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齿轮+轴+校核doc
提升机方案设计
一方案设计
设计的斗式提升机为TD系列用于提升小麦、玉米等粮食作物。
由电机通过皮带传动,经二级减速器减速进行作物的循环提升工作。
二基本原理
斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗,并环绕在提升
机上部头轮和下部尾轮之间,进行循环工作的。
驱动装置与头轮相连,是斗式提升机的动力部分,使头轮轴运动;张紧装置一般和下部尾相连,使牵引构件获得必要的初张力,以维持牵引构件正常运转。
物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料,通过流入式或掏取式装入料斗后,提升到头部,在头部沿出料口卸出,实现垂直方向输送物料的目的。
斗式提升机的料斗、牵引构件及头轮和尾轮等安装在全封闭。
TD系列斗式提升机主要特点:
1.提升范围广,这类提升机对物料的种类、特性要求少,不但能提升一般粉状、小颗粒状物料,而且可提升磨琢性较大的物料.密封性好,环境污染少。
2.驱动功率小,采用流入式喂料、诱导式卸料、大容量的料斗密集型布置.
在物料提升时几乎无回料和挖料现象,因此无效功率少。
3.使用寿命长,提升机的喂料采取流入式,无需用斗挖料,材料之间很少发生挤压和碰撞现象。
本机在设计时保证物料在喂料、卸料时少有撒落,减少了机械磨损。
4.运行可靠性好,先进的设计原理和加工方法,保证了整机运行的可靠性,无故障时间超过2万小时。
提升高度高.提升机运行平稳,因此可达到较高的提升高度。
本次设计的TD系列斗式提升机的工作要求,实际上产率30吨小时,滚筒上胶带的速度为2米秒,传送高度为15米。
三斗式提升机型号的选择及输送带的受力分析
3.1斗式提升机型号的选择
设料斗的容量为i升,实际容量为Wi升(W为小于1的填充系数),那么单位长度上的载荷为:
i
q=y
a
a----斗距(米)
丫----物料容积(吨/米)
提升机的输送能力Q=qv(千克/秒)
或0=3.6qv(吨/时)
有公式可得:
Q=3.6i丫书v(吨/时)
a
由于在实际生产中供料不均匀,所以计算生产率要大于实际生产率N,即N=Q(吨/时)
k
k---供料不均匀系数,取1.2〜1.6
取书=0.75
3
丫=1.2吨/米
v=2米/秒
N=30吨/时
K=1.5
Q=Nk=1.5X30=45吨/时,
根据中华人民共和国机械行业标准中的垂直斗式提升机的型号与参
数标准(JB\T3926.1-1999)选用提升机的型号为TD400料斗为H型,TD400
提升机的的一些基本参数如下
提升机型号
TD400|
料斗形式
Q~lh
[ZDSDn
输送量(m3\h)
离心式
40飞76—1[68「「110
混合式
32I60HL54T85
料斗
斗宽(m)
400
斗容(mm)
3.07[5.6
[5.9|9.4
斗距(mm)
480
560
输送带
宽度(mm)
500
层数(最大值)
5
[传动滚筒直径(mm)
630
从动滚筒直径(mm)
500
料斗运行速度
离心式(m\s)
1.8
混合式(m\s)
1.4
主轴转速
离心式(r\min)
54.6
混合式(r\min)
42.5
注:
斗容为计算斗容(见JB/T3926.3~3926.5,JB/T3926.7)。
料斗选用H制法根基表中的数据计算出的提升机的输送能力:
Q=3.6iy书v=3,6X5.6-0.48X1.2X0.75X1.8=141.75(吨小时)
a
选用的斗式提升机的输送能力满足实际工作量的要求所以选用TD400斗式提升
机。
3.2输送带张力的计算
根基设计要求提升机采用弧底型料斗卸料方式为离心式卸料。
胶带的运行速度为2m\s
设计所选用的斗式提升机为TD400斗式提升机,料斗的宽度为400毫米,通常胶带比料斗宽120到150毫米,设定胶带的宽度为550毫米。
沿胶带的环路进行逐点张力计算计算提升机的牵引力。
提升物料的单位长度的重量为:
q=Q^(3.6Xv)=45*(3.6X2)=6.25kg\m
带料斗的胶带的单位重量为:
q空=kQ=0.501X45=22.545kg\m
在工作分支上的单位载荷为:
q工=qq空二6.25+22.545=28.795kg\m
当滚筒按顺时针方向运行时,张力的分布如图:
主动轮从动轮S3
最小的张力出现在S2处设力的大小为S2,S3处的张力S3为:
S3=K'S+W3=1.08S2+W3
公式中k'=1.08--带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数
W3为取料阻力,W3=P3q=X6.25=12.5其中p3――由比功值(取1公斤物料
消耗的功)确定的取料系数.当料斗的速度为1.25〜1.8米/秒时,对粉末状和小物块去取p3=(1.25〜2.5)公斤•米/公斤;因为料斗速度为1.5米/秒,所以粉末状或小物块取p3=2公斤•米/公斤.
点4处的张力
S4=S输出=S3+qrH=1.08S2+28.795X15=1.08S2+431.925
点1处的张力
S仁S2+q空H=S2+22.545X15=S2+338.175
对于有绕性件的摩擦驱动装置
S入乞S出ef:
当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的f=0.2,转动滚筒与带子的包角
:
=180,所以ef2.710.23.141.87,
则S入<1.87S出
1.08S2+431.925<1.87(S2+338.175)
S2>118.45公斤
根据正常取料条件,最小张力必须满足下列条件:
£=Smin_5q=5X6.25=30.75公斤
取S2=120公斤.
当带子张力增加时,驱动装置牵引能力的储备也增加。
在环路其他各点的张力为:
S,=S2+338.175=458.175公斤
53=1.08S2W3=142.1公斤
54-1.08S2431.925=561.525公斤
对于拉紧滚筒的行程
L=0.02H=0.02X15=0.3米
附加在端部滚筒上的拉力
p拉=S2S3=120+142.1=262.1公斤
传动滚筒上的牵引力
W。
二S4-S1(k'-1)(S4S1)
=561.525-458.175+(1.08-1)(561.525+458.175)=184.926公斤
式中k=1.08----考虑传动滚筒阻力系数。
3.3滚筒的设计计算
假设滚筒的角速度为①不计胶带的厚度滚筒的线速度v=®Y其中v为滚筒速度,Y为滚筒半径
因为在转动过程中,胶带带与滚筒之间的相对速度很少,可以互略不计,所
以滚筒速度进似胶带的速度,根据设计要求,胶带的速度为2m\s,并且能够实
现离心方式卸载•
实现离心方式卸载的条件是
hvDh---极距(极点到回转中心的距离称为极距)
2
895n
由此可得二D将上面中的n代入此式有
n22.
11202
DV2=0.815(mn)
2895二2
取D=820mm进行验算得到
602
=46.60r/min
3.140.82
895
h=2=(m)0.402
46.60
h=0.402v0.41=r符合离心方式卸载的条件
因为主动轮滚筒的直径较小,所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的
参数尺寸应符合图I和表1规定。
表1
9号
斗宽
=0
S
D
A
L
C
F1
h
d
f
mm
N5
IQfl
150
400
瑚
18Q
ISO
103
60
50
n
31
10
195
TDIM0
160
200
5D0
25(1
no
152.5
110
60
45
34
48.5
H
690
TD2550
250
300
500
672
35Q
230
575
110
80
60
IS
64
用
l概
TD3150
315
400
792
制
260
J85
139
95
70
20
74.5
22
1900
TD4M3
400
500
630
924
57&
290
232.5
150
10(
85
25
90
3500
TD5063
500
600
1040
砂
320
270
ISA
m
95
25
100
26
!
000
TD638Q
他
700
SOO
1M8
肌0
380
299
210
140
llfl
28
116
m
滚筒的标准如上图跟表格,从中选取相近的滚筒型号,选择TD6380滚筒带入上面公式计算h为0.39小于0.40所以滚筒直径直径最终确定为800毫米转速为47.77r\min。
四斗式提升机传动系统的设计
4.1电机的选择
电动机的选择一般包括电机的转速,功率,型号等
同一功率的异步电动机有同步转速3000、1500、1000、750r/min等几种。
在一般机械中,用得最多的是同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。
电动机的功率选择是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响.功率
选得过小,不能保证正常工作或使电动机长期过载而过早损坏;功率选得过大,则电动机价格高,且经常不在满载下运行,电动机效率和功率因数都较低,造成很大的浪费•
电动机功率的确定,主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关.对
于长期连续工作的机械,可根据电动机所需的功率Pd来选择,再校验电动机的
发热和启动力矩.选择时,应使电动机的额定功率Pe稍大于电动机的所需功率Pd,即Pe>Pd.对于间歇工作的机械,Pe可稍小于Pd.
电动机所需功率为
No
12
式中:
N---电动机功率(千瓦);
M---轴功率(千瓦);
n1---减速器传动效率;取n1—0.90;
n2---皮带或开式齿轮传动效率.皮带取n2=0.96,对链传动取n2=0.93;
K'---功率备用系数.与提升高度有关,当:
HV10米时,K'=1.45;
10VHV20米时,K'=1.25;
H>20米时,K=1.15.
轴功率M=FV=mgV=184.92$9.8X2=3.624(千瓦)
N=K'=36241.25'=5.21(千瓦)
屮20.907.96
根据动力源和工作条件,选用一般用途的丫系列三相交流异步电动
机,卧式封闭结构,电源的电压为380V,选丫160M-6型电动机,额定功率为7.5千瓦,同步转速1000r/min,满载转速970r/min,额定转矩2.0(N.m)
4.2V带的选择及带轮的设计计算
4.2.1确定计算功率Pca
计算功率Ra是按所传递的功率P(单位为千瓦)并考虑到载荷性质,启动情况、每天运行时间等因素的影响由下式确定的
Pca二KaP=1.2X7.5=9(千瓦)
式中KA――工作情况系数查表可得为1.2(载荷变动较小,每天工作
10到16小时,一般用于带式运输机、通风机旋转式水泵和木工机械等方面)
P――传递的额定功率
Pca――计算功率
422选择V带型号
由V带型号查表初步选定小带轮的直径为200毫米
验算带速有公式:
V仁nddN1\(60X1000)
=3.14X200X970-(60X1000)
=10.15m\s
v在5〜25m/s范围內,带速合格.
所以主带轮的基本直径d1为200毫米,从动带轮的直径d2=id1=2X200=400
毫米,所以小带轮的直径为200毫米大带轮的直径为400毫米
4.2.4确定中心距a和带长Ld
按中心距的选取原则,由下式初步确定中心距
0.7(dd1+dd2)va。
v2(dd1+dd2)
取a=800mm
由直径以及a按一下公式初步计算所需带的长度Ld
Ld心2a+n(dd1+dd2)\2+(dd1+dd2)(dd1+dd2)\(4a)
=2654.5毫米
根据计算结果从表中选取相近的基准带长为2800毫米
4.2.5校核小带轮上的包角
=180-=165.625
小带轮上的包角大于
(250-1000)X57.5
120度符合要求
4.2.6确定V带的根数Z
由下式计算V带的根数
(Po.R)K:
.Kl
式中:
Pca---计算功率,单位为Kw
式中:
Ka---考虑包角不同时的影响系数,取Ka=0.96
KL---考虑带的长度不同是的影响系数,取K.=0.99
P0---单根V带的基本额定功率,取P°=3.77
△P0---计入传动比的影响时,单根V带本额定功率的增量,取
△F0=0.11
=2.44根
9
(3.770.11)0.960.99L
取Z=3根
4.2.7初拉力F0的确定
合适的初拉力是保证带传动工作的重要条件,初拉力不足则摩擦力小,V带易发生打滑;初拉力过大则会使v带的寿命降低,单根普通V带较合适的初拉力可按下式计算。
F0=500(2.5-Ka)Pca\(KaZV)+q\2
式中:
Ka---考虑包角不同时的影响系数,取Ka=0.96
q---带单位长度的质量,取q=0.10(kg/m)
F0=500X(2.5-0.96)X9-(0.96X6X12.690)+0.1X12.690X
12.690
=255.85N
4.2.8计算作用于轴上的径向力Q(压轴力)
为进一步设计支撑带轮的轴及轴承,需计算出带传动的压轴力。
压轴力可从图近似得到
V带对轴的压力Fp
Fp=2ZF0sin1=26255.85sin165.625=3046.1(N)
22
4.3V带轮的结构设计
带轮一般有铸铁制成,常用材料牌号为HT150和HT200对于重要且转速高的带轮,也可用铸钢材料;功率小时可用铝合金级工程材料制成。
在工程上,V
带轮的材料通常为灰铸铁,当带v<25m/s时,采用HT15Q带速v=25〜
30m/s时,采用HT200;由于带速为12.69m\s所以选择材料的牌号为HT150
4.3.1V带轮的结构形式及主要尺寸
V带轮一般由轮缘、轮毂和轮辐3部分所组成.根据轮辐的结构不同,V带轮可分为如下4种形式.
(a)实心式:
主要适用于带轮基准直径dd<(2.5〜3)ds的场合(ds为带轮
轴孔直径).
(b)腹板式.:
主要适用于带轮基准直径dd<300mm的场合.
(c)孔板式.:
主要适用于带轮基准直径dd<300mm、且dd_db》100mm
的场合.
(d)轮辐式.:
主要适用于带轮基准直径dd>300mm的场合.
因为dd1=250mm,dd2=500mm,所以,小带轮采用腹板式结构,大带轮采用轮辐式结构,如下图所示.
5减速器的设计
减速器用于电机与滚筒之间的连接,减速器中的轴承选用深沟球轴承,总的传动比为20,V带传动的传动比为2,则减速箱二级齿轮传动的总传动为10。
5.1传动比及各轴的转速以及功率的计算
二级减速器的传动比为10设第一组齿轮的传动比为ii第二组齿轮
的传动比为i2。
考虑到润滑等因素初步设定:
ii=1.5i2
i总=i1i2=10
由上式可得出i1=2.58,i2=3.88;
各轴的转速:
设轴1的转速为N1轴2的转速为N2轴三的转速为N3,计算结果如下
N1=970+2=485r\min
N2=N1-i1=485-2.58=187.98r\min
N3=N2-12=187.98-3.88=48.45r\min
各轴的输入功率计算如下
轴1P1=7.5n带n1=7.5X0.99Xo.96=7.128kw
轴2P2=P1n2n3=7.128X0.99X0.97=6.845kw轴3P3=P2n4n2=6.845X0.99X0.97=6.57kw
轴4(安装滚筒的轴)P4=P3n4Xn5=6.57X0.99X0.99=6.44kw
各轴的转矩计算:
电机的转距T0=9550X7.5-970=73.84N.m
轴1T仁9550P1-N仁9550X7.128-485=140.35N.m
轴2T2=9550P2-N2=9550X6.845-187.98=347.75N.m
轴3T3=9550P3-N3=9550X6.57-48.45=1295.01N.m
轴4T4=9550P4-N3=9550X6.44-48.45=1269.39N.m
为了便于计算滚筒所在轴的转速取计算出来的轴4的转速,所以各轴的转
速,功率,转矩如下表
项目
电机
轴1
轴2
轴3
滚筒轴
转速
970
485
187.95
48.45
48.45
r\min
功率kw
7.5
7.128
6.845
6.57
6.44
转矩n.m
73.84
140.35
347.75
1295.01
1269.39
传动比
效率
0.96
0.99
0.97
0.99
0.99
5.2标准直齿轮的设计计算
5.2.1高速齿轮的设计
1选择齿轮类型,精度等级,材料及齿数。
(1)运输机为一般工作机器,速度不高故选用7级精度(GB10095—88)
(2)材料选择,查表选择小齿轮的材料为40Cr(调质)硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质)硬度为240HBS
3)选择小齿轮的齿数Z1=24,大齿轮的齿数乙=24X2.58=61.92,取Z?
=62
2按齿面接触强度计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.3
2)小齿轮传递的转矩T1=140350N.mm
3)查表选取齿宽系数©d=1
4)由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa?
(5)按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限二円讪1=600MPa,大齿轮
的接触疲劳极限二hlim2=550Mpa
(6)由公式计算出应力循环次数
N仁60mjLh=60X485X1X(2X8X300X15)=2.095X109
N2=Ni*i仁8.12X108
(7)由图取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90KHN2=0.95
(8)计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1%,安全系数S=1由公式计算
[ch]2=Khn2X=0.95*550=542.5Mpa
S1
3计算
(1)试算小齿轮的分度圆直径d1t代入[;「h]中较小的值
1t>2.32X
(2)
计算圆周速度V)
V0=nd1tNi*(60X1000)=1.85m\s
(3)计算齿宽b
b=©dd1t=1X72.87=72.87mm
(4)计算齿宽与齿高之比
模数m=d1t*Z1=72.87*24=3.036
齿高h=2.25mt=6.83
b\h=72.87*6.83=10.67
(5)计算载荷系数
根据V0=1.85m\s,7级精度查表得到动载荷系数1.05直齿轮,KHa=冷a=1
由表查得使用系数KA=1
用插值法查表得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时Khb=1.423
由b\h=10.67,Khb=1.423查图得KFB=1.35;所以动载荷系数
K=KaXK/XKhaXKHb=1X1.05X1X1.423=1.494
(6)按实际载荷系数校正分度圆直径
1=d1tx3k=72.87x31.494=76.33mm
1kt1.3
4按齿根弯曲强度设计
由公式得到弯曲强度的设计公式
YFaYsa
[二f]
小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚尸曰=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限
-fe2=380MPa
有弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88
计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.4[二f]仁KFN1X旦=0.85*500=303.57MPa
FN1S1.4
[;「F]2=KFN2X二2=0.88*380=238.86Mpa
S1.4
计算载荷系数K
K==KaXKvXKFaXkFb=1X1.05X1X1.423=1.494查取齿形系数
YFa1=2.65Yf32=2.226
查取应力校正系数
Ysa1=1.58Ysa2=1.764
计算大小齿轮的普并加以比较
=2.65X1.58/303.57=0.01379
=2.226X1.764/238.86=0.01644
大齿轮的数据大.
设计计算
m3;;C1™°001644=2.287
对比计算结果,有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而
齿面接触疲劳强度所确定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由齿面接触强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=76.33mm算出小齿轮的齿数
Z仁d1/2.5=76.33/2.5=30.53〜3°
Z2=uXZ1=2.58X30=77.4〜78
4.齿轮几何尺寸计算
分度圆直径
d
1=mz=2.5X30=75mm
d
2=mz2=2.5X78=195mm
齿顶高
h
a=h:
m=X2.5=2.5mm
a
齿根高
h
f=(h;+c*)m=(1+0.25)X2.5=3.125mm
全齿高
h=h
a+hf=2.5+3.125=5.625mm
齿顶圆直径
d
a1=d1+2ha=75+2X2.5=80mm
d
a2=d2+2ha=195+2X2.5=200mm
齿根圆直径
d
f1=d1—2hf=75—2X3.125=68.75mm
d
f2=d2—2hf=195-
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- 齿轮 校核 doc