带式传动机设计.docx
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带式传动机设计
课程设计
题目带式传动机设计
学生姓名
学号
学院机械与汽车工程
专业机械设计制造及其自动化
指导教师
二O一二年十二月二十日
1、设计任务书……………………………………
二、总体方案设计…………………………………
1.传动方案分析…………………………………………………………
2.选择联轴器的类型和型号……………………………………………
3.电动机的选择………………………………………………………….
4.传动比分配…………………………………………………………….
5.传动系统的运动和动力参数…………………………………………
三、传动零件的设计计算………………………….
1.带传动的设计………………………………………………………….
2.齿轮传动的设计……………………………………………………….
3.轴的结构设计及计算………………………………………………….
4.滚动轴承的选择及校核计算………………………………………….
5.键联接的选择及校核计算…………………………………………….
6.减速器附件的选择………………………………………………….
7.润滑与密封………………………………………………………….
一、设计任务书
1.设计题目:
带式输送机传动装置(简图如下)
原始数据:
参数
题号
1
2
3
4
5
输送带工作拉力F/N
2300
2100
1900
2200
2000
输送带工作速度v/(m/s)
1.5
1.6
1.6
1.8
1.8
滚筒直径D/mm
400
400
400
450
450
每日工作时数T/h
24
24
24
24
24
传动工作年限/a
5
5
5
5
5
注:
传动不逆转,载荷平稳,起动载荷为名义载荷的1.25倍,输送带速度允许误差为±5%
2.设计工作量:
①.设计说明书1份
②.减速器装配图1张(A0或A1)
③.零件工作图1~3张
本组设计选第1组数据
二、总体方案设计
1.传动方案分析
在分析传动方案时应试注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求:
1)带传动平稳性好,能缓冲吸振,但承载能力小,宜布置在高速级;
2)链传动平稳性差,且有冲击、振动,宜布置在低速级;
3)蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡表铜,否则可选用铝铁青铜;
4)开式齿轮传动的润滑条件差,磨损严重,应布置在低速级;
5)锥齿轮、斜齿轮宜放在调整级。
该方案的优点:
该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜、标准化程度高,大幅度降低了成本。
总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求、适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
2.选择联轴器的类型和型号
一般在传动装置中有两个联轴器:
一个是连接电动机轴与减速器高速轴的联轴器,另一个是连接减速器低速轴与工作机轴的联轴器。
前者由于所连接轴的转速较高,为了减小起动载荷、缓和冲击,应选用具有较小转动惯量的弹性联轴器,如弹性柱销联轴器等。
后者由于所连接轴的转速较低,传递的转矩较大,减速器与工作机常不在同一底座上而要求有较大的轴线偏移补偿,因此常选用无弹性元件的挠性联轴器,例如十字滑块联轴器等。
根据设计的尺寸查表9.5得,所选的联轴器有关数据如下表:
d
许用转矩/N·m
许用转速/r/min
D0
D
L
S
45,50
800
250
80
130
200
0.5+0.30
3.电动机的选择
(1)选择电动机
按已知的工作要求和条件,选用Y132M2—6电动机。
(2)选择电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为
Pd=Pw/η
Pw=FV/1000ηw
所以Pd=FV/1000ηwη
由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为
η·ηw=η1·η2·η3·η4·η5·η6
式中:
η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
根据《机械设计指导书》P6表2.3得:
各项所取值如下表:
种类
取值
带传动
V带传动
0.96
齿轮传动的轴承
球轴承
0.99
齿轮传动
8级精度的一般齿轮传动
0.97
联轴器
十字滑块联轴器
0.98
卷筒轴的轴承
球轴承
0.99
卷筒的效率
0.96
η·ηw=0.96×0.992×0.97×0.98×0.99×0.96=0.85
所以Pd=FV/1000ηwη=2300×1.5/1000×0.85kW=4.06kW
(3)确定电动机转速
卷筒轴的工作转速nw=60×1000v/πD=60×1000×1.5/π×400r/min=71.7r/min
按推荐的合理传动比范围,取V带传动的传动比i1’=2~4,单级齿轮传动比i2’=3~5,则合理总传动比的范围为i’=6~20,故电动机转速可选范围为
nd’=i’·nw=(6~20)×71.7r/min
nd’=(430~1434)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min,由《机械设计指导书》附录8附表8.1查出有三种适用的电动机型号,其技术参数及传动比的比较情况见下表。
方案
电动机型号
额定功率Ped/kW
电动机转速/r/min
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
带
齿轮
1
Y160M2—8
5.5
750
720
10.04
2.51
4
2
Y132M2—6
5.5
1000
960
14.40
3.6
4
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比,比较二个方案可知:
方案1的电动机转速低,久廓尺寸及重量较大,价格较高,虽然总传动比不大,但因电动机转速低,导致传动装置尺寸较大。
方案2适中,比较适合。
因此,选定电动机型号为Y132M2—6,所选电动机的额定功率Ped=5.5kW,满载转速nm=960r/min,总传动比适中,传动装置结构紧凑。
4.计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
Ⅰ轴:
nⅠ=nm/i0=960/3.6r/min=266.7r/min
Ⅱ轴:
nⅡ=nⅠ/i1=266.7/4r/min=66.7r/min
卷筒轴:
nw=nⅡ=66.7r/min
(2)各轴的输入功率
Ⅰ轴:
PⅠ=Pd·η01=4.06×0.96kW=3.90kW
Ⅱ轴:
PⅡ=PⅠ·η12=PⅠ·η2·η3=3.90×0.99×0.97kW=3.75kW
卷筒轴:
Pw=PⅡ·η34=PⅡ·η5·η6=3.75×0.99×0.96kW=3.56kW
(3)各轴输入转矩
电动机输出转矩:
Td=9550×Pd/nm=9550×4.06/960N·m=40.4KN·m
Ⅰ轴:
TⅠ=Td·i0·η01=40.4×3.6×0.96N·m=139.6KN·m
Ⅱ轴:
TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η3=139.6×4×0.99×0.97KN·m=536.2KN·m
卷筒轴:
Tw=TⅡ·i2·η34=TⅡ·i2·η5·η6=536.2×1×0.99×0.96KN·m
=509.6KN·m
运动和动力参数的计算结果列于下表:
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转速n/(r/min)
输入功率p/kW
输入转矩T/N·m
960
4.06
40.4
266.7
3.90
139.6
66.7
3.75
536.2
66.7
3.56
509.6
传动比i
效率η
3.6
0.96
4
0.96
1
0.95
三、传动零件的设计计算
1.设计减速器外传动零件
带传动的设计
注:
以下所涉及到的公式、表、图都是来自《机械设计基础》第四章。
(1).确定计算功率Pc
由表4-6查得KA=1.2,由式4-10得
Pc=KA·P=1.3×5.5=7.15kW
(2)选取普通V带型号
根据Pc=7.15kW,n1=960r/min,由图4-8选用B型普通V带。
(3)确定带轮基准直径dd1,dd2
根据表4-7和图4-8选取dd1=140mm,且dd1=140mm>dmin=125mm
大带轮直径为
dd2=n1·dd1/n2=960×140/266.7mm=504mm
按表4-7选取标准值dd2=500mm,则实际传动比i,从动轮的实际转速分别为
i=dd2/dd1=500/140mm=3.57
n2=n1/i=960/3.57r/min=269r/min
从动轮的转速误差率为(269-266.7)/266.7×100%=0.86%
在±5%以内为允许值
(4)验算带速V
V=πdd1n1/60×1000=π×140×960/60×1000m/s=7.03m/s
带速在5~25m/s范围内
(5)确定带的基准长度Ld和实际中心距a
利用下式初步确定中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
即0.7×(140+500)mm≤a0≤2×(140+500)mm
448mm≤a0≤1280mm
取a0=500mm
L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+π/2×(140+500)+(500-140)2/(4×500))
=2069.6mm
由表4-2选取基准长度Ld=2000mm
由式4-14得实际中心距为
a≈a0+(Ld-L0)/2
=500+(2000-2069.6)/2
=465mm
中心距a的变化范围为
amin=a-0.015Ld
=(465-0.015×2000)mm
=435mm
amax=a+0.03Ld
=(465+0.03×2000)mm
=525mm
(6)校验小带轮包角α1
由式4-16得
α1=1800-(dd2-dd1)×57.30/a
=1800-(500-140)×57.30/465
=135.640>1200
(7)确定V带根数
由式4-17得
Z≥Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KαKL
根据dd1=140mm,n1=960r/min,查表4-4根据线性插值法可得:
P0=[2.08+(2.47-2.08)×(960-950)/(1200-950)]kW
=2.0956kW
取P0=2.1kW
查表4-5得功率增量△P0=0.30
由表4-2查得带长度修正系数KL=0.98,由表4-8查得包角系数Ka=0.88得普通V带根数:
z=7.15/(2.1+0.30)×0.88×0.98
=3.45
圆整取z=4
(8)求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ
由表4-3查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m,根据式4-18得单根V带的初拉力为:
F0=500Pc(2.5/Ka-1)/zv+qv2
=[500×7.17×(2.5/0.88-1)/4×7.03+0.17×(7.03)2]N
=243.10N
由式4-19可得作用在轴上的压力FQ为
FQ=2F0zsina1/2
=2×243.10×4sin135.640/2N
=1800.9N
(9)设计结果
选用4根B—4000GB/T1154—1997的V带,中心距a=465mm,带轮直径dd1=140mm,dd2=500mm,带轮宽B=80mm,轴上压力FQ=1800.9N
2.齿轮传动的设计
注:
以下所涉及到的公式、表、图都是来自《机械设计基础》第五章。
1)选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质,硬度为217~255HBS;大齿轮选用45钢正火,硬度为162~217HBS。
因为是普通减速器,由表5-11选8级精度,要求齿面粗糙度Ra≤3.2~6.3um许用接触应力[σH]
由图5-10查得
σHlim1=530MPaσHlim2=500MPa
2)按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式5-34求出d1值。
确定有关参数与系数:
1转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1
=9.55×106×3.90/266.7
=1.40×105N·mm
2载荷系数K
查表5-12取K=1.4
3和齿宽系数Ψd
,因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软齿面,由表5-13选取Ψd=1.
4 由式5-34得:
d1
d1=73.23mm
3)计算主要尺寸
1 齿数
小齿轮的齿数取为z1=25,则大齿轮齿数z2=100
验算传动比误差:
△i=(100/25-4)/4x100%=0%-5%<△i<+5%合适
2 模数m=d1/z1=73.23/25=2.93查表5-2得m=3
3 分度圆直径:
d1=mz1=3×25mm=75mm
d2=mz2=3×100mm=300mm
4 中心距a=m/2(z1+z2)=187.5mm
5 齿宽b=Ψdd1=1×75=75mm
经圆整后取b2=75mm
b1=b2+5mm=80mm
4)弯曲疲劳强度校核
确定有关系数与参数:
1齿形系数YFS
查表5-14得YFS1=4.21YFS2=3.96
2许用弯曲应力
查表5-10得[σbb1]=310MPa[σbb2]=290MPa
σbb1=(2KT1/Ψbz12m3)YFS1=97.80MPa
σbb2=σbb1YFS2/YFS1=91.99MPa
所以,弯曲强度校核合格。
5)验算齿轮的圆周速度V
πd1n1
V=─────m/s
60×1000
π×75×266.7
=─────m/s
60×1000
=1.05m/s
由表5-11可知,选8级精度是合格的。
6)计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图
3.轴的设计
注:
以下所涉及到的公式、表、图都是来自《机械设计基础》第九章。
Ⅰ轴的设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
由表9-1查得强度极限σB=650MPa,再由表9-3得许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
(2)按扭转强度估算出最小轴径
根据表9-2得C=107~118。
又由式
·
得
d1≥107~118
mm=26.17~28.86mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为27.48~30.30mm。
由此d1=30mm。
(3)设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装带轮。
1)确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。
参考图
1,确定齿轮从轴的左端装入,齿轮的右端用轴肩(或轴环)定位,左端用套筒固定。
这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮的周向固定采用平键连接。
轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,径向采用过盈配合固定。
2)确定各轴段的直径
如图所示,轴段1(外伸端)直径最小,d1=30mm,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,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,故取轴段2的直径,d2为35mm;用相同的方法确定轴段3、4、6的直径d3=d6=41mm、d4=45mm、d6=;为了便于拆卸左轴承,可查出6309型滚动轴承的安装尺寸damin=54mm,取d5=54mm。
3)确定各轴段的长度
齿轮轮毂的宽度为80mm,为了保证齿轮固定可靠,轴段4的长度应略短于
齿轮轮毂宽度,取为77;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁音应留有一定的间距,取该间距为10mm,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度为25mm),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段3的长度取为41mm所以轴段6也应取47mm;根据箱体结构及带轮距轴承盖要有一定距离的要求,取2=32mm;由带轮宽为80mm;在轴段1、3上分别加工出键槽,使两槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,
4)选轴的结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。
按设计结果画出轴的结构草图(如图a)
(4)按弯扭合成强度校核轴径
!
)画出轴的受力图(如图b)
T1=1.396x105N·m
齿轮作用力为
Ft=
=2x1.396x105/75=3722.67N
Fr=Frtanα=3722.67tan200=1354.94N
计算支座反力和弯矩
水平FRBH=FRDH=1/2x1354.94=677.47N(如图c)
MCH=FRBHx67.5=45729.23N.mm(如图d)
垂直FTBV=FTDV=1/2X3722.67N=1861.34N(如图e)
MCV=FTBVX81=125640.45N.mm(如图f)
合成弯矩MC=(MCH2+MCV2)1/2=133703.72N.mm(如图g)
(5)计算当量弯矩
转矩按脉动循环考虑应力折合系数为
α=[σ-1]/[σo]=60/75=0.8
断面c处最大当量弯矩为
=174209.95N.mm(如图i)
(6)d≧
=30.74mm考虑到截面键槽给截面的影响,直径增加工5%
d1=30.51x1.05=32.27mm
设计确定为45mm所以强度足够
(7)绘制轴的零件工作图(轴1)
Ⅱ轴的设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
由表9-1查得强度极限σB=650MPa,再由表9-3得许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
(2)按扭转强度估算出最小轴径
根据表9-2得C=107~118。
又由式
·
得
d2≥107~118
mm=40.99~45.20mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为43.0427.48~47.46mm。
由此d2=50mm。
(3)设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装带轮。
1)确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。
参考图
1,确定齿轮从轴的左端装入,齿轮的右端用轴肩(或轴环)定位,左端用套筒固定。
这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮的周向固定采用平键连接。
轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,径向采用过盈配合固定。
2)确定各轴段的直径
如图所示,轴段1(外伸端)直径最小,d1=50mm,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,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,故取轴段2的直径,d2为55mm;用相同的方法确定轴段3、4、6的直径d3=d6=60mm、d4=65mm;为了便于拆卸左轴承,可查出6312型滚动轴承的安装尺寸damin=72mm,取d5=72mm。
3)确定各轴段的长度
联轴器轮毂的宽度为80mm,为了保证齿轮固定可靠轴段4的长度77mm,轴段1的长度应略短于联轴器轮毂宽度,取为77mm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁音应留有一定的间距,取该间距为10mm,为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度为31mm),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段3的长度取为47mm所以轴段6也应取47mm;根据箱体结构及带轮距轴承盖要有一定距离的要求,取2=25mm;在轴段1、3上分别加工出键槽,使两槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,
4)选轴的结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。
按设计结果画出轴的结构草图(受力轴Ⅱ图a)
(4)按弯扭合成强度校核轴径
!
)画出轴的受力图(如图b)
T2=5.362x105N·m
齿轮作用力为
Ft=
=2x5.362x105/300=3574.67N
Fr=Frtanα=3574.67tan200=1301.07N
计算支座反力和弯矩
水平FRBH=FRDH=1/2x1301.07=650.54N如图c
MCH=FRBHx70.5=45863.07N.mm如图d
垂直FTBV=FTDV=1/2X3574.67N=1787.34N如图e
MCV=FTBVX65=126007.47N.mm如图f
合成弯矩MC=(MCH2+MCV2)1/2=134094.38N.mm如图g
(5)计算当量弯矩
转矩按脉动循环考虑应力折合系数为
α=[σ-1]/[σo]=60/75=0.8
断面c处最大当量弯矩为
=449430.73N.mm如图i
(6)d≧
=42.15mm考虑到截面键槽给截面的影响,直径增加工5%
d1=30.51x1.05=44.26mm
设计确定为65mm所以强度足够
(7)绘制轴的零件工作图(轴Ⅱ)
4、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
L
=5x365x24=43800h
1、计算输入轴承
(1)已知nⅠ=266.7r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=677.47N
初先两轴承为深沟球轴承6309型
轴承内部轴向
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
(2)计算当量载荷P1=P2=P=677.47N
根据课本表取fP=1.2ft=1.0角接触球轴承ε=3
(3)轴承寿命计算
C'=
=7221.39N
根据手册得6309型的Cr=52.8KN轴型号合理
(4)轴承寿命计算
LH=
17120386.24h>43800h
∴预期寿命足够
所以输入轴承选的合理
2、计算输出轴承
(1)已知nⅡ=66.7r/min
两轴承径向反力:
P=FR1=FR2=650.54N
初先两轴承为深沟球轴承63型
轴承内部轴向
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
(2)计算当量载荷P1=P2=P=650.54N
根据课本表取fP=1.2ft=1.0角接触球轴承ε=3
L
=5x365x24=43800h
(3)轴承寿命计算
C'=
=4368.90N
根据手册得6312型的Cr=81.8KN轴型号合理
(4)轴承寿命计算
LH=
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