带式运输机传动机构设计说明书.docx
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带式运输机传动机构设计说明书
目录
目录-1-
第1章电动机的选择计算-2-
1.1电动机类型和结构的选择-2-
1.2电动机功率的选择-2-
1.3确定电动机转速-2-
1.4电动机型号的确定-2-
2.1总传动比的确定-3-
2.2分配各级传动比-3-
2.3计算各轴转速-3-
2.4计算各轴的功率-3-
2.5计算各轴转矩-3-
2.6传动装置运动、动力参数汇总表-3-
齿轮结构图如下:
-5-
-5-
4.1高速轴的设计计算:
-5-
第5章滚动轴承选择与寿命校核-13-
5.1高速轴轴承的校核-13-
5.2低速轴轴承的校核-13-
第7章减速器的附件及其说明-15-
第9章润滑与密封-16-
参考文献-17-
第1章电动机的选择计算
1.1电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:
中等冲击载荷、单向旋转。
所以选用常用的封闭式Y系列三相异步电动机。
1.2电动机功率的选择
1.2.1传动装置的总功率
由设计手册得,
V型带传动的效率:
0.96
滚动轴承(一对)的效率:
0.99(深沟球轴承)
圆柱齿轮(闭式)的效率:
0.97(8级精度的一般齿轮传动)
齿轮联轴器的效率:
0.98
绞车卷筒的效率为:
0.96
η=ηv带η3轴承η齿轮η联轴器η卷筒=0.96*0.983*0.97*0.99*0.96=0.83
1.2.2电动机所需的工作功率:
P工作=5.12KW
1.3确定电动机转速
计算卷筒的工作转速:
按手册推荐的传动比合理范围,取传动比范围,V带传动2~4,单级减速器3~6,作为总传动比范围,即I1=6~24,故电动机转速的可选范围为:
n筒=(6~24)×147.58=885.5~3541.9r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传动比方案:
通过综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选择n=1000r/min。
1.4电动机型号的确定
根据以上选用的电动机类型,及所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M2-6。
第2章传动装置运动、动力参数计算
2.1总传动比的确定
由已知数据可知:
I总=
2.2分配各级传动比
查阅资料可知,单级减速器i=3~6合理,V带传动比一般范围为2~4,根据计算得到i带=2,i齿轮=3.25
2.3计算各轴转速
电动机轴:
1000r/min
小齿轮轴:
480r/min
大齿轮轴:
147.7r/min
卷筒轴:
147.7r/min
2.4计算各轴的功率
小齿轮轴:
4.92KW
大齿轮轴:
4.67KW
卷筒轴:
4.25KW
2.5计算各轴转矩
小齿轮轴:
97888N·mm
大齿轮轴:
301953.3N·mm
卷筒轴:
274796.9N·mm
2.6传动装置运动、动力参数汇总表
表3.1传动装置运动、动力参数计算
轴名
参数
电动机轴
小齿轮轴
大齿轮轴
卷筒轴
转速
r/min
1440
480
147.7
147.7
输入功率
P/kw
5.5
4.92
4.67
4.25
输入转矩T/N·mm
9550000
97888
301953.3
274796.9
传动比i
2
3.25
1.0
效率η
0.96
0.96
0.98
第3章齿轮传动设计
3.1齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级,确定许用应力
考虑减速器传递功率不大,且为闭式齿轮传动,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用45号碳素钢调质,齿面硬度为250HBS。
大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度210HBS;齿轮选择8级精度,齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
齿轮材料及其力学性能
材料
牌号
热处理
方式
硬度
接触疲劳极限
弯曲疲劳极限
45
调质
197~286HBS
550~620
410~480
确定有关参数如下:
传动比i齿=3,25
取小齿轮齿数Z1=28,则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=91,
实际传动比i0=78/25=3.25
取载荷系数K=1.2,齿宽系数取0.4,β=10°
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=97888N·mm
(4)载荷系数k:
取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlim/SH
σHlim1=575MPaσHlim2=410MPa
σFlim1=220MPaσHFlim2=170MPa
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0,SF=1.25
[σH]1=σHlim1/SH=540.5Mpa[σH]2=σHlim2/SH=416.9Mpa
[σF]1=154.8MPa[σF]2=133.3MPa
[σH]min=min[[σH]1,[σH]2]=416.9MPa
根据书中式14-9计算中心距:
a大于等于181.25mm
取标准模数:
m=3mm
中心距:
a=0.5m(Z1+Z2)=179.5mm
齿宽b=0.4*206=72.5mm取b2=73mm,b1=75mm
分度圆直径:
d1=mZ1=82mmd2=mZ2=277mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
由齿轮齿数,查表得:
YF1=2.6YF2=2.22
σF1=31.66σF2=8.55
由于YF1/[σ]F1 (7)其他尺寸 小齿轮: da1=d1+2ha1=88mmdf1=d1-2hf1=74.5mm 大齿轮: da2=d2+2ha2=283mmdf2=d2-2hf2=269.5mm 由于大齿轮分度圆半径较大采用锻造毛坯的腹板式结构 齿轮结构图如下: 第4章轴的设计及校核计算 4.1高速轴的设计计算: (一)高速轴 4.1.1按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度197~286HBS,在手册表19.3-2中取c=115 考虑装联轴器加键,将直径增大,故取d=30mm 4.1.2轴的结构设计 1)初定各轴段直径 位置 轴径/mm 说明 大带轮处 30 按传递转矩估算的基本直径 唇形密封处 37 满足大带轮的周向固定要求而设一轴肩。 该段轴径应满足油封标准 轴承处 40 轴承所受径向力不大,在考虑价格寿命等因素,选择型号6208深沟球轴承 齿轮处 50 考虑齿轮从左端装入,故齿轮孔径应大于轴承处轴径,并为标准直径 轴环处 57 齿轮右端用轴环定位。 右端轴承处 40 此处轴径取型号6208深沟球轴承的内径,即40mm 2)确定各轴段长度 位置 轴段长度/mm 说明 大带轮处 34 为保证轴端挡圈能压紧大带轮,此段轴长应略小于大带轮长度,故取34mm 唇形密封处 55 为方便轴承端盖的拆装及对轴承加润滑脂,取轴承盖外端面与左端轴肩的间距为15mm;由减速器及轴承盖的机构设计,取轴承左端面与轴承盖外端面的间距(即轴承盖的总宽度)为40mm。 故该轴段的长度为55mm 轴承处 39 此轴段包括两个部分,轴承内圈宽度为23mm;轴承左端面与内机壁的距离为16mm,此段轴长度应为23+16=39mm. 齿轮处 71.5 为保证套筒能压紧齿轮,此段轴长应略小于齿轮轮毂宽度,故取71.5mm 轴环处 16 齿轮右端用轴环定位。 右端轴承处 23 此处轴径取型号6208深沟球轴承的宽度,即23mm 齿轮及联轴器均采用A型普通平键。 3)高速轴强度校核计算 1.轴的受力分析 1)轴传递的转矩 2)求轴上传动件作用力 齿轮上的圆周力 齿轮上的径向力 2.确定轴的跨距 大带轮力作用点距齿轮力作用点距离为128mm。 3.按当量弯矩校核轴的强度 1)作轴的空间受力简图 2)作水平面受力图及弯矩图 得 经计算得 mm 所以高速轴符合标准 (二)低速轴 考虑有键槽,将直径增大,则取d=40mm 1)初定各轴段直径 位置 轴径/mm 说明 联轴器处 45 按传递转矩估算的基本直径 唇形密封处 52 满足联轴器的周向固定要求而设一轴肩,该段轴径应满足油封标准 轴承处 60 轴承所受径向力不大,在考虑价格寿命等因素,选择型号6213深沟球轴承 齿轮处 75 考虑齿轮从左端装入,故齿轮孔径应大于轴承处轴径,并为标准直径 轴环处 80 齿轮右端用轴环定位 右端轴承处 60 此处轴径取型号6213深沟球轴承的内径,即60mm 2)确定各轴段长度 3) 位置 轴段长度/mm 说明 联轴器处 36 为保证轴端挡圈能压紧大带轮,此段轴长应略小于大带轮长度,故取36mm 唇形密封处 55 为方便轴承端盖的拆装及对轴承加润滑脂,取轴承盖外端面与左端轴肩的间距为15mm;由减速器及轴承盖的机构设计,取轴承左端面与轴承盖外端面的间距(即轴承盖的总宽度)为40mm。 故该轴段的长度为55mm 轴承处 41 此轴段包括两个部分,轴承内圈宽度为31mm;轴承左端面与内机壁的距离为10mm,此段轴长度应为41mm. 齿轮处 70 大齿轮宽度应略小于小齿轮宽度 轴环处 14 齿轮右端用轴环定位。 右端轴承处 31 此处轴径取型号6213深沟球轴承的宽度,即31mm 齿轮及联轴器均采用A型普通平键低速轴强度校核计算 1.轴的受力分析 轴传递的转矩 2.求轴上传动件作用力 Ø齿轮上的圆周力 齿轮上的径向力 3.确定轴的跨距 联轴器力作用点距齿轮力作用点距离为128mm。 4.按当量弯矩校核轴的强度 Ø作轴的空间受力简图 3)作水平面受力图及弯矩图 得 经计算得 mm 所以低速轴符合标准 第5章滚动轴承选择与寿命校核 5.1高速轴轴承的校核 (1)轴承型号。 根据工作状况试选用深沟球轴承,该段轴径为40mm,选用6208,由指导书表12.1查得, 。 (2)计算当量动载荷。 由于不受轴向力,故径向载荷系数 ,轴向载荷系数 ,考虑轴承工作条件为轻微震动,查表得载荷系数 ,则当量动载荷为 由轴的设计计算部分可知,左端轴承受径向载荷最大 (3)校核轴承寿命 轴承寿命为 满足要求,故选择6208型号轴承。 5.2低速轴轴承的校核 (1)轴承型号。 根据工作状况试选用深沟球轴承,该段轴径为60mm,选用6213,由指导书表12.1查得, 。 (2)计算当量动载荷。 工作情况与上述轴承一样,故径向载荷系数 ,轴向载荷系数 ,查得载荷系数 ,则当量动载荷为 由轴的设计计算部分可知,左右两处轴承受径向载荷相同, (3)校核轴承寿命 轴承寿命为 满足要求,故选择6213型号轴承。 第6章键连接的选择及校核计算 键连接的选择及校核计算选择 代号 直径 (mm) 工作长度(mm) 转矩 (N·mm) 极限应力 (MPa) 高速轴 键8×7×40 28 32 82100 52.36 键14×9×70 45 56 82100 14.48 低速轴 键18×8×70 38 52 285000 72.12 键16×10×63 52 47 285000 46.64 由于键采用静联接,中等冲击,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 第7章减速器的附件及其说明 油面指示器: 选用杆式游标M12; 放油螺塞: 选用外六角油塞及封油圈M16×1.5。 第8章箱体结构设计 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。 润滑油也由此注入机体内。 窥视孔上有盖板,以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (1)放油螺塞减速器底部设有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞赌注。 (3)油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量。 油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时,由于摩擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏。 所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热涨气自由逸出,达到集体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧,不易分开。 为便于取盖,在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉,在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖。 在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉,便于拆卸端盖。 对于需作轴向调整的套环,如装上二个启盖螺钉,将便于调整。 (6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联结后,镗孔之前装上两个定位销,孔位置尽量远些。 如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成,用一调整轴承间隙。 有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸机盖。 (9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。 密封件多为标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用。 (10)箱体结构尺寸选择如下表: 名称 符号 尺寸(mm) 机座壁厚 δ 8 机盖壁厚 δ1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b1 12 机座底凸缘厚度 P 20 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 机盖与机座联接螺栓直径 d2 10 联轴器螺栓d2的间距 l 180 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直径 d 8 df,d1,d2至外机壁距离 C1 26,22,16 df,d2至凸缘边缘距离 C2 20,14 轴承旁凸台半径 R1 24,20,14 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 外机壁至轴承座端面距离 L1 C1+C2+(5~8)mm 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 10 齿轮端面与内机壁距离 △2 10 机盖、机座肋厚 m1,m 7,7 轴承端盖外径 D2 130,140 轴承端盖凸缘厚度 e 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近,以Md1和Md2互不干涉为准,一般s=D2 第9章润滑与密封 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑,低速级周向速度为1.10m/s,为了避免齿轮搅油时沉积的金属微粒泛起,齿顶到油池底部的距离应大于30~50mm,取为40mm。 2.滚动轴承的润滑 轴承采用脂润滑,安装零件时,应有挡油环。 3.润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 4.密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为JB/ZQ4606-1986。 轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 参考文献 [1]宋宝玉.机械设计课程设计指导书[M].北京: 高等教育出版社,2006. [2]宋宝玉编.机械设计基础[M].3版.哈尔滨: 哈尔滨工业大学出版社,2006. [3]吴宗泽等主编.机械设计课程设计手册[M].4版.北京高等教育出版社,2012.
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