带式运输机传动装置.Word格式.doc
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传动零件、轴的设计计算;
轴承、联结件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算;
机体结构及其附件的设计;
绘制装配图及零件工作图;
编写计算说明书。
三、课程设计的要求
一、原始数据
题号
参数
D1
运输带工作拉力F/N
2400
运输带工作速度v/(m/s)
1.0
卷筒直径D/mm
380
二、工作条件与计算要求
连续单向运转,载荷有轻微振动。
运输带速度允许误差±
5%;
两班制工作,3年大修,使用期限15年。
(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。
)
三、设计任务量
1)减速器装配图1张(0号或1号);
2)零件工作图1~3张;
3)设计说明书1份。
1-电动机 2-蜗杆减速器 3-联轴器 4-卷筒 5-运输带
四.设计计算
1.电动机的选择
(1).按工作要求和条件,选用三相异步电动机,电压380V,Y型。
(2).选择电动机容量
电动机所需的工作功由=式中:
、、、、
分别为带传动、轴承、单级蜗杆、联轴器和卷筒的传动效率。
取=0.96,=0.98(滚子轴承),=0.90(蜗杆,不包括轴承效率),=0.99(滑块联轴器),=0.96,则
==0.80
所以===3kW
(3).确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
n===51
按《机械设计课程设计指导手册》推荐的传动比合理范围,去V带传动比的传动比=2~4,单级蜗杆传动比=10~40,则总传动比=20~160,故电动机转速的可选范围为n=·
n=(20~160)×
96=1920~15360符合这一范围的同步转速是3000r/min。
查《机械设计课程设计手册》表2.2可得如下表的1种传动方案
方案
电动机型号
额定
kW
电动机转速
电动机重量
N
同步转速
满在转速
1
Y112M-2
4
3000
2890
45
由各因素考虑而选择1号方案。
2传动装置的数据处理
由前面的传动计算可得传动装置的总传动比==2890/51=57。
由式=·
来分配传动装置的传动比,式中、分别为带传动和减速器的传动比。
由《机械设计课程设计指导书》表(常用传动机构的性能及使用范围)V带的传动比=3,则减速器的传动比为
==57/3=19
(1).确定各轴转速
轴==2890/3=963
Ⅱ轴==963/19=50.7
卷筒轴==50.7
(2).确定各轴输入功率
Ⅰ轴=·
=·
=3×
0.96=2.88kw
Ⅱ轴=·
·
=2.88×
0.98×
0.90=2.54kw
卷筒轴=·
=2.54×
0.99=2.46kw
式中、、分别为相邻两轴间的传动效率;
(3).确定各轴的转距
电动机的转距=9550=9550×
3.9/2890=9.91N·
m
Ⅰ轴=·
=9.91×
3×
0.96=28.54N·
Ⅱ轴=·
=28.54×
19×
0.90=478.29N·
卷筒轴=·
=478.29×
0.99=460.03N·
轴名
效率P
KW
转距T
N·
转速n
传动比
i
效率
输入
输出
电动机轴
3.0
3.82
3
0.98
Ⅰ轴
2.88
2.82
28.54
36.35
963
Ⅱ轴
2.54
2.49
478.29
320.67
50.7
19
卷筒轴
2,。
46
2.44
460.03
314.29
1.00
0.99
3、带的设计
普通v带的计算功率
选择带型
确定主动齿轮的基准直径
确定从动齿轮的基准直径
验算带的速度v
带的基准长度
确定中心距a
实际中心距a
验算主动轮上的包角
确定带的跟数
确定预紧力
作用在轴上的压力
根据《机械设计》查的工作情况系数=1.2
则=1.2×
4=4.8KW
根据和n1由《机械设计》选择SPZ=63~100型窄V带
根据《机械设计》选择小带轮基准直径=90mm
根据公式从动齿轮的基准直径
=i=3*90=270mm
根据表选择,取=280mm
根据公式带的速度v=
π×
×
N1/(60×
1000)=π×
90×
2890/(60×
100)=13.619m/s
2+(+)+
=2×
500+(280+90)+
=1583㎜由表8-2选带的基准长度为1640mm
根据0.7(+)2(+)
0.7(90+270)2(90+270)
252720取=500㎜
a+=500+29.5=529.5㎜
==159.3°
>
所以符合要求
Z=
查《机械设计》表得=0.95查同页表得=0.99
由N1=2890r/min,=90mm,i=3.0查表8-5c和表8-5d得=1.64kw=0.34kw
所以Z=4.8/[(1.64+0.34)*0.95*0.99]=2.58
取z=3根
=查《机械设计》表得q=0.07
=
=115.32N
=2ZSin=681.41N
=4.8KW
选择SPZ
=90mm
=270mm
==13.619m/s
=1640mm
=500㎜
a=529.5mm
=159.3°
Z=3
=681.41N
4蜗杆蜗轮的设计
1)选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
2)选择材料
考虑到蜗杆的传动传递的功效率不大,速度只是中等,鼓蜗杆用45钢,因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45∽55HRC。
蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。
为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3)设计计算
计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度设计计算
相关公式来源于《机械设计》
初步计算
使用系数
动载荷系数
齿向载荷系数K∞
载荷系数K
弹性影响系数
接触系数Zρ
基本许用应力
[σH]^
应力循环次数N
寿命设计计算KHN
许用应力载荷
[σH]
中心距a
查《机械设计》得:
转速不高选;
=1.05
载荷平稳选K∞=1;
选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配;
选蜗杆分度圆直径和传动中心距的比为0.35;
查《机械设计》图;
蜗轮材料为铸锡磷青铜,蜗杆螺旋齿面硬度>
45HRC;
查《机械设计》表;
N=60jn2Lh其中j为蜗轮每转一转每个轮齿啮合的次数;
n2为蜗轮转速;
Lh为工作寿命;
N=60×
1×
963×
1200÷
10=6900000
根据《机械设计》公式
=1.15
K∞=1
K=1.7
=160MPa
Zρ=2.9
=158MPa
N=6900000
KHN=0.59
[σH]=268MPa
a>
275mm
校核计算:
275mm取a=275mm,因i=10,故从《机械设计》表11-2中取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径d1=110mm。
计算项目
计算内容
计算结果
蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸
模数m
蜗杆分度圆直径d1
蜗杆头数z1
蜗杆直径系数q
分度圆倒程角γ
蜗杆轴向齿距pa
蜗杆齿顶圆直径da1
蜗杆齿根圆直径df1
蜗杆轴向齿厚sa
蜗轮齿数z2
蜗轮变位系数x2
蜗轮分度圆直径d2
蜗轮喉圆直径da2
蜗轮齿根圆直径df2
蜗轮咽喉母圆半径rg
根据《机械设计》查表
根据《机械设计》查表得pa=πm
=3.14*8
根据《机械设计》查表得da1=d1+2ha1=80+2*1*8
根据《机械设计》查表得df1=d1-hf1
=80-2*(8+0.25)=90.8mm
根据《机械设计》表得sa=1/2mπ=1/2*3.14*8
根据《机械设计》查表得d2=mz2
=8*20
根据《机械设计》查表得da2=d2+2ha2=176mm
根据《机械设计》查表得df2
=d2-2hf2=140.8mm
根据《机械设计》第245页表11-3得rg2
a-1/2da2
M=8
d1=110mm
z1=2
q=13.75
γ=11°
18′36″
pa=25.12mm
da1=126mm
df1=90.8mm
sa=12.56mm
z2=20
x2=-0.375
d2=160mm
da2=176mm
df2=140.8mm
rg2=187mm
验算传动比i=z1/z2=20/2=10
这时传动比误差为(11。
7-11)/11=0。
063
=6.3%,是允许的。
计算项目
计算结果
计算项目
计算内容
精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089-1988圆住蜗杆,蜗轮精度中的选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988。
8级精度
8f
5.轴的设计计算
一.输出轴的设计
材料选择45钢
已知条件:
Ⅱ轴==963/10=50.7
Ⅱ轴=·
=2.54kw
Ⅱ轴=·
=478.92N·
初步确定轴的最小直径dmin
联轴器的选择
按《机械设计》公式dmin=,根据表取=112,
dmin==41.3mm
输出轴的最小直径显然上安装联轴器的直径d1-2与联轴器的孔径相适应,故需要同时选择联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查表,考虑到转矩很小故取KA=1.3则:
Tca=KAT2=1。
478290=621777N·
mm
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查《机械设计课程设计手册》《滑块联轴器(JB/ZQ4384-1997)》
选择WH7型滑块联轴器其公称转矩为9000000N·
。
半联轴器的孔径d1=50mm,故取d1-2=50mm;
半联轴器的长度L=122mm半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=85mm
dmin=41.3mm
d1=50mm
d1-2=50mm;
L=122mm
2.轴的结构设计
轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段长度;
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径d2-3=48mm;
左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=52mm。
半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=85mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2段的长度比L1略短一些,现取l1-2=82mm。
2)初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d2-3=58mm,由《机械设计课程设计手册》第75页表6-7选择0基本游戏组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210,其尺寸为d×
D×
T=50mm×
90mm×
21.75mm,故d3-4=d7-8=50mm;
而l7-8=23mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
,由《机械设计课程设计手册》查得30212安装尺寸为d6-7=60mm。
3)取安装蜗轮处的轴段4-5的直径d4-5=64mm;
蜗轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知蜗轮轮彀的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮,此轴段应略短于轮彀宽度,故取l4-5=76mm。
蜗轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h>
0.07d,取h=6mm,则轴环处的直径d5-6=76mm。
轴环宽度b>
1.4h,取l5-6=12mm。
4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l2-3=50mm
5)取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时应该距离箱体内壁一段距离s,取s=8mm,则
l3-4=T+s+a+(80-76)=22+8+16+4=55mm
l6-7=a+s-l5-6=16+8-12=12mm
l1-2=82mm。
d2-3=58mm
l2-3=82mm
d3-4=60mm
l3-4=55mm
d4-5=64mm
l4-5=76mm
d5-6=76mm
l5-6=10mm
d6-7=60mm。
l6-7=12mm
d7-8=60mm
l7-8=23mm
3.轴上零件的周向定位
轴上零件的周向定位
蜗轮,半联轴器的周向定位均采用平键连接。
按d4-5查机械设计课程设计手册》第53页表4-1得b×
h=14mm×
9mm,键槽铣刀加工,长为63mm(标准键长),同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性,故选择蜗轮轮彀与轴的配合H7/n6;
同样,半联轴器与轴的联结,选用平键为16mm×
10mm×
70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
蜗轮与轴
b×
9mm
H7/n6
半联轴器与轴
16mm×
70mm
H7/k6
4.确定轴上圆角和倒角尺寸
确定轴上圆角和倒角尺寸
查《机械设计》第357页表15-2,取轴端倒角为
2×
45°
,各轴肩的圆角半径见图
轴的受力简图
5.轴上的载荷
作用在蜗轮上的力
圆周力Ft
径向力Fr
轴向力Fa
支反力F
弯矩M
总弯矩M1M2
扭矩T
Ft=2T2/d2=2×
478290/160N=5741N
Fr=2T1/d1=2×
621777/110=7928N
Fa=Ft×
tanβ=5741×
tan11.8°
=1168N
水平面FNH1=985N
FNH2=756N
垂直面FNV1=948N
FNV2=-20N
水平面MH=124047N·
垂直面MV1=60984N·
MV2=-1640N·
M1=138227N·
M2=124057N·
=478290N·
Ft=5741N
Fr=7928N
Fa=1168N
FNH1=985NFNH2=756N
FNV1=948NFNV2=-20N
MH=124047N·
MV1=60984N·
MV2=-1640N·
6.校核轴的强度
按弯扭合成应力校核轴的强度σca
进行校
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- 运输机 传动 装置