带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器.docx
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带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器
设计任务书
1、电动机的选择(3)
2、计算传动装置的运动和动力参数(4)
3、传动件设计(齿轮)(6)
4、轴的设计(10)
5、滚动轴承校核(17)
6、连接设计(19)
7、减速器润滑及密封(19)
8、箱体及其附件结构设计(20)
9、设计总结(22)
10、参考资料(23)
设计任务书
设计题目4:
带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1、系统简图
滚筒
联轴器
减速器
输送带
联轴器
电动机
2、工作条件
单向运转,有轻微振动,经常满载,空载起动,单班制工作,使用期限5年,输送带速度容许
误差为土5%。
3、原始数据
已知条件
题号
D1
D2
D3
D4
D5
D6
输送带拉力F(N)
1.6XI
03
1.8X1
03
2X103
2.2XI
03
2.4XI
03
2.6XI
03
输送带速
度v
(m/s)
1.0
1.1
0.9
0.9
1.2
1.0
滚筒直径
D(mm)
400
350
300
300
300
300
注:
小组成员按次序选题,本设计所选题号为D5。
4、传动方案的分析
带式输送机由电动机驱动。
电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机
滚筒,带动输送带工作。
传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对轴承位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。
设计内容
计算及说明
结果
二、电动机的选择
1、类型选择
电
根据动力源和工作条件,电动机的类型选用Y系列封闭式三相异步
动
电动机满足要求。
机的
2、功率选择
选
(1)工作机主轴所需功率FW
择
c_FvFW
1000
(1-1)
式中,F16103N,v1.0m/s,代入上式得:
3
1.610__10kW1.6kW1000
1.6kW
(1-2)
(2)电动机所需功率Fd
电动机所需功率为:
巳匹
从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为:
242
联轴器轴承齿轮卷筒
(1-3)
查文献[2]表11-9,有:
联轴器传动效率(2个)联轴器0.99
轴承传动效率(4对)轴承0.98,
齿轮传动效率(8级2对)齿轮0.97,
滚筒传动效率(1个)卷筒0.96,
0.817
则:
=0.9920.9840.9720.96=0.817
巳
1.96kW
Pw1.6
巳1.96kW
0.817
(3)电动机额定功率P,
选取电动机额定功率Pm,使Pm(1:
1.3)Fd
设计内容
计算及说明
结果
查文献[2]表20-5取Pm2.2kw;
3、电动机转速选择
根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为:
601000v6010001.0.
nw48r/min
D400
查[2]推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为:
r8~40
故电动机转速为:
nmi'nw(8:
40)48(384:
1920)r/min
4、电动机型号选择
符合这一范围的转速有:
750r/min、1000r/min、1500“min
三种,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比,选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机。
根据电动机类型、容量和转速,查[2]表20-5,选定电动机型号为
Y126M-6的电动机。
主要性能如下表1-1:
表1-1电动机型号
Pm2.2kW
nw48rlmin
r8~40
nw384:
1920r/mi
型号
额定功率
kW
满载时
额定转速
Nm
质量
kg
转速nd
r/min
电流A
(380V)
效率
%
功率因数
Y112M-6
2.2
940
5.6
80.5
0.74
2.0
45
计算传动装置的运动
三、计算传动装置的运动和动力参数
1、传动装置的总传动比:
根据电动机的满载转速
比为:
nw
nm和滚筒转速nw可算出传动装置总传动
940
48
19.58
(1-1)
2、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比:
(1)高速级的传动比为:
i11.4i总=、1.419.58=5.24
(1-2)
(2)低速级的传动比为:
i总19.58
12
i15.24
3.74
和动力参数
1轴
nm
940rmin
2轴
n1
940
179.4rmin,
i1
5.24
3轴
n2
179.4
48rmin,
i2
3.74
卷筒
n卷筒
二n3
48rmin
(1-3)
3、计算传动装置各轴的运动和动力参数:
(1)各轴的转速:
1轴
R=
Pd
联轴器
1.960.991.94kW,
2轴
F2
P
轴承
齿轮=1.940.980.97=1.84kW,
3轴
F3
F2
轴承
齿轮=1.840.980.97=1.75kW,
卷筒
P卷筒
=P3
轴承
联轴器=1.750.980.99=1.70kW
(2)各轴的输出功率:
(3)各轴转矩
1总19.58总、
i15.24
23.74
各轴转速
n940r/min
n2179.4r/min
n348^min
n卷筒=48r/min
各轴功率
R1.94kW
F21.84kW
F31.75kW
F卷筒=1.70kW
各轴转矩
Td19.9Nm
0轴Td9550Pd95501.9619.9Nm
nd940
R1.94
1轴Ti95501955019.7Nm
n1940
p184
2轴T2955029550•98.2Nm
rh179.4
p175
3轴T3955039550•349.1Nm
n48
p卷筒170
卷筒T卷筒=9550卷筒=9550'=338.7Nm;
n卷筒48'
由以上数据得各轴运动及动力参数表:
T119.7Nm
T298.2Nm
T3349.1Nm
T卷筒=338.7Nm
轴名
功率P/kW
转矩T/(Nm)
转速n/'(r/min)
电机轴
1.96
19.9
940
1轴
1.94
19.7
940
2轴
1.84
98.2
179
4
3轴
1.75
349.1
48
:
卷筒轴~
1.70
338.7
48
殳计勺容
计算及说明
结果
传
动
件
设
计
(
齿轮)
四、传动零件设计(齿轮)
1、高速级齿轮传动设计
(1)选择材料及确定许用应力
因为传递功率不大,转速不咼,大小齿轮都米用45钢。
大齿轮正火处理,小齿轮调质处理,均用软齿面。
小齿轮45钢调质,齿面硬度197~286HBS,Hlim1585MPa,
FE1445MPa
大齿轮45钢正火处理,齿面硬度156~217HBS,
hiim2375MPa,fe2310MPa
由表11-5,取SH1.1,SF1.25,
H1585532MPa
Sh1.1
h2375341MPa
Sh1.1
H1532MPa
H2341MPa
F1
FE1
SF
445
1.25
356MPa
F1
356MPa
F2
FE2
Sf
310
——248MPa
1.25
F2248MPa
(2)按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。
di
(ZeZh)2
H
确定公式中的各计算数值:
1)查[1]表11-3,选择载荷系数K1.5;
4
2)小齿轮的转矩:
TT11.9710Nmm;
3)查[1]表11-6,选择齿宽系数d0.8;
4)齿数比ui15.24;
5)由[1]表11-4,选择弹性系数Ze188;
6)对于标准齿轮,区域系数Zh2.5;
小齿轮分度圆直径:
d155.1mm
d13宀亍(込)2
21.51.97104
0.8
5.241(1882.5)2
5.24(341)
55.1mm
齿数取Z132,则Z2
血15.2432168
设计模数md1-55.11.72
Z132
(3)验算轮齿弯曲强度
查[1]有轮齿弯曲强度验算公式(11-6):
3
2KTfYSamJ•
VdZ12[f]
确定公式中的各计算数值:
1)查[1]图11-8,取齿形系数Yf&2.56;
2)查[1]图11-9,取应力集中系数YSa11.63;
3)查[1]表11-5,取安全系数Sf1.25,则:
mJ2K「冬1仏1
VdZ12F
m1.07mm
J21.51.971042.561.63
V0.8322248
1.07mm
设计
内容
计算及说明
结果
(4)决定模数
综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较,以相
对大者为基准,并按[1]表4-1取标准模数m2mm。
(5)几何尺寸计算
1)分度圆直径:
d1mz-!
23264mm,
d2mz22168336mm;
2)齿轮齿宽:
bdd10.86451.2mm,
取b255mm,d60mm;
出、出d1d264336“c
4)中心距:
a200mm
22
(6)齿轮的圆周速度
dg3.1464940,
v113.15m/s
60100060000
对照[1]表11-2可知选用8级精度是合宜的。
2、低速级齿轮传动设计
(1)选择材料及确定许用应力
因为传递功率不大,转速不咼,大小齿轮都米用45钢。
大齿轮正火处理,小齿轮调质处理,均用软齿面。
小齿轮45钢调质,齿面硬度197~286HBS,Hlim1585MPa,
FE1445MPa
大齿轮45钢正火处理,齿面硬度156~217HBS,
m2mm
z132
Z2168
d164mm
d2336mm
b55mm
b260mm
a200mm
Hiim2375MPa,fe2310MPa
H1
Hlim1
585
1.1
532MPa
SH
H2
Hlim2
375
341MPa
Sh
1.1
F1
FE1
SF
445
1.25
356MPa
FE2
310
248MPa
F2
Sf
1.25
由表11-5,取Sh1.1,Sf1.25,
(2)按齿面接触强度设计
H1532MPa
H2341MPa
F1356MPa
F2248MPa
d196.1mm
321.59.82
V0.8
96.1mm
104
3.74
3.74
1(1882.5)2
341
查[1]公式(11-3)有小齿轮最小d1设计依据:
*32KTu1ZeZh2
.dUH
确定公式中的各计算数值:
1)查[1]表11-3,选择载荷系数K1.5;
4
2)小齿轮的转矩:
TT29.8210N.mm;
3)查[1]表11-6,选择齿宽系数d0.8;
4)齿数比ui23.74;
5)由[1]表11-4,选择弹性系数Ze188;
6)对于标准齿轮,区域系数Zh2.5;小齿轮分度圆直径:
./2KT~u1ZeZhj
d1計()
dUH
齿数取乙32,则z2i2z,3.732120
(3)按轮齿弯曲强度设计查[1]有轮齿弯曲强度验算公式(
确定公式中的各计算数值:
3
21.59.82104
V0.8322
2.561.63
248
m0.92mm
设计模数:
mdl96.13mm
z132
11-6):
1)查[1]图11-8,取齿形系数YFa22.15;
2)查[1]图11-9,取应力集中系数YSa21.83;计算:
3-
2KT1YFaYsa
dZ12[f]
0.92mm
4)决定模数
综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较,者为基准,并按[1]表4-1取标准模数m3mm。
(5)几何尺寸计算
1)分度圆直径:
以相对大
d1mz.
33296mm,
d2mz2
3120360mm;
2)齿轮齿宽:
b
dd10.89676.8mm,
取b280mm,b185mm;
d196mmd2360mm
bi85mmb280mm
a228mm
3)中心距:
a
d1d2
2
96360
2
228mm;
(6)齿轮的圆周速度
d1n2
v
601000
3.14_96_179.4
60000
0.9m/s
对照[1]表11-2可知选用8级精度是合宜的。
3、传动齿轮主要参数表
咼速级
低速级
齿数z
32
168
32
120
中心距a(mm)
200
228
模数m(mm)
2
3
齿宽b(mm)
60
55
85
80
分度圆直径d(mm)
64
336
96
360
设计
内容
轴的设计
轴的设计
高速轴1的设计
d1min15mm
该段轴上有一键槽将计算值加大
Tc29.55N
选用HL2型弹性柱销联轴器
d1min20mm
选用6005深
沟球轴承
计算及说明
(在本次设计中为减轻设计负担,只进行高速轴的强度校核)
1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为45号钢,调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径,由[1]表14-2,取常数C110,由
[1]公式(14-2),轴的最小直径满足:
3%,取dmin15mm
此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径d1min,为了使所
选的轴的直径d]□与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号。
3、选择联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。
查[1]表17-1,取Ka1.5,则计算转矩:
TCKT1.519.729.55Nm;
按照TcTn及电动机轴尺寸等限制条件,查[3]表13-1,选用HL2型弹性柱销联轴器。
其公称转矩Tn315Nm,半联轴器的孔径d20:
32mm,可满足电动机的轴径()要求.
最后确定减速器高速轴外伸直径d1min20mm。
4、初选轴承
考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许一定的内外圈轴线偏
斜量,大量生产价格最低等因素,根据[1]表16-2选用深沟球轴承。
又根
据设计尺寸dn皿33mm,26mm由[2]表18-2选用轴承型号为6005,其d25mm,B12mm。
5、高速轴1的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图(采用齿轮轴设计):
设计内
容
计算及说明
(2)各轴段直径与长度的确定
1)由所选半联轴器的孔径d20:
32mm,取高速轴最小直径
d1min20mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度为L52mm,VIII-IX断
的长度应比L略短一些,现取Lviiiix50mm;
7)为满足半联轴器的轴向定位要求,I-n轴段右端要求制出一轴肩,故取
VII-VIII段的直径dviiVIII22mm;轴承端盖的总宽度为15mm(由减速
器和轴承端盖的机构设计而定),根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与联轴器的距离为15mm。
故取
LVIIVIII30mm。
3)根据所选轴承尺寸确定diIIdviVII25mm,
LiIILvivii12mm;
4)为满足轴承的轴向定位要求,取d||hi10mm,综合中间轴设计取
Livv5mm;
5)轴的齿轮段直径dmiV60mm,长度Lv刑
至此已初步确定各轴段的直径与长度。
(3)轴上零件的周向固定
1)半联轴器与轴的周向定位采用平键联接,配合选
按dviii-ix20mm,由[1]表10-9查得平键的截面
95mm;
H7/k6。
b6mm,h
6mm,
d1min
dvii
diii
Liii
IX
VIII
VIII
dIIIII
20mm
50mr
22mm
30mm
*1VII2
Lvivii
dIIIIV
5mm
12mm
10mm
50mm
60mm
Lv刑95mm
根据该轴段长度,取L45mm。
四、滚动轴承与轴的周向定位,是借过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸
公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2,取轴端倒角C1.2,各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。
设计内
容
计算及说明
键6x6x
45GB/T
1069-1979
倒角C1.2
结果
6、轴的受力分析
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
确定轴的支点位置,对与轴承6207,由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。
因此作为简支梁的轴的支撑跨距为266.5mm。
计算轴齿轮上的圆周力:
2Ti223640
di50
945.6N,
Ft945.6N
径向力:
FrFttan
945.6tan20344.2N
Fr344.2N
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
7、判断危险截面
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。
现将
C截面处的Mh、Mv及M的值列于下表:
载荷水平面H垂直面V
Fnh1260.3N
Fnv194.8N
支反力
Fnh2685.3N
Fnv2249.4N
弯矩
MH33579Nmm
MV12221Nmm
总弯矩
M35734Nmm
扭矩
Tj23640Nmm
8、轴的弯扭合成强度校核
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面C)的强度。
(即危险截面
计算及说明
力
B
1、
2、
根据[4]公式15-5及[4]表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的计算应
力:
M2(TJ2
ca
3.1MPa
357342(0.623640)2
3
0.150
3.1MPa
之前已选定轴的材料为
160MPa。
因此
中间轴2的设计
45
ca
号调制钢,由[4]表15-1查得许用弯曲应
1,故安全。
选择材料及热处理方式
选取轴的材料为45号钢,调质处理。
初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径,由[1]表14-2,取常数C116,由
[1]公式(14-2),轴的最小直径满足:
3
dminC
P2
n2
11632.30525.92mm;
\206.5
3、初选轴承
考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许一定的内外圈轴线偏
斜量,大量生产价格最低等因素,根据[1]表16-2选用深沟球轴承。
又根
据设计尺寸取dzn30mmdmin,由[2]表18-2选用轴承型号为6206,
其d30mm,
B16mm。
dmin
25.92mm
选用
沟球轴承
6206深
5、中间轴2的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图:
设计内
0
Q
IS
M
in
IV
VI
0
3
O
II
(2)各轴段直径与长度的确定
1)根
据所选轴承的直径d
30mm,取中间轴最小直
di-ndv30
di-n
Lin
dv-刑30mm;综合壁
厚及箱体尺寸等因素,现
LinLv-可
Lv-可40mm;
计算及说明
2)为满足齿轮的轴向定位要求,i-n轴段右端及v-w轴段左端要求制
出一轴肩,故取dn皿
d叩-v36mm。
根据高速级大齿轮及低速级小
dn皿-v3
Ln皿61mm
mm
)mm
5mm
LVv36mmd皿v43mm
L皿v15mm
键10x8x
50GB/T1069-1979
键10x8x
28GB/T
1069-1979
齿轮的齿宽,分别取Ln皿61mm,Lv36mm;
3)为满足齿轮的轴向定位要求,取d皿即43mm。
根据齿轮间间隙推荐
值,取L皿即15mm;
至此已初步确定各轴段的直径与长度。
1)轴上零件的周向固定
1)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。
n-川段平键,按dn-m36mm,由[1]表10-9查得平键的截面
b10mm,h8mm,由该轴段长度取L50mm。
IV-v段平键,按dw-v36mm,由⑴表10-9查得平键的截面
b10mm,h8mm,由该轴段长度取L28mm。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂与轴
得配合选H7/n6。
2)滚动轴承与轴的周向定位,是借过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公
差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2,取轴端倒角C1,各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。
C低速轴3的设计
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- 运输机 传动系统 中的 展开式 二级 圆柱齿轮 减速器
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