
②小齿轮的名义转矩T1
N·mm;
③复合齿形系数YFS由,
,
查图6-21得,,;
④重合度系数
由
得;
⑤螺旋角影响系数
由及式(6-27)可得
,取计算,
;
⑥许用应力查图6-22(b),==460MPa,
查表6-7,取SF=1.25,
则MPa;
⑦计算大、小齿轮的并进行比较
因为,,故,
于是
mm。
(5)按齿面接触疲劳强度设计计算
按式(6-32)计算小齿轮分度圆直径
确定公式中各参数值:
1材料弹性影响系数ZE查表6-8,;
2由图6-33选取区域系数;
3重合度系数;
4螺旋角影响系数;
5许用应力
查图6-19(b),MPa
查表6-7,取SH=1,则MPa
于是
mm,
mm。
(6)几何尺寸计算
根据设计准则,mn≥max(2.45,1.928)=2.45mm,
按表6-1圆整为标准值,取mn=3mm;
确定中心距mm,圆整取a=135mm;
确定螺旋角;
mm;
mm;
mm;
取mm,mm,取mm。
(7)验算初选精度等级是否合适
圆周速度m/s,
v<20m/s且富余较大,可参考表6-5有关条件将精度等级定为8级。
(8)结构设计及绘制齿轮零件图(略)。
例14-1如图14—5所示单级齿轮减速器,已知高速轴的输入功率P1=14.4KW,转速n1=456.5r/min;齿轮传动主要参数:
法向模数mn=3mm,传动比i=3.35,小齿轮齿数z1=20,分度圆的螺旋角β=14°50′6″,小齿轮分度圆直径d1=62.07mm,大齿轮分度圆直径d2=207.93mm,中心矩a=135mm,齿宽b1=60mm,b2=55mm。
要求设计低速轴。
解
(1)拟定轴上零件的装配方案(见14.3.1节,轴的结构设计。
见下图)
(2)确定轴上零件的定位和固定方式(见图14-6,见下图)
(3)按扭转强度估算轴的直径
选45号钢,低速轴的输入功率P2=P1·η1·η2=14.4×0.99×0.97=13.83KW(η1为高速轴滚动轴承的效率,η2为齿轮啮合效率);输出功率P‘2=P2·η3=13.83×0.99=13.69KW(η3为低速轴滚动轴承的效率);低速轴的转速n2=n1/i=456.5/3.35=136.3r/min。
可得mm
(4)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径
从联轴器向左取第一段,由于联轴器处有一键槽,轴径应增加5%,取φ55mm,根据计算转矩
N·mm,
查标准GB/T5014-2003,选用LX4型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=80mm;
右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,取该轴段直径为标准系列值的φ63mm,轴段长度L2≈轴承端盖长度+端盖端面与联轴器端面间距。
轴承端盖尺寸按轴承外径大小、连接螺栓尺寸来确定,根据便于轴承端盖的装拆及对轴承添加润滑脂的要求,再结合箱体设计时轴承座结构尺寸要求,取该轴段长L2=50mm;
右起第三段,该段装滚动轴承,取该轴段直径为φ65mm,轴段长度L3≈轴承宽+轴承端面与箱体内壁间距+箱体内壁与齿轮端面间距。
因为轴承有轴向力和径向力,暂选用角接触球轴承7213C,其尺寸为d×D×B=65mm×120mm×23mm,支反力作用点距轴承外端面24.2mm。
根据系统结构设计中齿轮端面离箱体内壁应大于箱体壁厚、轴承端面距箱体内壁约为3~15mm(脂润滑取大值)等要求,取该轴段长L3=52mm;
右起第四段,该段装有齿轮,直径取φ70mm,根据键连接强度计算(见例题11—2),齿轮轮毂长80mm、键长63mm。
为了保证定位的可靠性,取轴的长度为L4=78mm;
右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,需有定位轴肩,取轴肩直径为φ=80mm,长度为L5=8mm;
右起第六段,该段为滚动轴承的定位轴肩(因本齿轮传动的圆周速度很小,可不考虑安装挡油环),其直径应小于滚动轴承
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