带式运输机传动装置的设计图纸加扣287075101概要.docx
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带式运输机传动装置的设计图纸加扣287075101概要
机械设计课程设计说明书
课题名称带式运输机传动装置的设计
学院机电工程学院
专业机械工程及自动化
班级130909
姓名陈运龙
学号13090902
指导老师史天录教授
2014年3月10号
五邑大学
目录
1.设计任务------------------------------------------------------3
2.传动方案的拟定------------------------------------------------3
3.电动机的选择--------------------------------------------------4
4.传动比分配----------------------------------------------------5
5.传动系统的动力和运动参数计算----------------------------------5
6.普通V带传动设计计算------------------------------------------6
7.斜齿圆柱齿轮传动设计计算--------------------------------------7
8.低速轴系结构设计和校核----------------------------------------9
9.高速轴的结构设计----------------------------------------------12
10.低速轴轴承的选择和校核----------------------------------------13
11.低速轴键的选择及校核------------------------------------------14
12.联轴器的选择--------------------------------------------------14
13.润滑密封的设计------------------------------------------------14
14.设计小结------------------------------------------------------15
15.参考资料------------------------------------------------------15
计算及说明
主要结果
1.设计任务
(1)设计任务:
带式运输机传动装置,采用一级斜齿圆柱齿轮减速器设计。
(2)原始数据:
运输带工作拉力F=2200N;
运输带工作速度v=1.1m/s;
运输带卷筒直径D=240mm;
减速器设计寿命为8年。
(3)已知条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,
环境最高温度35℃;
检修间隔:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V;
运输带速度允许误差:
±5%;
制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
2.传动方案的拟定
带式运输机采用一级斜齿圆柱齿轮减速器设计,其传动系统方案简图如下图a所示。
2
3
4
51
1.电动机2.带轮
63.一级斜齿圆柱齿轮减速器
4.联轴器5.滚筒6.输送带
带式运输机由电动机驱动。
电动机1通过带轮2减速后将动力传入一级斜齿圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至运输机滚筒5,带动输送带6工作。
传动方案采用两级减速传动:
第一级为带传动,第二级为单级圆柱齿轮减速器传动。
带传动采用V带传动,由于V带传动承载能力大,且有过载打滑保护特点,因此将V带传动放第一级保护电机。
由于运输机在室内使用,考虑工作背景和安全问题,减速箱采用封闭式。
计算及说明
主要结果
3.电动机的选择
(1)确定工作机(卷筒)所需功率PW。
PW=Fυ/1000=2200X1.1/1000kW=2.42kW
(2)确定传动总效率η。
查表1-5得:
一对滚动轴承效率η1=0.99;
V带传动效率η2=0.96;
8级精度齿轮传动效率η3=0.97;
弹性联轴器效率η4=0.99;
卷筒效率η5=0.96。
故传动装置总效率为:
η=η
η2η3η4η5=0.993X0.96X0.97X0.99X0.96≈85.87%
(3)选择电动机功率Ped。
电机类型:
推荐Y系列380V,笼型三相异步电动机。
工作机所需电动机输出功率Pd计算如下:
Pd=PW/η=2.42/0.8587kW≈2.82kW
因为Ped>Pd,查表12-1取电动机额定功率Ped=3kW
对于Ped=3kW的电动机型号如下表所示:
型号
Y100L-2
Y100L2-4
Y132S-6
Y132M-8
同步转速
3000r/min
1500r/min
1000r/min
750r/min
满载转速
2870r/min
1430r/min
960r/min
710r/min
堵转转矩
2.2N•m
2.2N•m
2.0N•m
2.0N•m
额定转矩
最大转矩
2.3N•m
2.3N•m
2.2N•m
2.0N•m
额定转矩
(4)确定电动机转速nd
已知运输带速度v=1.1m/s,可以求得卷筒转速nw
nw=v*60*1000/(π*D)=1.1X60X1000/3.14X240=87.58r/min
查表14-2可知V带传动传动比常用值i1=2~4
圆柱齿轮传动传动比常用值i2=3~5
因此装置总传动比合理范围是ia=i1*i2=6~20
所以带式运输机传动装置电动机转速合理范围为
nd=ia*nw=(6~20)X88=528~1760r/min
在该范围内电动机转速有750r/min,1000r/min,1500r/min
其主要数据及计算的总传动比如下表所示:
PW=2.42kW
η=85.87%
Pd=2.82kW
nw=87.58r/min
计算及说明
主要结果
方案
电动机型号
额定功率Ped
电动机转速
总传动比ia
同步转速
满载转速
1
Y100L2-4
3kW
1500r/min
1430r/min
16
2
Y132S-6
3kW
1000r/min
960r/min
11
3
Y132M-8
3kW
750r/min
710r/min
8
通过比较得知:
方案2选用的电动机转速较高,总传动比适中,价格适中,故选方案2较合理。
所选用的Y132S-6型三相异步电动机额定功率Ped=3kW大于工作机所需要的电动机输出功率Pd=2.82kW,满载转速
nm=960r/min,其主要性能数据如下:
电动机额定功率Ped=3kW;
电动机满载转速nm=960r/min;
电动机的中心高H=132mm;
轴伸出直径D=38mm;
轴伸出长度E=80mm。
4.传动比分配
(1)带式运输机传动装置的总传动比为
ia=nm/nw=960/87.58=10.96
(2)分配V带轮传动比i1与齿轮减速器传动比i2
由于ia=i1*i2,取V带传动比i1=2.5,则i2=4.385
5.传动系统的动力和运动参数计算
传动系统各轴转速、功率和转矩计算如下:
2
0
1
3
带式运输机传动系统各轴代号
0轴:
n0=nm=960r/min
P0=Pd=2.82kW
T0=9550Pd/nm=9550X2.82/960=28.05N•m
Y132S-6
Ped=3kW
nm=960r/min
ia=10.96
i1=2.5
i2=4.385
n0=960r/min
P0=2.82kW
T0=28.05N•m
计算及说明
主要结果
1轴:
n1=n0/i1=960/2.5=384r/min
P1=P0*η2=2.82X0.96=2.71kW
T1=T0*i1*η2=28.05X2.5X0.96=67.32N•m
2轴:
n2=nw=n1/i2=384/4.385=87.58r/min
P2=P1*η1*η3=2.71X0.99X0.97=2.6kW
T2=T1*i2*η1*η3=67.32X4,.385X0.99X0.97=283.48N•m
3轴:
n3=n2=nw=87.58r/min
P3=P2*η1*η4=2.6X0.99X0.99=2.55kW
T3=T2*η1*η4=283.48X0.99X0.99=277.84N•m
将计算结果汇总,如下表所示:
轴代号
转速r/min
功率kW
转矩N•m
0
960
2.82
28.05
1
384
2.71
67.32
2
87.58
2.6
283.48
3
87.58
2.55
277.84
6.普通V带传动设计计算
其设计步骤、计算说明及结果如下表所示:
步骤
计算及说明
1.计算功率Pc
查表得工作情况系数KA=1.2
则Pc=KA*Pd=1.2X2.82=3.38kW
2.选择带型
由Pc=3.38kW和n0=960r/min
查表,选A型V带
3.确定带轮基准直径dd1dd2
查表,取dd1=100mm,ε=0.02
则dd2=i1*dd1(1-ε)=245mm
查表取标准值dd2=250mm
4.验算带速v
v=π*dd1*n0/60*1000=5.024m/s
则5m/s<v<25m/s,符合要求
5.计算带长Ld
0.7*(100+250)≤a0≤2*(100+250)
初定中心距,取a0=500mm
Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
得Ld0=1560.75mm
查表取标准值Ld=1600mm
6.确定中心距a
a=a0+(Ld-Ld0)/2=519.6mm
amin=a-0.015Ld=495.6mm
amax=a+0.03Ld=567.6mm
n1=384r/min
P1=2.71kW
T1=67.32N•m
n2=87.58r/min
P2=2.6kW
T2=283.48N•m
n3=87.58r/min
P3=2.55kW
T3=277.84N•m
KA=1.2
Pc=3.38kW
A型
dd1=100mm
dd2=250mm
v=5.024m/s
Ld=1600mm
a=519.6mm
计算及说明
主要结果
步骤
计算及说明
7.验算小带轮包角α1
α1=1800-57.30(dd2-dd1)/a=163.50
α1=163.50>1200符合要求
8.确定带的根数z
由dd1和n0查表单根V带额定功率P1=0.95kW
由i1和n0查表单根V带额定功率增量ΔP1=0.11kW
查表得包角修正系数Ka=0.96
查表得带长修正系数KL=0.99
则z=Pc/(P1+ΔP1)Ka*KL=3.35取4
9.单根V带初张紧力F0
F0=500(2.5/Ka-1)Pc/zv+mv2
查表V带单位长度质量m=0.1kg/m
则F0=137.26N
10.作用在轴上的力F1
F1=2*z*F0*sin(α1/2)=1086.72N
7.斜齿圆柱齿轮传动设计计算
步骤
计算及说明
1.选择齿轮材料和精度
小齿轮:
选用45钢,调质处理,硬度260HBS
大齿轮:
选用45钢,调质处理,硬度230HBS
由普通减速器,查表选用8级精度
2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1
查表取载荷系数K=1.3
查表取弹性系数ZE=189.8
查表取节点区域系数ZH=2.46
初选螺旋角β=120
查表取螺旋角系数Zβ=0.99
查表取宽度系数ψd=1
T1=9.55*106*2.82/384=7.013*104N•mm
u=i1=4.385
小齿齿数取z1=23
大齿齿数z2=i2*z1=100.855取z2=101
i’=z2/z1=4.39|Δi/i1|﹤5%
α1=163.50
z=4
F0=137.26N
F1=1086.72N
材料:
45
精度:
8级
K=1.3
T1=7.013*104
ψd=1
ZE=189.8
ZH=2.46
Zβ=0.99
u=4.385
z1=23
z2=101
计算及说明
主要结果
步骤
计算及说明
2.按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径d1
接触疲劳需用应力σHP公式:
σHP=ZN*σHlim/SHmin
查表得接触疲劳极限应力σHlim
σHlim1=600MPa,σHlim2=560MPa
接触疲劳强度的最小安全系数SHmin
要求具有一般的可靠性SHmin=1.0
齿面接触应力循环次数N=60njth
N1=60*384*1*360*16=1.327X108
N2=N1/i=1.327X108/4.385=3.026X107
查表接触疲劳寿命系数ZN得
ZN1=1.14ZN2=1.23
∴σHP1=ZN1*σHlim1/SHmin=684MPa
σHP2=ZN2*σHlim2/SHmin=688.8MPa
取小值则σHP=684MPa
将以上各数值代入公式
得
d1=46.76mm
3.主要参数选择和几何尺寸计算
1.法面模数mn
mn=d1*cosβ/z1=1.988mm取2mm
2.中心距a
a=mn(z1+z2)/2cosβ=126.77mm
3.分度圆直径d
d1=z1*mn/cosβ=47.03mm
d2=z2*mn/cosβ=206.5mm
4.齿轮宽度b
b=ψd*d1=47.03mm
取b2=47mmb1=b2+8=55mm
4.齿根弯曲疲劳强度校核计算
1.齿形系数YF
按当量齿数zv查表取YF1=2.71,YF2=2.20
SHmin=1.0
σHP=684MPa
d1=46.76mm
mn=2mm
a=126.77mm
d1=47.03mm
d2=206.5mm
b1=55mm
b2=47mm
YF1=2.71
YF2=2.20
计算及说明
主要结果
步骤
计算及说明
4.齿根弯曲疲劳强度校核计算
2.螺旋角系数Yβ
纵向重合度εβ=bsinβ/πmn=1.555
按εβ=1.55查表得Yβ=0.90
3.弯曲疲劳许用应力σFP
σFP=YNσFlim/SFmim
弯曲疲劳极限应力σFlim查表得
σFlim1=230MPaσFlim2=210MPa
弯曲疲劳寿命系数YN
因为N1和N2>3X106查表得
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳最小安全系数SFmim
具有一般可靠性查表得SFmim=1.3
代入公式计算得
σFP1=YN1σFlim1/SFmim=176.92MPa
σFP2=YN2σFlim2/SFmim=161.54MPa
4.校核齿根弯曲疲劳强度
代入
得
σF1=101.18MPa﹤σFP1
σF2=82.14MPa﹤σFP2
满足抗弯强度条件,故设计可行
5.齿轮圆周速度
v=Π*d1*n0/60X1000=2.36m/s
因v不高,故取8级精度合适
8.低速轴系结构设计和校核
(1)确定轴的材料、处理方法、需用应力
选用45钢,正火处理,查表得抗拉强度σb和许用弯曲应力σ-1b
σb=600MPaσ-1b=55MPa
(2)估算最小直径
查表6.2取A=110,算得d≥34.06mm
考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接,故将轴径放大5%
取d=35mm合适;由公称转矩>KAT2=1.5×283.48=425N•m
选联轴器型号:
LX2联轴器Y35×82GB/T5014--2003
Yβ=0.90
σFP1=
176.92MPa
σFP2=
161.54MPa
σb=600MPa
σ-1b=55MPa
LX2联轴器Y35×82
计算及说明
主要结果
(3)轴的结构设计
1.单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,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以套筒定位,则采用过渡配合固定
2.确定各段直径和长度
1段:
联轴器d=35mm,L=82mm,则d1=35mm,L1=78mm
2段:
d2=d1+2h,h=2c,c=1.25mm,则d2=55mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此该段取L2=42mm
3段:
初选6009型深沟球轴承,其内径为45mm,宽度为16mm
取套筒长为20mm
安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,因此
d3=45mmL3=16+20+2=38mm
4段:
d4=50mmL4=b2-2=47-2=45mm
5.段:
d5=60mmL5=8mm
6.段:
选6009型深沟球轴承,选套筒长为12mm
d6=45mmL6=16+12=28mm
由上述轴各段长度算得轴总长L总=252mm
轴承支承跨距L承=103mm
1套筒20mm
2套筒12mm
6009型深沟球轴承
d1=35mm
L1=78mm
d2=40mm
L2=55mm
d3=45mm
L3=38mm
d4=50mm
L4=45mm
d5=60mm
L5=8mm
d6=45mm
L6=28mm
L总=252mm
L承=103mm
计算及说明
主要结果
(4)低速轴的校核
按弯矩复合强度计算
1.求圆周力Ft
Ft=2T2/d2
转矩T2=283480N•mm分度圆直径d2=206.5mm
得Ft=2745.57N
2.求径向力Fr
Fr=Ft*tanα=2745.57×tan200=999.3N
3.求弯矩MC
因该轴两轴承对称,所以LA=LB=L承/2=51.5mm
绘制轴受力简图
轴承支反力FAz=FBz=Fr/2=499.65N
轴承支反力FAy=FBy=Ft/2=1372.79N
截面C在垂直面弯矩MC1=FAz*L承/2=25.73N•m
截面C在水平面弯矩MC2=FAy*L承/2=70.7N•m
合弯矩
=75.24N•m
绘制合弯矩图
4.绘制扭矩图
截面C至轴右端的扭矩大小等于T2=283.48N•m
Ft=2745.57N
Fr=999.3N
MC=75.24N•m
T2=283.48N•m
计算及说明
主要结果
5.绘制当量弯矩图
扭矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=0.59,截面C处的当量弯矩公式:
=[
+(αT)
]
=183.4N•m
绘制当量弯矩图
6.校核危险截面C的
由以上求得数据代入公式:
因此该轴强度足够
9.高速轴的结构设计
(1)按扭矩初算轴径
选用45钢调质处理,硬度217~255HBS
查表取A=110,算得d≥21.1mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则取d=24mm
Mec=183.4N•m
σe=16.58MPa
计算及说明
主要结果
(2)轴的结构设计
1.轴上零件的定位,固定和装配
单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,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以套筒定位,则采用过渡配合固定。
2.确定轴各段直径和长度
1段:
直接连接V带轮。
d1=24mmL1=63mm
2段:
d2=d1+2h,h=2c,c=1.5,则d2=24+2×3=30mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑V带轮和箱体外壁应有一定矩离而定,为此该段取L2=55mm
3段:
初选6007型深沟球轴承,其内径为35mm,宽度为14mm
取套筒长为16mm,因此d3=35mmL3=14+16=30mm
4段:
此段为齿轮轴部分,且齿轮轴在中间;左面的套筒的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,因此将4段直径取d4=42mm
L4=59mm
5段:
由于小齿轮分度圆直径较小,将齿轮与轴做成一体
d5=47.03L5=55mm
6段:
d6=35mmL6=16+14=30mm
10.低速轴轴承的选择和校核
6009型轴承,计算轴承寿命Lh
算得额定寿命
查表得6009型轴承基本额定动载荷Cr=21000N,C0r=14800N
圆周力Ft=2T2/d2=2745.57N
径向力Fr=Ft*tanα/cosβ=1021.68N
轴向力Fa=Ft*tanβ=583.59N
轴承当量动载荷P=fp(X*Fr+Y*Fa)
由Fa/C0r=0.04Fa/Fr=0.57
查表得X=0.56Y=1.99fp=1.0~1.2,取1.0
代入公式,得P=1733.48N
查表得ε=3,ft=1,代入以下公式得
6007型深沟球轴承
套筒长16mm
d1=24mm
L1=63mm
d2=30mm
L2=55mm
d3=35mm
L3=30mm
d4=42mm
L4=59mm
分度圆d5=47.03
L5=55mm
d6=35mm
L6=30mm
6009型轴承
Cr=21000N
C0r=14800N
P=1733.48N
[Lh]=46080h
计算及说明
主要结果
故轴承符合设计要求
11.低速轴键的选择及校核
(1)选用A型普通平键
根据安装齿轮处轴径d4=50mm轴长L4=45mm,选取键尺寸
b1=14mmh1=9mmL1=40mm
根据安装联轴器处轴径d1=35mm轴长L1=78mm.选取键尺寸
b2=10mmh2=8mmL2=63mm
(2)校核键的强度
查表得键的挤压许用强度[σp]=100~`120Mpa
l1=L1-b1=26mmk1=h1/2=4.5mm
l2=L2-b2=53mmk1=h2/2=4mm
则
σ1=2T2/d4k1l1=96.9Mpa<[σp]
σ2=2T2/d4k1l1=76.4Mpa<[σp]
故键的挤压强度满足设计要求。
12.联轴器的选择
选联轴器型号:
LX2联轴器Y35×82GB/T5014--2003
其公称转矩[T]=560N•m,许用转速[n]=6300r/min
因n2=87.58r/min<[n]T2=283.48N•m<[T]
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- 运输机 传动 装置 设计 图纸 287075101 概要