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机械设计
湖南大学机械与运载工程学院
2013级机械设计基础课程设计任务书
设计题目:
带式输送机传动装置设计
学号:
201301110126
姓名:
叶帆
指导老师:
谢桂芝
下达时间:
2015年9月14日
完成时间:
2015年9月21日
第一章设计任务书
1.1设计题目
一级直齿圆柱减速器,拉力F=1800N,速度v=1m/s,直径D=260mm,每天工作小时数:
8小时,工作年限(寿命):
15年,每年工作天数:
300天,配备有三相交流电源,电压380/220V。
第二章电动机的选择
2.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件,选用三相笼型异步电动机,电压为380V,Y型。
2.2确定传动装置的效率
查表得:
联轴器的效率:
η1=0.99
一对滚动轴承的效率:
η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率:
η3=0.98
普通V带的传动效率:
η4=0.96
工作机效率:
ηw=0.95
故传动装置的总效率
2.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
2.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
工作转速:
经查表按推荐的合理传动比范围,V带传动比范围为:
2--4一级圆柱齿轮减速器传动比范围为:
3--5因此理论传动比范围为:
6--20。
可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6--20)×73.49=441--1470r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:
Y112M-6的三相异步电动机,额定功率Pen=2.2kW,满载转速为nm=940r/min,同步转速为nt=1000r/min。
2.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:
(2)分配传动装置传动比
取普通V带的传动比:
iv=3
减速器传动比为
第三章计算传动装置运动学和动力学参数
3.1电动机输出参数
3.2高速轴Ⅰ的参数
3.3低速轴Ⅱ的参数
3.4工作机轴的参数
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴名
功率P(kW)
转矩T(N•mm)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
2.08
21131.91
940
3
0.96
Ⅰ轴
2
1.98
60958.1
60348.519
313.33
4.26
0.97
Ⅱ轴
1.94
1.92
252102.33
249581.3067
73.49
1
0.94
工作机轴
1.9
1.88
246904.34
244305.35
73.49
第四章普通V带设计计算
4.1设计计算步骤
(1)确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1,故
(2)选择V带的带型
根据Pca、n1由图选用A型。
确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1。
取小带轮的基准直径dd1=106mm。
2)验算带速v。
按式验算带的速度
因为5m/s<v<25m/s,故带速合适。
取带的滑动率ε=0.02
(3)计算大带轮的基准直径。
计算大带轮的基准直径
根据表,取标准值为dd2=315mm。
(4)确定V带的中心距a和基准长Ld度
根据式,初定中心距a0=340mm。
由式计算带所需的基准长度
由表选带的基准长度Ld=1430mm。
按式计算实际中心距a。
按式,中心距的变化范围为347--411mm。
(5)验算小带轮的包角αa
(6)计算带的根数z
1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=106mm和n1=940r/min,查表得P0=1.14kW。
根据n1=940r/min,i=3和A型带,查表得△P0=0.109kW。
查表的Kα=0.915,表得KL=0.96,于是
2)计算带的根数z
取2根。
(6)计算单根V带的初拉力F0
由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以
(7)计算压轴力Fp
带型
A
中心距
368mm
小带轮基准直径
106mm
包角
147.46°
大带轮基准直径
315mm
带长
1430mm
带的根数
2
初拉力
175.74N
带速
5.21m/s
压轴力
674.81N
4.2带轮结构设计
(1)小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=28mm
因为小带轮dd1=106<300mm
因此小带轮尺寸如下:
由于当B<1.5×d时,L=B
(2)大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=22mm
因为大带轮dd2=315mm
因此大带轮尺寸如下:
由于当B<1.5×d时,L=B
第五章减速器齿轮传动设计计算
5.1选精度等级、材料及齿数
(1)由选择小齿轮45(调质),硬度为240HBS,大齿轮45(正火(常化)),硬度为190HBS
(2)选小齿轮齿数Z1=29,则大齿轮齿数Z2=Z1×i=29×4.26=124。
实际传动比i=4.276
(3)压力角α=20°。
5.2按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即
1)确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为:
轴向重合度为:
查得重合度系数Zε=0.868
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数:
取失效概率为1%,安全系数S=1,得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]=542MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
齿宽b
2)计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.066
③齿轮的圆周力。
查表得齿间载荷分配系数:
KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数:
KHβ=1.439
实际载荷系数为
3)按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
5.3确定传动尺寸
(1)计算中心距
(2)计算小、大齿轮的分度圆直径
(3)计算齿宽
取B1=65mmB2=60mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=60
齿形系数YFa和应力修正系数YSa:
查表得:
查图得重合度系数Yε=0.681
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
5.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
2
2
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
齿数
z
29
124
齿顶高
ha
2
2
齿根高
hf
2.5
2.5
分度圆直径
d
58
248
齿顶圆直径
da
62
252
齿根圆直径
df
53
243
齿宽
B
65
60
中心距
a
153
第六章轴的设计
6.1高速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n=313.33r/min;功率P=2kW;轴所传递的转矩T=60958.1N•mm
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45,调质处理,硬度为217∽255HBS,许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴。
显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装V带轮,选用普通平键,A型,b×h=6×6mm(GB/T1096-2003),长L=18mm;定位轴肩直径为27mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度。
外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm
轴承端盖厚度e=10mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=10mm
各轴段直径的确定
d1:
用于连接V带轮,直径大小为V带轮的内孔径,d1=22mm。
d2:
密封处轴段,左端用于固定V带轮轴向定位,根据V带轮的轴向定位要求,轴的直径大小较d1增大5mm,d2=27mm
d3:
滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,且较d2尺寸大1-5mm,选取d3=30mm,选取轴承型号为深沟球轴承6206
d4:
齿轮处轴段,比d3尺寸大2-5mm,选取d4=35mm。
d5:
轴肩,用于齿轮的轴向定位,故选取d5=45mm。
d6:
滚动轴承轴段,要求与d3轴段相同,故选取d6=d3=30mm。
各轴段长度的确定
L1:
根据V带轮的尺寸规格确定,选取L1=30mm。
L2:
由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取L2=63mm。
L3:
由滚动轴承宽度以及齿轮端面到轴承端面距离确定,选取L3=36mm。
L4:
根据小齿轮宽度确定,长度略小于小齿轮宽度以保证齿轮轴向定位可靠,取L4=63mm。
L5:
根据齿轮端面到箱体内壁距离确定,取L5=8mm。
L6:
由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定,选取L6=28mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
22
27
30
35
45
30
长度(mm)
30
63
36
63
8
28
6.2低速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n=73.49r/min;功率P=1.94kW;轴所传递的转矩T=252102.33N•mm
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45,调质处理,硬度为217∽255HBS,许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大,故取A0=112。
由于最小轴段直径安装联轴器,其截面上要开1个键槽,故将轴径增大7%
查表可知标准轴孔直径为38mm故取dmin=38
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
低速轴设计成普通阶梯轴,轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸,而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。
轴输出端选用A型键,b×h=10×8mm(GB/T1096-2003),长L=63mm;定位轴肩直径为43mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的长度和直径。
各轴段直径的确定
d1:
用于连接联轴器,直径大小为联轴器的内孔径,d1=38mm。
d2:
密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位,根据联轴器的轴向定位要求,轴的直径大小较d1增大5mm,d2=43mm
d3:
滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,且较d2尺寸大1-5mm,选取d3=45mm,选取轴承型号为深沟球轴承6209
d4:
齿轮处轴段,选取直径d4=50mm。
d5:
轴肩,故选取d5=60mm。
d6:
滚动轴承轴段,要求与d3轴段相同,故选取d6=d3=45mm。
各轴段长度的确定
L1:
根据联轴器的尺寸规格确定,选取L1=80mm。
L2:
由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取L2=60mm。
L3:
由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取L3=41.5mm。
L4:
根据箱体的结构和齿轮的宽度确定,选取L4=58mm。
L5:
过渡轴段,选取L5=10.5mm。
L6:
由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选取L6=31mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
38
43
45
50
60
45
长度(mm)
80
60
41.5
58
10.5
31
第七章键联接设计计算
7.1高速轴与带轮配合处的键连接
高速轴与带轮配合处选用A型普通平键,查表得b×h=6mm×6mm(GB/T1096-2003),键长18mm。
键的工作长度l=L-b=12mm
带轮材料为铸铁,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力
7.2高速轴与齿轮1配合处的键连接
高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长50mm。
键的工作长度l=L-b=40mm
齿轮1材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
7.3低速轴与齿轮2配合处的键连接
低速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键,查表得b×h=14mm×9mm(GB/T1096-2003),键长45mm。
键的工作长度l=L-b=31mm
齿轮2材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
7.4低速轴与联轴器配合处的键连接
低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长63mm。
键的工作长度l=L-b=53mm
联轴器材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
第八章联轴器的选择
8.1低速轴上联轴器
(1)计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=327.73N•mm
选择联轴器的型号
(2)选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LT7型弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩Tn=500N•m,许用转速[n]=3600r/min,Y型轴孔,主动端孔直径d=38mm,轴孔长度L1=82mm。
从动端孔直径d=35mm,轴孔长度L1=82mm。
Tc=327.73N•m n=73.49r/min<[n]=3600r/min 第九章减速器箱体主要结构尺寸 箱体是减速器中所有零件的基座,是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。 箱体一般还兼作润滑油的油箱。 机体结构尺寸,主要根据地脚螺栓的尺寸,再通过地板固定,而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。 设计减速器的具体结构尺寸如下表: 箱座壁厚 δ 0.025a+1≥8 8mm 箱盖壁厚 δ1 0.02a+1≥8 8mm 箱盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5δ 12mm 箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ 20mm 地脚螺栓的直径 df 0.036a+12 M20 地脚螺栓的数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df M16 盖与座连接螺栓直径 d2 (0.5∽0.6)df M10 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4∽0.5)df M8 视孔盖螺钉直径 d4 (0.3∽0.4)df M6 定位销直径 d (0.7∽0.8)d2 10mm df、d1、d2至外箱壁距离 C1 查表 26mm、22mm、16mm df、d1、d2至凸缘边缘距离 C2 查表 24mm、20mm、14mm 轴承旁凸台半径 R1 C2 20mm 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准 41mm 外箱壁至轴承座端面距离 l1 C1+C2+(5∽10) 43mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 △1 >1.2δ 10mm 齿轮端面与内箱壁距离 △2 >δ 10mm 箱盖、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ 8mm、8mm 轴承端盖外径 D2 D+(5∽5.5)d3;D--轴承外径 102mm、125mm
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