皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计说明书.docx
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皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计说明书
皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计说明书
一、设计任务书…………………………………………………………………2
二、传动方案的拟定及说明……………………………………………………3
三、电动机的选择………………………………………………………………3
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算………………………………4
五、传动零件的设计计算………………………………………………………5
六、滚动轴承的选择和计算……………………………………………………14
七、联轴器的选择………………………………………………………………14
八、轴的设计计算………………………………………………………………14
九、键联接的选择和计算………………………………………………………22
十、减速器附件的选择和密封类型的选择……………………………………22
十一、减速器箱体的设计………………………………………………………23
十二、设计小结…………………………………………………………………25
十三、参考文献…………………………………………………………………25
一、设计任务书
题目:
皮带输送机两级齿轮减速传动装置工作条件和技术要求:
输送机单向运转,工作平稳,两班值工作,每班工作8小时,使用年限为10年。
技术数据:
传送带拽引力2000N传送带运行速度0.80m/s传送带鼓轮直径200mm方案的草图:
η1,带传动的效率;η2,轴承的效率;η3,齿轮传动效率;η4,联轴器的传动效率;η5,鼓轮上的传动效率。
二、传动方案的拟定
根据要求电机与减速器间选用V带传动,减速器与工作机之间用联轴器传动,我们需要设计的是二级减速箱,按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。
设计说明如下,设计方案图在附件中。
三、电动机的选择
1、电机类型和结构型式。
根据电源及工作机工作条件,工作平稳,单向运转,两班制工作,选用Y系列三相笼型异步电动机。
2、传动总效率工作机卷筒轴转速为
nw=60⨯1000D
=60×1000×0.80/(3.14×200)=76r/min
卷筒所需功率
Pw=Fv/1000=2000×0.80/1000=1.60kw传动装置的总效率η∑=η1η取V带的效率η1=0.96取滚子轴承的效率η
2
2
4η
3
2η
4
η
5
=0.98
3
直齿圆柱齿轮的传动效率η齿轮联轴器的效率η
4
=0.97(选用8级精度的一般齿轮)
=0.99
5
鼓轮上的卷筒传动效率η=0.96
总效率η∑=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.792
3、确定电动机转速
按推荐的传动比合理范围,带传动传动比i1=2~4,二级圆柱齿轮减速器传动比i2=8~40,
则两级传动中的总传动比i∑为:
i
∑
=i1i2=16~160
电动机转速的可选范围为
nd=i∑nw=(16~160)x76=(1216~12160)r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min两种。
综合考虑电动机
和传动装置
尺寸、质量和价格等因素,选用同步转速为1500r/min的电动机。
4、确定电动机型号电动机的输出功率
P=P/η∑=1.6/0.792=2.02Kw
ed
W
由已有的标准的电机以及结合实际分析,选择的电机的额定功率Ped=2.2Kw按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1500r/min的三相笼型异步电动机
具体规格如下:
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为i∑=
nm
=1420/76=18.68nw
2)分配各级传动比
取V带传动的传动比为i1=2;
为满足相近的浸油条件,高速齿轮传动比为i2=1.4i3;所以由i∑=i1i2i3得i2=3.62;i3=2.58n0=1420r/min;
n1=n0/i1=1420/2=710r/min
nⅡ=nI/i2=710/3.62=196.1r/min;
nⅢ=nⅡ/i3=196.1/2.58=76r/min;3)各轴输入功率Pο=Ped=2.02Kw;
PI=Pο×η1=2.02×0.96=1.94Kw;PⅡ=PI×ηPⅢ=PⅡ×η
2
×η×η
3
=1.94×0.98×0.97=1.84Kw;=1.84×0.98×0.97=1.75Kw;
23
4)各轴输入转矩
Tο=9.55×106Pο/n0=9.55×106×2.02/1420=1.36×104N•mm;T1=9.55×106PI/nI=9.55×106×1.94/710=2.61×104N•mm;
T2=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×1.84/196.1=8.96×104N•mm;T3=9.55×106PⅢ/nⅢ=9.55×106×1.75/76=2.20×105N•mm;卷筒轴T卷=T3η2η1=2.20×105×0.98×0.96=2.07×105N•mm
五、传动零件的设计计算
V带的设计
1、确定计算功率Pc
由表8-7查得工作情况系数KA=1.2故Pc=KAP=1.2×2.2=2.64Kw2、选择V带的带型
根据Pc及n1=1420r/min由图8-11(机械设计书)选用A型带3、确定带轮的基准直径dd1并验算带速
1)初选小带轮的基准直径dd1.由表8—6和表8—8,取带轮的基准直径
dd1=100mm。
2)验算带速V:
V=
πdd1n1
=3.14×100×1420/60×1000m/s=7.435m/s
60⨯1000
由于5m/s
4、确定V带的中心距a和基准长度Ld:
1)初选中心距a0,根据教材式(8-20)0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
即是:
0.7×300≤a0≤2×300取a0=400
2)基准长度:
(dd1-dd2)2π
Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+
4a02
π
=[2×400+×(100+200)+(200-100)2/4×400]mm≈1277mm
2
由教材表8-2取Ld=1250mm
3)根据教材式(8-23)计算实际中心距a及其变化范围:
a≈a0+
Ld-dd0
=[400+(1250-1277)/2]mm≈386.5mm2
考虑各种误差
amin=a-0.015Ld=386.5-0.015×1250=367.75mmamax=a+0.03Ld=386.5+0.03×1250=424mm即中心距的变化范围为367.5mm到424mm.5、验算小带轮上的包角α1:
α=180º-(dd2-dd1)57.3º/a=180º-(200-100)×57.3º/400≈165º>90º符合要求6、计算带的根数Z
1)计算单根带的额定功率Pr
由dd1=100mm和n1=1420r/min查表8—4a得P0=1.30KW
根据1420r/min,i1=2和A型带等条件,插值法查表8—4b得△P0≈0.167KW。
查表8—5得kα=0.96,查8—2得KL=0.93
于是:
Pr=(P0+△P0)kαKL=(1.30+0.167)×0.96×0.93kw=1.31kw2)z=
Pca
=2.64/1.31=2.02Pr
所以选用2根V带
7、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8—3得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m所以(F0)min=500(2.5-Kα)Pca+qv2
Kαzv=100.5N
应使带实际初拉力F0>1.5(F0)min=150.7N8、计算压轴力:
(FP)min=2z(F0)minsin=597.84N
9、带轮的结构设计1)小带轮的结构设计
由n0=1420r/min选择小带轮的材料为铸钢;
由dd1=100mm
由nI=710r/min选择大带轮的材料为HT150;dd2=180mm
α2
齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据要求的传动方案且传送设备的速度不高,故选用8级精度的标准直齿圆柱齿轮
2)材料选择。
查表10-1,小齿轮选用40Cr钢(调质)硬度为280HBS,大
齿轮选用45钢(调质)硬度为240HBS
3)试选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮的齿数Z2=Z1i23.62×24=86.88,取Z2=872、按齿面接触强度设计
设计公式如下:
dt≥2.32KT2
φd
u±1⎛ZE⎫
⎪∙⎪u⎝σH⎭
2
(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt=1.3
2)小齿轮的输入转矩为T1=2.61×104N•mm3)由表10-7选取尺宽系数φ
d
=1
12
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa;6)由式10-13计算应力循环次数
N1=60nIjLh=60×710×1×(2×8×360×10)=2.45×109hN2=N1/i2=2.45×109/3.62=6.77×108h
7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89;KHN2=0.928)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得[σH]1=[σH]2=
KHN1σHlim1
S
=
0.89⨯650
=578.5MPa1
K
HN2
σ
Hlim2
S
=
0.92⨯550
=506MPa1
(2)计算
试算小齿轮分度圆直径dtb1(带入[σH]中较小者带入公式计算)d1t≥2.323
KT1
φd
∙
u±1⎛ZE⎫
⎪u⎝σH⎪⎭
=2.32
1.3⨯2.61⨯100003.62+1189.82
⨯⨯()=42.4mm
13.62506
(3)计算圆周速度v=
πd1tn1π⨯42.4⨯710
=1.58m/s=
60⨯100060⨯1000
(4)计算齿宽b及模数mtb=φmt=
d
d1t=1×42.4=42.4mm
d1t42.4
==1.77mmZ124
h=2.25mt=2.25×1.77mm=3.98mm
42.4
=10.653.98b43φd===1
d1t43
(5)计算载荷系数Kb/h=
已知载荷平稳,由表10-2取KA=1.0;根据v=1.60m/s,8级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.12;由表10—4插值法查得KHβ=1.452;由图10—13查得KFβ=1.34;由表10—3查得KHα=KFα=1
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.0⨯1.12⨯1⨯1.452=1.626(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得d1=d1t3
K.626
=42.4=45.68mm
1.3Kt
计算模数m
m=d1/Z1=45.68/24mm=1.90mm
3.按齿根弯曲强度设计
计算公式如下:
m≥2KT1⎛YFαYSα
2φdZ1⎝σF⎫
⎪⎪⎭
(1)确定计算参数1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.0×1.12×1×1.34=1.52)由图10—20c得σFE1=500MpaσFE2=380Mpa
3)由图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83KFN2=0.854)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.65;YFa2=2.2065)查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=1.58;YSa2=1.786)计算弯曲疲劳许用应力[σF]取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa
7)计算大、小齿轮的
YFaYSa
并加以比较σFYFa1YSa1
σF1
=2.65×1.58/296.43=0.014
YF2YS2
σF2
=2.206×1.78/230.71=0.017
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m≥2⨯1.5⨯2.61⨯10000
⨯0.017=1.32mm2
1⨯24
对比结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由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决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关。
取m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.72mm
则有Z1=d1/m=45.72/2=22.86取Z1=23则Z2=i2Zb1=3.62×23=83.26取Z2=84
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
4.几何尺寸计算
1)、计算中心距
a=(Z1+Z2)m/2=(23+84)×2/2=107mm2)、计算大、小齿轮的分度圆直径d1=mZ1=2×23mm=46mm
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- 皮带 输送 两级 齿轮 减速 传动 装置 设计 说明书