带式输送机传动系统设计汇总Word格式文档下载.doc
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8.1齿轮的润滑
8.2滚动轴承的润滑
8.3减速器的密封
9.箱体及其附件结构设计
9.1箱体的结构设计
9.2附件的结构设计
10.设计总结
1.设计任务
设计任务如图1.1所示,为用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器。
工作条件:
带式输送机在常温下连续工作、单向运转;
空载启动,工作载荷有轻微冲击;
输送带工作速度v的允许误差为;
二班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为8年,大修期为2~3年,中批量生产;
三相交流电源的电压为380/220V。
已知数据:
带的圆周力F(N):
4500(N)
带速v(m/s):
0.48(m/s)
滚筒直径D(mm):
350(mm)
1电动机 2.V带传动 3齿轮传动 4联轴器 5.滚筒6.传送带
图1.1带式输送机传动系统示意图
2.传动方案分析
合理的传动方案,首先应满足工作机的性能要求,其次应满足工作可靠,转动效率高,结构简单,结构紧凑,成本低廉,工艺性好,使用和维护方便等要求。
任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后加以确认。
本传动装置传动比不大,采用v带传动和圆柱斜齿轮二级减速器传动,带传动平稳、吸振且能起过载保护作用,故在高速级布置一级带传动。
在带传动与带式运输机之间布置一台二级斜齿圆柱齿轮减速器,轴端连接选择弹性柱销联轴器。
3原动件的选择与传动比的分配
(1)电动机类型的选择
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机,它为卧式封闭结构,电源电压为380V。
(2)电动机容量的选择
根据已知条件,工作机所需要的有效功率为:
P=
设:
η1-----V型带传动效率取0.95
η2-----圆柱齿轮传动效率取0.99
η3-----滚动轴承的效率取0.97
η4-----联轴器的效率取0.99
η5-----运输机滚筒传动效率取0.96
估算传动比总效率为:
η=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160
电动机所需功率为Pd=Pw/h=2.16/0.8160=2.65kw
依据表12-1[2]选取电动机额定功率应取Pe=3kw
(3)电动机转速的选择
根据已知条件,可得输送机滚筒的工作转速nw==60000*0.48/3.14*350=26.21KW
初选同步转速为1500(r/min)和1000(r/min)的电动机,由表12-1可知,对应于额定功率为Pe=3的电动机的型号分别为Y100L2-4和Y132S-6。
现将Y100L2-4和Y132S-6型电动机的有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1。
方案号
电动机型号
额定功率/kw
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总转动比i
外伸轴径D/mm
轴外伸长度E/mm
一
Y100L2-4
3.0
1500
1420
54.18
28
60
二
Y132S-6
1000
960
36.63
38
80
通过对上述两种方案进行比较可以看出:
方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低,总传动比为54.18,这对三级减速传动而言不算大,故选用方案一较为合理。
初步确定原动机的型号为Y132S-4,额定功率为Pe=3.0kw,满载转速为n0=1440转每分钟,由表1可知电动机中心高H=112mm,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。
由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比:
i=nm/nw=1420/26.21=54.18
带传动的传动比:
i1=3
齿轮传动的总传动比:
i==18.06
为了便于两级圆柱斜齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≦350、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比为
i12==4.845
低速级传动比
i34=i\i12=3.731
4.各轴动力与运动参数的计算
将各轴从高速级到低速级依次编号为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。
nⅠ=no/I1=1440/3=473.33r/min
nⅡ=nⅠ/I2=480/4.994=97.69r/min
nⅢ=n2/i3=20.163r/min
=2.16kw
=P0*η1=(5.5×
0.95)kw=2.5175kw
=pⅠ*(η2*η3)=(5.225×
0.97×
0.99)kw=2.492kw
=pⅡ*0.99*0.97=2.393kw
=9.55×
*p/n=9.55×
×
2.5175÷
473.33=N·
mm
2.492÷
97.69=N·
*p/n=9.55*106*2.393/20.163=N·
5.V带的设计
设计带式输送机传动系统中第一级用的普通V带传动。
电动机的功率P=2.2KW,普通异步电动机驱动,主动带轮转速n1=1430r/min,传动传动比i=3,每天工作8h,两班制。
(1)确定计算功率
查表得=1.2
==1.2x3=3.6KW
(2)选择V带型号
=3.6KW=1420/min查表知选A型V带
(3)确定小带轮直径,并验算带速V
1.初选小带轮直径
查表知,小带轮直径基准直径的推荐值为80~100mm
查表取=90mm
2.验算带速V
查表知,带速:
=6.6882m/s
V值在5~25m/s内,带速合适
3.计算大带轮直径
=270mm
(4)确定带长和中心距a
1.查表可知:
0.7()≦a0≦2()
252≦≦720mm
初取中心距a0=500mm
2.查表计算带所需要的基准长度
=1581.4mm
查表取=1600mm
3.由公式计算实际中心距a
≈509.1mm
(5).验算小带轮上的包角
≈159.75°
≥120°
(6).确定V带根数Z
1.计算单根V带的许用功率[]
经查表,由插值法可得:
=0.93+(1.15-1.07)÷
(1660-1450)×
(1420-1200)=1.0532
=0.15+(0.17-0.15)÷
(1450-1200)×
(1420-1200)=0.1676
=0.93+(0.95-0.93)÷
(160°
-155°
)×
(159.75°
)=0.987
查表知,=0.99
[]=(+)=1.192880304
2.计算V带的根数
V带的根数:
Z==3.3/1.192880304=2.766
取整,Z=3
(7)计算单根V带的初拉力F0
查表得Z型带的单位长度质量q=0.1(kg/m),得单根V带的初拉力为:
=500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.6882²
≈131N
(8)计算V带对轴的压力Q
=2*3*131*sin159.75/2=N
6.标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
6.1第一对齿轮的设计
带式输送机在常温下连续工作,单向运转,空载启动,工作时载荷有轻微冲击;
输送带工作速度v的允许误差为±
5%;
二班制(每班工作8小时),要求减速器设计寿命为8年,大修期为2~3年,中批量生产;
三相交流电源的电压为380/220V,电动机的额定功率为2.5175KW,高速齿轮,传动比为4.845,转速为473.33r/min
1.选择齿轮材料、热处理方法,精度,等级及齿数
(1)选择齿轮材料与热处理。
根据工作条件,一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。
查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢,调至处理,硬度HBS1=260;
大齿轮材料为45钢,调至处理,硬度HBS2=230;
两齿轮齿面硬度差为30HBS,符合软齿轮传动的设计要求。
(2)选择齿轮的精度。
此减速器为一般工作机,速度不高,参阅表7-7,初定为8级精度。
(3)初选齿数。
取齿数=24,=u*24=24*4.845=117
2.确定材料的许用应力
(1)确定接触疲劳极限,由图7-18(a)差MQ线得
=720Mpa=580Mpa
(2)确定寿命系数ZN
小齿轮循环次数=60*473.33*1*(2*8*300*8)≈
大齿轮循环次数=/4.845=225008198
由图7-19查得==1
(3)确定尺寸系数,由图7-20取==1
(4)确定安全系数,由表7-8取=1.05。
(5)计算许用接触应力[],按式(7-20)计算,得
[]=≈686Mpa
[]=≈552Mpa
3.根据设计准则,按齿面接触疲劳强度设计
齿面接触强度按式(7-25)计算,其式为
确定上式中的各计算数值如下。
(1)确定螺旋角b=15°
,并试选载荷系数=1.3.
(2)计算小齿轮传递的转矩
==9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM
(3)确定齿宽系数,由表7-6选取齿宽系数=1.2m/s
(4)确定材料弹性影响系数ZE,由表7-5查得=189.8
(5)确定节点区域系数ZH,由图7-14得=2.43
(6)确定重合度系数,
由式(7-27)可得端面重合度为
==1.581
轴面重合度==1.63
因>
1,由式(7-26)得重合度系数==0.795
(7)确定螺旋角系数==0.98
试算所需小齿轮直径=43.86
4.确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径
(1)确定使用系数KA,按电动机驱动,载荷平稳,查表7-2取KA=1
(2)确定动载系数KV
计算圆周速度=1.08m/s
故前面取8级精度合理,由齿轮的速度与精度查图7-8得=1.11
(3)确定齿间载荷分配系数Kа.
齿宽初定
=35.088mm
计算单位宽度载荷值为=71.48N/mm<100N/mm
查表7-3取=1.4
(4)确定齿向载荷分布系数,由表7-4得
=1.15+0.18+3.1*0.108=1.32
(5)计算载荷系数K==1*1.4*1.1*1.32=2.0328
按实际载荷系数修正所算的分度圆直径,由式(7-12)得
==54.85
(7)计算模数m==54.85/24=2.286.齿跟弯曲疲劳强度计算
(1)由式(7-18)得弯曲强度的设计公式为
确定上式中的各计算数值如下
(1)由图7-21(a)取=300MPa=220MPa
(2)由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数
(3)由表7-8查得弯曲疲劳安全系数=1.25
(4)由表7-23得尺寸系数=1
(5)由式(7-22)得许用应力
=480MPa
=325MPa
(6)确定计算载荷K
初步确定齿高h=2.25m=2.25*2.286=5.14b/h=0.8*54.845/5.14=8.54
查图7-12得=1.23
计算载荷K==1*1.12*1.1*1.23=1.52
(7)确定齿形系数
当量齿数为=26.6
=129.82
由图7-16查得=2.6
=2.22
(8)由图7-17查得应力校正系数=1.59,=1.76
(9)计算大小齿轮的值
=2.6*1.59/480=0.0086
=2.22*1.76/352=0.0112
大齿轮的数值大
(10)求重合度系数Yε
端面压力角=arctan(tan20/cos15)=20.647
基圆螺旋角的余弦值为
=cos15cos20/cos20.647=0.97
当量齿轮端面重合度,由式(7-30)得
==1.581/0.97²
=1.680
按式(7-30)计算=0.25+0.75/εan=0.25+0.75/1.680=0.696
(11)由图7-25得螺旋角影响系数=0.86
(12)将上式各值代入公式计算得:
=1.62mm
由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度,所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2,并根据接触强度计算出的分度圆直径=50.54,协调相关参数与尺寸为
=50.54*cos15/2=24.41
==4.845*24.41=118.26
这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下,取较多的齿数,做到结构紧凑,减少浪费,且重合度增加,传动平稳
6.齿轮几何尺寸里计算
(1)中心距=(25+119)*2/(2*cos15)=149.07mm
把中心距圆整成150mm
(2)修正螺旋角
=16.260
螺旋角变化不大,所以相关参数不必修正
(3)分度圆直径
=25*2/cos16.260=52.08
=119*2/cos16.260=247.92
(4)确定齿宽。
b==0.8*52.08=41.67mm取=42mm=50mm
6.2第二对齿轮的设计
取齿数=24,=u*24=24*3.73=90
小齿轮循环次数=60*97.69*1*(2*8*300*8)≈22507776
大齿轮循环次数=/3.73=6034256
(4)确定安全系数SH,由表7-8=1.05。
(5)计算许用接触应力[δH],按式(7-20)计算,得
,并试选载荷系数Kt=1.3.
==9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM
(3)确定齿宽系数φd,由表7-6选取齿宽系数=0.8
(4)确定材料弹性影响系数ZE,由表7-5查得=189.8MPa½
(6)确定重合度系数Zε
==1.626
1,由式(7-26)得重合度系数==√(1/1.626)=0.784
(7)确定螺旋角系数==0.98
试算所需小齿轮直径=73.78
计算圆周速度=0.377m/s
=59.024mm
计算单位宽度载荷值为=88.98N/mm<100N/mm(d1取85MM)
=1.15+0.18+3.1*0.108
=1.15+0.18*0.8²
+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32
==91.69
(7)计算模数m=d1/z1=91.69/24=3.82.齿跟弯曲疲劳强度计算
初步确定齿高h=2.25m=2.25*3.82=8.595b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53
查图7-22得=1.23
=99.94
(8)由图7-17查得应力校正系数=1.59=1.76
==1.626/0.97²
=1.728
按式(7-30)计算=0.25+0.75/εan=0.25+0.75/1.728=0.684
(11)由图7-25得螺旋角影响系数=0.87
=2.13mm
由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度,所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2.5,并根据接触强度计算出的分度圆直径d1=91.69,协调相关参数与尺寸为
=91.69*cos15/3=29.52
==3.73*29.52=109.951
(1)中心距=(30+110)*2/(2*cos15)=180.83mm
把中心距圆整成181mm
=15.571
=30*2/cos15.571=91.70
=110*2/cos15.571=342.93
(4)确定齿宽。
b==0.8*63=73.6mm取==74mm=80mm
7,轴的计算
7.1合理选择轴的材料和热处理方法,确定许用应力。
轴的材料选最常用的45调制钢。
许用弯曲应力为180
7.2轴的结构设计
齿轮上的力
1.初步确定轴的最小直径
按弯扭强度计算:
最小直径:
=97×
式中:
C——由许用扭转剪应力确定的系数。
由参考文献[1]表12-3中查得C值,40Cr为106~97考虑扭矩大于弯矩,取小值C=97。
P——轴传递的功率(单位kW)。
n——轴的转速。
应当注意, 对于直径的轴,并且有一个键槽,故轴径需增大。
所以最终轴的最小直径为20mm
2.拟定轴上零件的装配方案
按轴向定位要求确定轴的各段直径
(1)考虑到连接带轮,取带轮处的轴径
(2)取轴承处的直径为(初选轴承为7205AC)
(3)齿轮安装轴段的直径
(4)需要有定位轴肩的轴身
(5)轴承
按轴向定位要求确定轴的各段长度
至此已经设计出轴的长度和各段直径。
3.轴上键校核设计
连接为动连接,载荷轻微振动,且键材料均选用45号钢,查表可得:
,取。
需满足:
其中由轴的直径30mm,可取键的尺寸b×
h=10×
8mm。
则:
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