带式输送机传动装置课程设计方案.docx
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带式输送机传动装置课程设计方案
仅供参考
一、传动方案拟定
第二组第三个数据:
设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
<1)工作条件:
使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。
<2)原始数据:
滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:
按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率:
<1)传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2>电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=<6~20)×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。
由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案电动机型号额定功率电动机转速 KW同转满转总传动比带齿轮 1Y132s-6310009607.932.63 2Y100l2-431500142011.6833.89 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,比较两种方案可知: 方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。 方案2适中。 故选择电动机型号Y100l2-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能: 额定功率: 3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比: i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比 <1)取i带=3 <2)∵i总=i齿×i带π ∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min> nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min> 滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min> 2、计算各轴的功率 PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW 3、计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N? m TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N? m TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N? m 五、传动零件的设计计算 1、皮带轮传动的设计计算 <1)选择普通V带截型 由课本[1]P189表10-8得: kA=1.2P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 据PC=3.3KW和n1=473.33r/min 由课本[1]P189图10-12得: 选用A型V带 <2)确定带轮基准直径,并验算带速 由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε>=3×95×(1-0.02>=279.30mm 由课本[1]P190表10-9,取dd2=280 带速V: V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000 =7.06m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 <3)确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2>/2+(dd2-dd1>2/4a0 =2×500+3.14(95+280>+(280-95>2/4×450 =1605.8mm 根据课本[1]表<10-6)选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0>/2=500+(1600-1605.8>/2 =497mm (4>验算小带轮包角 α1=1800-57.30×(dd2-dd1>/a =1800-57.30×(280-95>/497 =158.670>1200<适用) <5)确定带的根数 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得P1=1.4KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW 查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得KL=0.99 Z=PC/[(P1+△P1>KαKL] =3.3/[(1.4+0.17>×0.94×0.99] =2.26(取3根> (6>计算轴上压力 由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式<10-20)单根V带的初拉力: F0=500PC/ZV[<2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1>]+0.10x7.062=134.3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2>=2×3×134.3sin(158.67o/2> =791.9N 2、齿轮传动的设计计算 <1)选择齿轮材料与热处理: 所设计齿轮传动属于闭式传动,通常 齿轮采用软齿面。 查阅表[1]表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS; 精度等级: 运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。 (2>按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(6712×kT1(u+1>/φdu[σH]2>1/3 确定有关参数如下: 传动比i齿=3.89 取小齿轮齿数Z1=20。 则大齿轮齿数: Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78 由课本表6-12取φd=1.1 (3>转矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N? mm (4>载荷系数k: 取k=1.2 (5>许用接触应力[σH] [σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得: σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数Zn: 按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算 N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108 查[1]课本图6-38中曲线1,得ZN1=1ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得: d1≥(6712×kT1(u+1>/φdu[σH]2>1/3 =49.04mm 模数: m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5 (6>校核齿根弯曲疲劳强度 σbb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径: d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽: b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mmb1=60mm (7>复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得: YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8>许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116: [σbb]=σbblimYN/SFmin 由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa 由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN: YN1=1YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin: 按一般可靠性要求,取SFmin=1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa 校核计算 σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1] σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9>计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2>/2=(50+195>/2=122.5mm (10>计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因为V<6m/s,故取8级精度合适. 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料确定许用应力 选轴的材料为45号钢,调质处理。 查[2]表13-1可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知: [σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接, 从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查[2]表13-5可得,45钢取C=118 则d≥118×(2.53/121.67>1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩: T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N 齿轮作用力: 圆周力: Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力: Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。 <1)、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器: 35×82GB5014-85 <2)、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。 轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴 承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位 <3)、确定各段轴的直径 将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配<如图), 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=45mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。 齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4>选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得: 轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. (5)确定轴各段直径和长度 Ⅰ段: d1=35mm长度取L1=50mm II段: d2=40mm 初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm, 宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L2=<2+20+19+55)=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同,即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm (6>按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径: 已知d1=195mm ②求转矩: 已知T2=198.58N? m ③求圆周力: Ft 根据课本P127<6-34)式得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr 根据课本P127<6-35)式得 Fr=Ft? tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称,所以: LA=LB=48mm (1>绘制轴受力简图<如图a) <2)绘制垂直面弯矩图<如图b) 轴承支反力: FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N? m 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N? m (4>绘制合弯矩图<如图d) MC=(MC12+MC22>1/2=<17.762+48.482>1/2=51.63N? m (5>绘制扭矩图<如图e) 转矩: T=9.55× m (6>绘制当量弯矩图<如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT>2]1/2 =[51.632+(0.2×198.58>2]1/2=65.13N? m (7>校核危险截面C的强度 由式<6-3) σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa<[σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料确定许用应力 选轴的材料为45号钢,调质处理。 查[2]表13-1可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知: [σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接, 从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查[2]表13-5可得,45钢取C=118 则d≥118×(2.64/473.33>1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩: T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N 齿轮作用力: 圆周力: Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力: Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。 齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定 ,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴 承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位, 4确定轴的各段直径和长度 初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm, 宽度为16mm.。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (2>按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径: 已知d2=50mm ②求转矩: 已知T=53.26N? m ③求圆周力Ft: 根据课本P127<6-34)式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据课本P127<6-35)式得 Fr=Ft? tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm (1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N (2>截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N? m (3>截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N? m (4>计算合成弯矩 MC= =<192+52.52)1/2 =55.83N? m (5>计算当量弯矩: 根据课本P235得α=0.4 Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[55.832+(0.4×53.26>2]1/2 =59.74N? m (6>校核危险截面C的强度 由式<10-3) σe=Mec/<0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303> =22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 <7)滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件,轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1>由初选的轴承的型号为: 6209, 查[1]表14-19可知: d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN, 查[2]表10.1可知极限转速9000r/min <1)已知nII=121.67(r/min> 两轴承径向反力: FR1=FR2=1083N 根据课本P265<11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N (2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N (3>求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N=0.63 FA2/FR2=682N/1038N=0.63 根据课本P265表<14-14)得e=0.68 FA1/FR1 y1=0y2=0 (4>计算当量载荷P1、P2 根据课本P264表<14-12)取fP=1.5 根据课本P264<14-7)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×1083+0>=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2>=1.5×(1×1083+0>=1624N (5>轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6209型的Cr=31500N 由课本P264<14-5)式得 LH=106(ftCr/P>ε/60n =106(1×31500/1624>3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1>由初选的轴承的型号为: 6206 查[1]表14-19可知: d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查[2]表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件,轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h <1)已知nI=473.33(r/min> 两轴承径向反力: FR1=FR2=1129N 根据课本P265<11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N (3>求系数x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63 根据课本P265表<14-14)得e=0.68 FA1/FR1 y1=0y2=0 (4>计算当量载荷P1、P2 根据课本P264表<14-12)取fP=1.5 根据课本P264<14-7)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×1129+0>=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2>=1.5×(1×1129+0>=1693.5N (5>轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6206型的Cr=19500N 由课本P264<14-5)式得 LH=106(ftCr/P>ε/60n =106(1×19500/1693.5>3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1.根据轴径的尺寸,由[1]中表12-6 高速轴(主动轴>与V带轮联接的键为: 键8×36GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为: 键14×45GB1096-79 轴与联轴器的键为: 键10×40GB1096-79 2.键的强度校核 大齿轮与轴上的键: 键14×45GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 圆周力: Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度: =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度: =36.60<120MPa=[] 因此剪切强度足够 键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用,选通气器<一次过滤),采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号: 起盖螺钉型号: GB/T5780M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉: GB5783~86M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉: GB5783~86M8×20,材料Q235 螺栓: GB5782~86M14×100,材料Q235 箱体的主要尺寸: : (1>箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8 (2>箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45 取z1=8 (3>箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4>箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5>箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6>地脚螺钉直径df=0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取18> (7>地脚螺钉数目n=4(因为a<250> (8>轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14> (9>盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6>df=0.55×18=9.9(取10> (1
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