带式运输机的减速传动装置设计书.docx
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带式运输机的减速传动装置设计书
带式运输机的减速传动装置设计书
计算过程及计算说明
1传动方案拟定
1.1设计单级圆柱齿轮减速器
1.1.1已知条件:
滚筒圆周力F=3000N;带速V=2.3m/s;
滚筒直径D=380mm。
1.1.2工作条件:
使用年限8年,工作为两班工作制,载荷较平稳。
1.1.3设想传动简图,如下:
2电动机选择
2.1电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率选择:
2.2.1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×η滑动轴承
=0.95×0.992×0.97×0.99×0.97×0.96=0.8326
2.2.2卷筒工作功率:
P卷筒=FV/1000=3000×2.3/1000=6.9KW
2.2.3电机所需的工作功率:
P电机=P卷筒/η总=6.9/0.8326=8.29KW
2.2.4确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.3/π×380=115.7r/min
课程设计书表2-1推荐的传动比合理范围,取V带传动比i1′=2~4,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2′=3~6。
则总传动比理时范围为ia′=6~24。
故电动机转速的可选范围为nd′=ia′×n筒=(6~24)×118.23=709.38~2837.52r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500、3000r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案:
如课程设计书P11-P12页。
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,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。
2.2.5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Y160M-6。
其主要性能:
额定功率:
7.5KW,满载转速970r/min,额定转矩2.0,质量119kg。
3计算总传动比和分配各级的传动比
3.1总传动比:
i总=n电动/n筒=970/115.7=8.38
3.2分配各级传动比
据课程设计书表2-1,取V带传动的传动比i带=2.5则单级圆柱齿轮减速器的传动比为:
i齿轮=i总/i带=8.20/2.5=3.352
4计算传动装置的运动和动力参数
4.1各轴转速
电动机轴为0轴,减速器高速轴为Ⅰ轴,低速轴为Ⅱ轴,各轴转速为:
n0=n电机=970r/min
n1=n0/i带=970/2.5=388(r/min)
n2=n1/i齿轮=417/3.352=115.75(r/min)
4.2计算各轴的功率
按电动机额定功率P计算各轴输入功率,即
P0=P电机=8.29KW
P1=P0×η带=8.29×0.95=7.86KW
P2=P
×η轴承×η齿轮=7.86×0.99×0.97=7.55KW
4.3各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0
=9.55×106×8.29/970=81.62N·m
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×7.86/388=193.46N·m
T2=9.55×106P
/n
=9.55×106×7.55/115.75=622.92N·m
以上计算结果整理后列于下表:
项目
电机
轴Ⅰ
轴Ⅱ
转速(r/min)
970
388
115.72
功率(kw)
8.29
7.86
7.55
转矩(N·m)
81.62
193.5
622.92
传动比
2.5
3.352
5传动零件的设计计算
(此部分计算所查表、图全为《机械设计基础》课本)
5.1皮带轮传动的设计计算
5.1.1求计算功率PC
查表13-8得kA=1.2,故PC=KAP=1.2×8.29=9.95KW
5.1.2选V带型号(普通V带)
据PC=9.95KW,nI=388r/min,由图13-15查出此坐标点位于A、B型之间,选用B型计算。
5.1.3求大、小带轮基准直径dI、d0
由表13-9,d0应不小于125,现取d0=140mm,由式(13-9)得
dI=(n0/nI)d0(1-ε)=(970/388)×140×(1-0.02)=343mm
由表13-9取dI=355mm(虽使nI略有减小,但其误差小于5%,故允许)
5.1.4验算带速V
V=
=
m/s=7.10m/s
在5~20m/s范围内,合适。
5.1.5带基准长度Ld和中心距a
a0=1.5(d0+dI)=1.5×(140+355)mm=742.5mm
取a0=800mm,符合0.7(d0+dI)<a0<2(d0-dI)
由式(13-2)得带长
=2391.6mm
查表13-2,对B型带选用=2500mm,再由式(13-16)计算实际中心距
a≈a0+(Ld-L0)/2
=800+(2500-2391.6)/2=854.2mm
5.1.6验算小带轮包角
由式(13-1)得
=172.29°>
,合适
5.1.7求确定V带根数z
由式(13-15)得z=
今n0=970r/mind0=140mm,,查表13-3得P0=2.08kw
由式(13-9)得传动比
=
=2.60
查表13-5得△P0=0.3KW
由α1=172.29°查表13-7得
=0.99
查表13-2得
=1.03,由此可得
z=
=4.18取5根
5.1.8求作用再带轮轴上的压力
由表13-1得q=0.17kg/m,故由式(13-17)得单根V带的初拉力
F0=500PC/(Zv)(2.5/
-1)+qv2
=[500×9.95/(5×7.10)×(2.5/0.99-1)+0.17×7.102]N
=221.6N
作用在轴承的压力
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×5×221.6sin(172.290/2)N=2209.2N
5.2齿轮传动的设计计算
已知:
单向传动,轻微冲击
P=7.86KWi=3.52n1=388r/min
5.2.1选择齿轮材料及确定需用应力
设计成结构紧凑故采用软齿面的组合:
小齿轮用40MnB调质,齿面硬度为241~286HBS,σHlim1=730MPa,σFE1=600MPa;大齿轮用40Cr调质,齿面硬度为241~269HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=600MPa(表11-1)
取SF=1.25,SH=1.1(表11-5)
取ZH=2.5,ZE=188(表11-4)
[σF1]=σFlim1/SF=600/1.25Mpa=480Mpa
[σF2]=σFlim2/SF=600/1.25Mpa=480Mpa
[σH1]=σHlim1/SH=730/1.1Mpa=664Mpa
[σH2]=σHlim2/SH=700/1.1Mpa=636Mpa
5.2.2按齿轮弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.3(表11-3),齿宽系数φd=0.8(表11-6)
小齿轮上的转矩T1=193000N·mm
初设螺旋角为β=150
齿数取Z1=28,Z2=Z1×i=28×3.352=94
实际传动比为i=94/28=3.36
齿形系数ZV1=28/COS3150=31.07ZV2=94/COS3150=104.32
查表11-8得YFa1=2.55YFa2=2.21
查表11-9得YSa1=1.63YSa2=1.76
因YFa1YSa1/[σF1]=2.55×1.63/480=0.0031875>YFa2YSa2/[σF2]=2.21×1.76/480=0.0081033
故应对小齿轮进行弯曲强度计算
齿轮分度圆直径d1≥[2kT1/φd×(u±1)/u×(ZEZHZβ/[σH1])2]1/3=[2×1.3×193000×(3.352+1)/3.352×(188×2.5×(cos150)1/2)/6362]1/3=75.6mm
法向模数mn=d1cosβ/Z1=75.6×cos15/28=2.79mm
按表4-1,取模数为4
中心距a=mn×(Z2+Z1)/2×cosβ=3×(28+94)/2×cos150=189.46mm取a=190
确定螺旋角:
β=arccosmn(Z2+Z1)/2a
=arccos(3×112)/(2×190)=15.360
齿轮分度圆直径d1=mnZ1/cosβ
=3×28/cos15.360=87.2mm
齿宽b=φdd1=0.8×87.2=69.76mm
取b2=65mm,b1=70mm
5.2.3验算齿面弯曲强度
将各参数代入公式得
σF1=2KT1YFa1YSa1/b1m2Z1
=2×1.3×193000×2.55×1.63/75×32×28
=110.35Mpa<[σF1]=480Mpa安全
σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=97.6Mpa<[σF2]=360Mpa
5.2.4齿轮的圆周速度
V=πd1n1/60×1000
=π×87.2×388/(60×1000)=1.77m/s
对照表11-2可知符合8级精度制造要求。
据以上所求,可得出大小齿轮的各参数,汇总列表如下,方便以后计算查阅。
单位:
mm
项目
d
da
df
小齿轮
87.2
93.2
79.7
大齿轮
292.8
298.8
285.3
6箱体尺寸的选择
箱体为铸铁减速器箱体,结构尺寸按课程设计书P17表3-1(图3-1)、课程设计书P24表4-1(图4-1)规定选择。
单位:
mm
箱体壁厚
δ=10
箱盖壁厚
δ1=8
箱体凸缘厚度
b=10,b1=12,
加强肋厚
m=20,m1=20
地脚螺钉直径
20
地脚螺钉数目
n=4
轴承旁联接螺栓直径
d1=16
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2=10
轴承盖螺钉直径和数目
d3=8,n=6
轴承盖(轴承座端面)外径
D1=125
D2=140
观察孔盖螺钉直径
d4=8
df至箱外壁距离
C1=20,C2=16
箱缘尺寸
C3=18,C4=14
轴承端盖螺钉分布直径
D1'=104,D2'=120
箱体外壁至轴承座端面距离
C1+C2+10=46
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
△1=10
齿轮端面至箱体内壁的距离
△2=10
减速器中心高
H=206
底脚凸缘尺寸
L1=27,L2=25
圆锥定位销直径与数目
14,2
箱体外壁至轴承座端面的距离
46
轴承座孔长度
60
7轴的设计计算
输入轴的设计计算
7.1按扭矩初算轴径
选用45号钢调质处理,根据d≥c(P/n)1/3,并查表14-2,取c=110,则
d≥110×(7.86/388)1/3mm=30mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=30×(1+5%)mm=31.5mm
∴选d=32mm为外伸出端的最小直径
7.2轴的结构设计
7.2.1确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d=32mm,长度取L=40mm
段:
d1=40mm,因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以查接机械设计基础课程设计补充教材41页,取长度取L1=60mm
Ⅲ段:
初选用30209型其内径为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,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为44mm
Ⅳ段与Ⅴ段与齿轮固定配合,且安装挡油盘与轴衬,计算得轴长均为72mm,直径为53mm
对于VI段,此段亦安装轴承,直径为45mm,综合考虑取长度L5=40mm
7.3按弯矩复合强度计算
根据课本P231例14-1求解
Ft=2T1/d1=2×193000/87.2=4438N;
Fr=Fttanαn/cosβ
=4438×tan200/cos15.36=1677N;
Fa=Fttanβ=4438×tan15.36=1291N
作用在轴左轴带轮上外力F=1997.5N(方向未定);分度圆直径为87.2mm;L=140mm;K=90mm;(如图a)
7.3.1求垂直面的支承反力
F1v=(Fr·L/2-Fa·d2/2)/L
=(1677×140/2-1239×87.2/2)/140=453N
F2v=Fr-F1v=1677-453=1224N
7.3.2求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4438/2N=2219N;
7.3.3F力在支点产生的反力
F1q=F·K/L=2209×87.2/140N=1420N;
F2F=F+F1F=(2209+1420)N=3629N;
7.3.4绘垂直面的弯矩图(图b)
Mav=F2v·L/2=1224×0.14/2=86N·m
M′av=F1v·L/2=453×0.140/2=32N·m
7.3.5绘水平面的弯矩图(图C)
MaH=F1H·L/2=2219×0.14/2N·m=155N·m
7.3.6F力产生的弯矩图(图d)
M2F=F·K=2219×0.09N·m=200N·m
a-a截面(两轴承的中心所在的垂直面)F产生的弯矩为:
MaF=F1F·L/2=1420×0.14/2N·m=99N·m
7.3.7求合成弯矩图(图e);
考虑到最不利的情况,把MaF与(M2av+M2aH)1/2直接相加。
Ma=(M2av+M2aH)1/2+MaF
=[(862+155.2)1/2+99]N·m=276N·m
Ma′=[(M′av)2+(M′aH)2]1/2+MaF
=[(322+1552)1/2+99]N·m=257N·m
7.3.8求轴传递的转矩(图f)
T=Ft·d2/2=4438×87.2/2N·m=193.5N·m
7.3.9求危险截面的当量弯矩
由上可知a-a截面最危险,其当量弯矩为
Me=[M2a+(αT)2]1/2
取α=.06,代入上式可得
Me=[2762+(0.6×193.5)2)1/2N·m=299N·m;
7.3.10计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用40号钢调质处理,由课本P241表14-1查得σB=650Mpa,由课本P246表14-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[299×1000/(0.1×60)]1/3=36.8mm
故d=36.8mm<53mm,安全,该轴强度足够。
输出轴的设计计算
7.4按扭矩初算轴径
选用45号钢,根据d≥C(p/n)1/3并查表14-2,取C=110,n=118.29r/min
d≥110×(7.55/115.72)1/3mm=44.27mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=44.27×(1+5%)mm=46.49mm
初选输出轴的最小直径d=48mm
7.5轴的结构设计
7.5.1轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用挡油盘轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,采用过盈配合固定
7.5.2确定轴各段直径和长度
按照轴上两直径略有差值1~5mm,轴肩处的直径差可取6~10mm的规定,确定输入轴各级的直径。
具体方法同上输入轴的设计计算一样。
按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。
具体尺寸如下:
d
d1
d2
d3
d
4
d
5
48
52
55
70
82
55
L1
L2
L3
L4
L5
L6
84
60
50
68
10
40
7.6按弯矩复合强度计算
7.6.1已知作用在齿轮上的圆周力Ft=2T2/d2=2×622.92/292.8N=4255N;
径向力Fr=Fttanα/cosβ=4255×tan200/cos15.360=1606N;
轴向力Fa=Fttanβ=4255×tan15.360=1169N(图a)所示
齿轮分度圆直径d2=292.8mm;L=140mm
7.6.2求垂直面的支承反力
F1v=(Fr·L/2-Fa·d2/2)/L
=(1606×140/2-1169×292.8/2)/140=-419N;
F2v=Fr-F1v=1606+419=2025N;
7.6.3求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4255/2=2127.5N;
7.6.4绘垂直面的弯矩图(图b)
Mav=F2v·L/2=2025×0.14/2=141.7N·m
M′av=F1v·L/2=419×0.14/2=29.3N·m
7.6.5绘水平面的弯矩图(图C)
MaH=F1H·L/2=2127×0.14/2=148.89N·m
7.6.6求合成弯矩图(图d);
Ma=(M2av+M2aH)1/2
=(141.72+148.892)1/2=205.54N·m
M′a=[(M′av)2+(MaH)2]1/2
=(29.32+148.892)1/2=151.74N·m
7.6.7求轴传递的转矩(图e)
T=Ft·d2/2=4255×292.8/2=622.92N·m
7.6.8求危险截面的当量弯矩
由弯矩图可知a-a截面最危险,其当量弯矩为
Me=[M2a+(αT)2]1/2
对不变的转矩,取α=0.6,代入上式可得
Me=[205.542+(0.6×622.92)2]1/2=426.54N·m
7.6.9计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45号钢,调质处理,由课本表14-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[426.54×103/(0.1×60)]1/3=41.42mm
故d=41.42mm<70mm,安全,该轴强度足够。
7滚动轴承的选择及校核计算
根据已知条件,轴承预计寿命16×300×8=38400小时
8.1计算输入轴承
8.1.1两轴承径向反力:
F1Q=FQ×(K+L)/L-F1H
=2209×(140+90)/140-2127。
5=1501.57N
F2Q=FQ×K/L-F2H
=2209×90/140-2127=-706.9N
FR1=FR2=1677
轴承受的总径向力为
Fr1=(FR12+F1Q2)1/2=(16772+1501.572)1/2=2251.13
Fr2=(FR22+F2Q2)1/2=(16772+709.62)1/2=1820.9
初选两轴承为圆锥滚子轴承3209型号
查表得30209型号轴承
Cr=67.8KNCor=83.5KNα=15.15
Y=0.4/tanα=1.48=1.48e=0.406
由《机械设计基础》表16-12查得轴承的内部轴向力:
F1s=Fr1/2Y=2251.13/2×1.48=760.51N
F2s=Fr2/2Y=1755.8/2×1.48=615.17N
Fa=1239N
因为Fs2+FA=615.17+1239=1854.17N>F1s
∴轴承1为压紧端,Fa1=FA+Fs2=1615.17N
轴承2为放松端Fa2=Fs2=593.17N
Fa1/Fr1=1854.17/2251.13=0.8236>e
所以X1=0。
4Y=1.48
Fa2/Fr2=593.1/1820.9=0.3257 所以X2=1Y=0 8.1.2计算当量载荷P1、P2 当量动载荷为 P1=(X1Fr1+Y1Fa1)=0.41×2251.13+1.48×1854.17=3667.1N P2=(X2Fr2+Y2Fa2)=1820.9N 8.1.3计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承,今P1﹥P2,故以轴承1的径向当量动载荷P1为计算依据。 因受轻微冲击载荷,查表16-9得fp=1.2;工作温度正常,查表16-8得ft=1。 Cr1=(fpP/ft)(60nLh/1000000)3/10=1.2×3667.1×(60×38400×388/1000000)3/10=11.549kN 因为Cr1 8.2计算输出轴承 同理可计算出输出轴两轴承径向反力: Fr1=(Fa×L/2+Fr×70)/L=2025N Fr2=Fr-Fr1=-419N 对比输入轴的轴承所受的径向力可知,输出轴的的轴承也一定合格。 9键联接的选择及校核计算 9.1输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d=32mm, 查课程设计课本表12-11得,选用A型平键,公称直径b×h=10×8,L=50,则工作长度L=45 T1=193500N·mmh=8mm 根据课本(10-26)式得 σp=4T1/dhl=4×193500/(30×8×45)=71.6 据表10-10可知σp<[σp],故合适。 9.2输出轴与大齿轮联接采用平键联接 轴径d=48mm,轴长84mm,L=56T=622920N·m 查课程设计课本表14-1得,选用A型平键,公称直径b×h=14×9,L=56,则工作长度l=42 σp=4T/dhl=4×622920/56×9×42=117.7<[σp](课本表10-10),故合适。 9.3输出轴与连轴器联接用平键联接 轴径d=48mmT=622920N·m 查课程设计课本表14-1得,选用A型平键,公称直径b×h=14×9,L=70,则工作长度l=63 σp=4T/dhl=4×622920/45×9×63=86.50<[σp](课本表10-10),故合适。 10联轴器的选择 查《机械设计、机械设计基础课程设计》表14-1选择LH4型弹性柱销联轴器。 其公称扭矩Tn=1250N·m,轴孔直径为45mm。 11润滑与密封 11.1润滑方式 由齿轮的传动设计计算结果可知齿轮圆周速度 V=1.69m/s<2m/s,故齿轮选用脂润滑。 齿轮mn=4<20,且全齿高h=5<10mm,故浸油高度定为15mm。 润滑油选择N150号工业齿轮油(GB5903-86)。 因轴承旁小齿轮的齿顶圆小于轴承的外径,为防止齿轮啮合时所挤出的热油大量冲向轴承内部,增加轴承的阻力,所以加挡油盘,同时,可定期向轴承加入润滑脂。 11.2密封方式 采用凸缘式轴承盖,易于调整轴承,采用毡圈密封,密封毡圈型号按所装配轴的直径确定为38FZ/T92010-91、48FZ/T92010-91 12减速器附件的选择 窥视孔及视孔盖: 采用100mm规格 通气器: 选通气螺塞,采用M12×1.25 油面指示器: 选用油标尺M12 起吊装置: 采用箱座吊耳 油塞: 选用外六角油塞及封油
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