带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文档格式.docx
- 文档编号:22568718
- 上传时间:2023-02-04
- 格式:DOCX
- 页数:36
- 大小:148.92KB
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文档格式.docx
《带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文档格式.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文档格式.docx(36页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
η总=η1×
η23×
η3×
η4×
η5
根据《机械设计课程设计》P7表1式中:
η1、η2η3、η4、η5分别为带、滚动轴承(三对)、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取η1=0.95,η2=0.98,η3=0.97,η4=0.99、η5=0.96
则:
η总=0.95×
0.983×
0.97×
0.99×
0.96=0.82
所以:
电机所需的工作功率:
Pd =PW/η总=3.18/0.82=3.88(KW)
η总=0.82
Pd=4.77(kw)
3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为:
n筒=60×
1000V/πD=60×
1000×
1.87/(3.14×
500)
=71.5r/min
根据《机械设计课程设计》P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3~6。
V带传动的传动比i0=2~4。
则总传动比理论范围为:
ia’=i0×
i1=6~24。
故电动机转速的可选范为
Nd’=ia’×
n筒
=(6~24)×
71.5
=429~1716r/min
则符合这一范围的同步转速只有750r/min
根据容量和转速,由p167查出此种电动机型号:
(如下表)
电动机型号
额定功率
电动机转速(r/min)
电动机重量(N)
参考价格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
Y160M1-8
4
750
720
118
2100
9.31
2.5
3.72
n筒=40.6r/min
Nd’=243.6~974.4r/min
此选定电动机型号为Y132M2-6,其主要性能:
中心高H
外形尺寸
L×
(AC/2+AD)×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×
E
装键部位尺寸F×
GD
160
605×
433×
385
254×
210
15
42×
110
12×
41
电动机主要外形和安装尺寸
二、计算传动装置的运动和动力参数
(一)确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n筒=720/71.5=10.49
ia=17.73
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×
i(式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比)
2、分配各级传动装置传动比:
根据指导书P7表1,取i0=4(带传动i=2~4)
因为:
ia=i0×
i
i=ia/i0=10.49/4=2.62
四、传动装置的运动和动力设计:
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴,Ⅱ轴,......以及
i0,i1,......为相邻两轴间的传动比
η01,η12,......为相邻两轴的传动效率
PⅠ,PⅡ,......为各轴的输入功率(KW)
TⅠ,TⅡ,......为各轴的输入转矩(N·
m)
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩(r/min)
可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数
i0=4
ii=4.43
1、运动参数及动力参数的计算
(1)计算各轴的转速:
n电=nm=720(r/min)
Ⅰ轴(高速轴):
nⅠ=nm/i0=720/2=360(r/min)
Ⅱ轴(低速轴):
nⅡ=nⅠ/i=360/5.25=68.6r/min
III轴(滚筒):
nⅢ=nii/i2=68.6/2.5=27.44r/min
(2)计算各轴的输入功率:
Ⅰ轴(高速轴):
PⅠ=Pd×
η01=Pd×
η1=pd×
η带
=3.18×
0.95=3.35(KW)
Ⅱ轴(低速轴):
PⅡ=PⅠ×
η12=PⅠ×
η2×
η3=PI×
η轴承×
η齿轮
=3.35×
0.99x0.95=3.15(KW)
III轴(滚筒):
PⅢ=PⅡ·
η23=PⅡ·
η2·
η4=PⅡ·
η轴承·
η联轴器
=3.15×
0.99=3.09(KW)
n电=720(r/min)
nⅠ=180(r/min)
nⅢ=nⅡ=40.6r/min
PⅠ=4.53(KW)
PⅡ=4.31(KW)
PⅢ=4.18(KW)
(3)计算各轴的输入转矩:
电动机轴输出转矩为:
Td=9550·
Pd/nm=9550×
3.18/720=42.18N·
m
TⅠ=Td·
i0·
η01=Td·
η1=Td·
=42.18×
2×
0.95=80.1N·
m
Ⅱ轴(低速轴):
TⅡ=TⅠ·
i·
η12=TⅠ·
η3=TⅠ·
=80.1×
5.25×
0.95=395.7N·
TⅢ=TⅡ·
η4=395.7x0.99x0.99=387.8N·
(4)计算各轴的输出功率:
由于Ⅰ~Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
故:
P’Ⅰ=PⅠ×
η轴承=3.35×
0.99=3.32KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=3.15×
0.99=3.12KW
P’Ⅲ=PⅢ×
η轴承=3.09×
0.99=3.06KW
(5)计算各轴的输出转矩:
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承=80.1×
0.99=79.30N·
T’Ⅱ=TⅡ×
η轴承=395.7×
0.99=391.74N·
T’Ⅲ=TⅢ×
η轴承=387.8×
0.99=383.92N·
TTd=63.29N·
TⅠ=240.5N·
TII=1012.78N·
TⅢ=
982.6N·
PI=4.44KW
PII=4.22KW
PIII=4.10Kw
TI=235.69
N·
TII=992.52
TIII=962.95N·
综合以上数据,得表如下:
轴名
功效率P(KW)
转矩T(N·
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
4.77
63.29
0.95
Ⅰ轴
4.53
4.44
240.5
235.69
960
4.43
Ⅱ轴
4.31
4.22
184.68
1012.78
992.52
0.97
Ⅲ轴
4.18
4.10
982.6
962.95
200
1
三、V带的设计算
(一)、V带的选择
(1)选择普通V带截型,由于单班工作,工作平稳,则由《精密机械设计》P122表7-5得,KA=1.1,则
Pca=KA×
P=5.5×
1.1=6.05(KW)
由Pca=6.05KW和n1=720r/min查图7-17选取A型V带
由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=112~140,选择D1=140,则大带轮直径:
D2=(n1/n2)×
D1(1-)=(720/180)×
140×
(1-0.02)
=548.8(mm),(=0.02)由表7-7,取D2=560
(2)验算带速V
V=πD1n1/60×
1000=π×
720÷
60×
1000m/s=5.28m/s
介于5~25m/s范围内,故合格。
(3)确定带长和中心距a:
0.7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)则有:
490≤a0≤1400,初选a0=850mm则带长:
L0=2·
a0+π·
(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4·
a0)=2851(mm)
由表7-3选取Ld=2800mm
实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=850+(2800-2851)/2=824.5mm
(4)验算小带轮包角α1
α1=1800-(d2-d1)×
57.30÷
a=150.80>
1200
(5)计算V带根数Z:
由表7-8得P0=1.29KW,由表7-9得Kα=0.92,由表7-3得KL=1.11,由表7-10得△P0=0.09Kw,则V带根数为:
Z=PC÷
((P0+△P0)·
KL·
K=6.05÷
((1.29+0.09)×
0.92×
1.11)=3.63则Z=4
(6)计算轴上的载荷Fz:
由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m
单根V带张紧力:
F0=500(2.5÷
Kα-1)Pd÷
zv+qv2=248.77N
轴上载荷:
Fz=2zF0sin(α/2)
=2×
4×
248.77×
sin(150.80/2)=1925.9N
四、减速器传动件的设计计算
(一)、减速器内传动零件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
齿轮精度初选8级,齿面粗糙度R<
1.6~3.2um.
(2)、初选主要参数
小齿轮齿数:
Z1=18,齿轮传动比:
u=4.43
大齿轮齿数:
Z2=Z1·
u=18×
4.43=79.74取Z2=80由表10-7选取齿宽系数φd=1
(3)按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥
确定各参数值
1)试选载荷系数K=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
4.44/180
=2.36×
105N·
mm
3)材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取ZE=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
;
大齿轮的接触疲劳强度极限。
4)由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×
180×
1×
(8×
300×
8)=2.07×
108
N2=N1÷
4.43=4.67×
107
5)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;
KHN2=0.98
6)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
[σH]1=
=0.95×
600MPa=570MPa
[σH]2=
=0.98×
580MPa=568.4MPa
7)、计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小值
d1t≥
==68.9mm
(2)计算圆周速度
v=
==0.649m/s
V<
5m/s,故选择8级精度合适。
(3)计算齿宽b及模数mt
b=φd×
d1t=1×
68.9mm=68.9mm
mt=
==3.83mm
h=2.25mt=2.25×
3.83mm=8.62mm
b/h=68.9÷
8.62=7.99
(4)计算载荷系数K
根据v=0.649m/s,8级精度,由图10—8查得动载系数KV=1;
直齿轮KHα=KFα=1;
由表10-2查得KA=1,
Pca=6.05KW
D1=140
D2=560
V=5.28m/s
L0=2851(mm)
a=824.5mm
α1=150.80
Z=4
F0=248.77N
Fz=1925.9N
φd=1
Z1=18
Z2=80
T1=2.36×
N1=2.07×
N2=4.67×
[σH]1=570MPa
[σH]2=568.4MPa
d1t≥68.9mm
v=0.649m/s
b=68.9mm
mt=3.83mm
h=8.62mm
b/h=7.99
由表10—4用插值法查得8级精度,小齿轮相对轴承对称布置时,KHβ=1.355
由图10—13查得KFβ=1.45故载荷系数
K=KA×
KV×
KHα×
KHβ=1×
1.355=1.355
(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1=
=mm=69.8mm
(6)计算模数m
m
=69.8/18mm=3.87mm
8)按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为
m≥
1)确定计算参数
由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限
,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.97
计算弯曲疲劳应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则
[σF]1=KFN1×
/S=500×
0.90/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2×
/S=380×
0.97/1.4=263.29MPa
计算载荷系数K:
K=KA×
KFα×
KFβ=1×
1.45=1.45
查取齿型系数由表10-5查得YFa1=2.91;
YFa2=2.22
查取应力校正系数由表10-5查得Ysa1=1.53;
Ysa2=1.77
计算大、小齿轮的
并加以比较
==0.0139
==0.0149
大齿轮的数值大。
9)、设计计算
m≥=3.26mm
对比计算结果,可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标准值m=3.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96取Z1=20
大齿轮齿数Z2=4.43x20=88.6取Z2=89
10)、几何尺寸计算
a)计算分度圆直径
d1=m·
Z1=3.5×
20=70mm
d2=m·
89=311.5mm
b)计算中心距
a=(d1+d2)/2=190.75
c)计算齿轮宽度
b=d1·
φd=70
取B2=70mmB1=75mm
11)、按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由公式:
进行校核。
由《机械设计基础》P196图6-32查得:
:
σFlim1=210MPa;
σFlim2=190Mpa
查表6-9得:
安全系数SF=1.30,YNT1=YNT2=1,则:
=136.9MPa<
[σF]1
=120.8MPa<[σF]2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
齿轮的基本参数如下表所示:
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数
Z
89
分度圆直径
d
d=mz
70
311.5
齿顶高
ha
ha=ha*m
3.5
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
77
318.5
a
A=m(z1+z2)/2
190.75
(9)、结构设计
大齿轮采用腹板式,如图10-39(《机械设计》)
五、轴的设计计算
(一)、减速器输入轴(I轴)
1、初步确定轴的最小直径
选用40Cr调质,硬度280HBS,抗拉强度极限应力
σB=700MPa,屈服极限σs=500MPa;
轴的输入功率为PI=4.53KW
转速为nI=180r/min
根据课本P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=100
d≥,考虑到有键槽,将直径增加3%~5%,则取d=32mm。
2、轴的结构设计
1)轴上零件的定位,固定和装配:
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,用平键作周向过渡配合固定。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键作周向过渡配合定位。
2)确定轴的各段直径和长度
①由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm。
长度为:
L1=80mm。
②轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位,轴段2上应有轴肩,由于该段穿过轴承盖且安装垫圈,取d2=36mm,长度为:
L2=72mm。
③轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为d×
B=40×
80×
18,那么该段的直径d3=40mm,长度为:
L3=40mm。
④轴的右起第四段安装齿轮,一般要比轴段3的直径大1~5mm,由于齿轮的齿顶圆直径为77mm,分度圆直径为70mm,轮毂的宽度为75mm,则,此段的直径为d4=45mm,长度为:
L4=73mm
⑤、轴的右起第五段位轴环,对齿轮定位作用,取d5=55mm,长度为:
L5=7mm。
⑥、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承,所以该轴径为:
d6=d3=40mm,长度为L6=41mm。
3)求作用在齿轮上的受力
轴承支点的距离为:
L=(18/2+2+18+75/2)×
2=133mm
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm,
小齿轮转矩:
=236N·
而圆周力:
Ft1=
=2×
2.36×
105÷
(70×
10-3)=6743N
径向力:
Fr1=Ft
=6743×
tan200=2454N
水平支点反力:
FHA=FHB=Ft÷
2=6743÷
2=3372N
垂直支点反力:
FVA=FVB=Fr÷
2=2454÷
2=1227N
水平弯矩:
MHC=FHA×
L÷
2=3372×
133×
10-3÷
2=224.2N·
垂直弯矩:
MVC=FVA×
2=1227×
2=81.6N·
综合弯矩:
当量弯矩:
它们图形如下所示:
4)、判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。
已知MeC=277.6Nm,由课本表15-1有:
[σ-1]=70Mpa则:
σe1=MeC/W=MeC2/(0.1·
d43)=30.5MPa<
[σ-1]
右起第一段虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:
σe2=Mec/W=MD/(0.1·
d13)=156÷
(0.1×
0.0323)
=47.6MPa<
所以确定的尺寸是安全的。
(二)、减速器输出轴(II轴)
选用45#调质,硬度240HBS,抗拉强度极限应力
σB=640MPa,屈服极限σs=355MPa;
轴的输入功率为PⅡ=4.31KW
转速为n=40.6r/min
d≥,考虑到有键槽,将直径增加3%~5%,则取d=50mm。
1、从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取d1=50mm,根据计算转矩:
TC=KA×
TⅡ=1.2×
1012.78=1215.34Nm,查标准GB/T4323—2002,选用弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=80mm,轴段长L1=80mm
2、右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=70mm
3、右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6212型深沟球轴承,其尺寸为d×
B=60×
100×
22,那么该段的直径为d3=60mm,长度为L3=39mm
4、右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为311.5mm,则第四段的直径取d4=65mm,齿轮宽为b=70mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=68mm
5、右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为d5=75mm,长度取L5=7mm
⑥、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承,则d6=d3=55mm,长度L6=51mm
3、)求作用在齿轮上的受力
因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm
大齿轮转矩:
T=9.55×
P/n2=9.55×
4.31/40.6
=1.0×
106N·
mm=1000Nm
大齿轮分度圆直径:
d=311.5mm
1.0×
106/311.5=6420.5N
=6420.5×
tan200=2336.9N
FHA=FHB=Tt/2=6420.5/2=3210.25N
FVA=FVB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N
L/2=3210.25×
0.12/2=192.6N·
L/2=1168.45×
0.12/2=70N·
1)判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 输送 传动 装置 中的 一级 圆柱齿轮 减速器 课程设计 说明书