机械课程设计说明书带式运输机传动装置Word格式.docx
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本设计采用的是单级直齿轮传动。
一、设计任务
具体要求:
1、
电动机类型确定
2、
单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算
3、
编写一份设计说明书
4、
装配图一张(1号图纸)、齿轮及轴的零件图各一张
二、计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)
工作条件:
使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)
原始数据:
滚筒圆周力F=4200N;
带速V=0.85m/s;
滚筒直径D=600mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×
η4轴承×
η闭式齿轮×
η联轴器×
η滚筒×
η开式齿轮
=0.96×
0.994×
0.97×
0.99×
0.96×
0.95
=0.81
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=4200×
0.85/1000×
0.81
=4.421KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×
1000V/πD
=60×
1000×
0.85/π×
600
=27.07r/min
按手册推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3~6。
取V带传动比I’2=2~4,则总传动比理时范围为I‘a=18~144。
故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×
n筒=487~4954r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,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
。
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Y132M2-6。
其主要性能:
额定功率:
5.5KW,满载转速960r/min,质量84kg。
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=960/27.07=35.46
2、分配各级伟动比
取V带,圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8(单级减速器i=3~6合理)
∵i总=i齿轮×
iV带×
i减速器
∴iV带=i总/(i齿轮i减速器)=35.46/3.84=2.456
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
V带高速轴
nI=n电机=960r/min
减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9(r/min)
减速器低速轴nIII=nII/i减速器=390.9/3.8=102.9(r/min)
传动滚筒轴
nIV=nIII/i齿轮=102.9/3.8=27.07(r/min)
计算各轴的输入功率(KW)
V带低速轴
PI=P工作=5.5KW
减速器高速轴
PII=PI×
η带=5.5×
0.96=5.28KW
减速器低速轴
PIII=PII×
η轴承×
η齿轮=5.07KW
开式齿轮高速轴PIV=PIII×
η联轴器
=5.07×
0.99=4.97KW
滚筒轴
PV=PIV×
=4.97×
0.95=4.67KW
计算各轴扭矩(N·
m)
电动机输出轴
TI=9.55×
106PI/nI
=9.55×
103×
5.5/960=54.714N·
m
TII=9.55×
106PII/nII
106×
5.28/390.9=128.995N·
TIII=9.55×
106PIII/nIII
5.09/102.9=470.539N·
开式齿轮高速
TIV=9.55×
106PIV/nIII
=9550×
4.97/102.9=461.289N·
TV=9.55×
106PV/nIV
=9550×
4.67/27.07=1647.525N·
五、传动零件的设计计算
皮带轮传动的设计计算
选择普通V带截型
由课本P205表13-6得:
kA=1.1
PC=KAP=1.1×
5.5=6.05KW
由课本P205图13-15得:
选用A型V带
确定大小带轮基准直径,并验算带速
由课本表13-7得,推荐的小带轮基准直径为75mm
则取dd1=125mm>
dmin=75
dd2=n1/n2·
dd1=960/309.9×
125=306.9mm
由课本P74表5-4,取dd2=300mm
实际从动轮转速n2‘=n1dd1/dd2=960×
125/300
=400r/min
转速误差为:
n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9
=-0.023<
0.05(允许)
验算带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
125×
960/60×
=6.28m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)
确定带长和中心矩
根据课本P195式(13-2)得
0.
7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
7(125+300)≤a0≤2×
(125+300)
取a0=650mm
由课本P195式(13-2)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=1979.4mm
根据课本P202表(13-2)取Ld=2000mm
根据课本P206式(13-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=660mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=1650>
1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P203表(13-3)P1=1.37KW
根据课本P204表(13-4)△P1=0.11KW
根据课本P8204表(13-5)Kα=0.96
根据课本P202表(13-2)KL=1.03
由课本P204式(13-15)得
Z=PC/P‘=PC/(P1+△P1)KαKL
=4.13
(6)计算轴上压力
由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m,由式(13-17)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=158.5N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)
FQ=2ZF0sinα1/2=1571N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS,取250HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;
根据课本P162表11-2选9级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
σHlimZ1=680Mpa
σHlimZ2=560Mpa
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
σFlim1=240Mpa
σFlim2=190Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
[σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa
=618.2Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa
=509.1Mpa
[σF]1=σFlim1/SF=240/1.3Mpa
=184.6Mpa
[σF]2=σFlim2/SF=190/1.3Mpa
=146.2Mpa
(2)按齿面接触疲劳强度计算中心距a
T1=128995N·
mm
选取载荷系数K=1.4
齿宽系数φa==0.4
u=i齿=3.8
则a>
=(u+1)3(335/[σH]2*KT1/uφa=178.5
(3)确定齿数和模数
传动比i齿=3.8
取小齿轮齿数Z1=35。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=133
实际传动比I0=3.31
传动比误差:
i-i0/I=1%<
2.5%可用
模数:
m=2a/Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm
根据课本表4-1取标准模数:
m=2.5mm
确定中心距a=m/2(Z2+Z1)=210mm
(4)齿宽b=φdd1=0.4*210=84
取大齿轮宽为84mm小齿轮齿宽89mm
(5)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P167图(11-9)得YF1=2.5YF2=2.14
σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14Mpa≤[σF1]
σF2=σF1YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2]安全
(6)齿轮的几何尺寸计算
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×
35mm=87.5mm
d2=mZ2=2.5×
133mm=332.5mm
齿顶圆直径:
da1=d1+2m=87.5+5=92.5mm
da2=d2+2m=332.5+5=337.5mm
全齿高:
h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm
(7)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
87.5×
390.9/60×
=1.79m/s
选8级精度合宜
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据课本P230(14-2)式,并查表14-2,取c=115
d≥115(5.28/390.9)1/3mm=27.4mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=27.4×
(1+5%)mm=28.8mm
∴选d=30mm
2、轴的结构设计
(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,右面用套筒轴向固定,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,则采用过渡配合固定
(2)确定轴各段直径和长度
d1=30mmL1=72mm
d2=36mmL1=58mm
d3=43mmL1=43mm
d4=50mmL4=87mm
d5=58mmL5=7mm
d6=36mmL1=4mm
d7=43mmL1=25mm
初选用深沟球承6209d=45D=85B=19Cr=24.5
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=87.5mm
②求转矩:
已知T1=128995N·
mm
③求圆周力:
Ft
根据课本P163(11-1)式得
Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=2948.457×
tan200=1073.2N
⑤强度校核
(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=536.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N
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=536.6×
50=9.1N·
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1474.229×
50=25N·
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P2/n2)×
106=48N·
(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=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×
48)2]1/2=54.88N·
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P230页式(14-2),表(14-2)取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm
d=45.31×
(1+5%)mm=47.6mm
取d=50mm
(1)轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
d1=50mmL1=70mm
d2=56mmL1=60mm
d3=63mmL1=45mm
d4=70mmL4=80mm
d5=76mmL5=7mm
d6=63mmL1=30mm
d7=72mmL1=4mm
初选用深沟球承6213d=65D=120B=23Cr=44.0
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=332.5mm
已知TIII=470.539N·
③求圆周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×
470.539×
103/332.5=2830.3N
④求径向力Fr根据课本P163(11-1)式得
tanα=2830.3×
0.36379=1030.1N
⑤校核
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=515.1×
94.5/2*1000=23.34N·
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1415.2×
94.5/2*1000=66.87N·
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(23.342+66.872)1/2
=70.83N·
(5)计算当量弯矩:
α=0.6
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[70.832+(0.6*470.5)2]1/2
=291.1N·
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d3)=291.1/(0.1×
543)
=18.5Mpa<
[σob]=70Mpa
∴此轴强度足够
七滚动轴承的选择
1、计算输入轴承
选用6209型深沟球轴承,其内径d为45mm,外径D为85mm,宽度B为19mm.Cr=24.5kN
根据根据条件,轴承预计寿命
16×
365×
8=48720小时
(1)已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为6209型深沟球轴承
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2
Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N
FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表(11-8)得e=0.68
FA1/FR1<
e
x1=1
FA2/FR2<
e
x2=1
y1=0
y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表(11-9)取fP=1.5
根据课本P262(11-6)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×
(1×
500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2
故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264(11-10c)式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×
23000/750.3)3
=1047500h>
48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
选6213型深沟球轴承,其内径d为65mm,外径D=120mm,宽度B为23mmCr=44.0kN
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0
FR=FAZ=903.35N
试选6213型深沟球轴承
根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×
903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=569.1N
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表(11-8)得:
e=0.68
∵FA1/FR1<
∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
∴x2=1
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表(11-9)取fP=1.5
根据式(11-6)得
903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×
(5)计算轴承寿命LH
故P=1355
ε=3
根据手册P71
7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264表(11-10)得:
ft=1
根据课本P264
(11-10c)式得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/76.4×
30500/1355)3
=2488378.6h>
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
1、带轮与输入轴采用平键
轴径d1=30mm,L1=75mm
查手册得单圆头普通平键用于轴端,选用C型平键,得:
b×
h=8×
7
l=L1-b=75-8=67mm
T2=129N·
m
h=7mm
σp=4TⅡ/dhl=4×
128995/30×
7×
67
=36.67Mpa<
[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d4=50mm
L4=87mm
TⅡ=128.995N·
查手册10-9
选A型平键
键14×
9
l=L4-b=87-14=73mm
h=9mm
σp=4T/dhl=4×
128995/50×
9×
73
=15.71Mpa<
[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮联接用平键联接
轴径d4=70mm
L4=82mm
TⅢ=470.539N.m
查手册选用A型平键
键20×
12
l=L4-b=82-20=62mm
h=12mm
σp=4TⅢ/dhl=4×
470539/70×
12×
62
=36.14Mpa<
[σp]
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=50mm
L1=75mm
查手册
选C型平键
键16×
10
l=L1-b=75-16=59mm
h=10mm
470539/16×
10×
59
=101.87Mpa<
减速箱体结构
1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件,其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。
尺寸列入下表,单位mm。
符号
名称
尺寸
备注
σ
底座壁厚
10
不
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