还剩9页未读,继续阅读
本资源只提供10页预览,全部文档请下载后查看!喜欢就下载吧,查找使用更方便
文本内容:
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=
0.862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(r/min)传动装置的传动比KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-
6310009607.
932.632Y100l2-
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-
44、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.
682、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(r/min)nI=nm/i带=1420/3=
473.33r/minnII=nI/i齿=
473.33/
3.89=
121.67r/min滚筒nw=nII=
473.33/
3.89=
121.67r/min
2、计算各轴的功率(KW)PI=Pd×η带=
2.76×
0.96=
2.64KWPII=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•mTI=
9.55p2入/n1=9550x
2.64/
473.33=
53.26N•mTII=
9.55p2入/n2=9550x
2.53/
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=
2.76KWPC=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=95mmdmin=75dd2=i带dd11-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=500mmLd=2a0+πdd1+dd2/2+dd2-dd12/4a0=2×500+
3.1495+280+280-952/4×450=
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=497mm4验算小带轮包角α1=1800-
57.30×dd2-dd1/a=1800-
57.30×280-95/497=
158.6701200(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=
1.4KWi≠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=
0.99Z=PC/[P1+△P1KαKL]=
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=500x
3.3/[3x
7.
062.5/
0.94-1]+
0.10x
7.062=
134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sinα1/2=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×kT1u+1/φdu[σH]21/3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=
1.13转矩T1T1=
9.55×106×P1/n1=
9.55×106×
2.61/
473.33=52660N•mm4载荷系数k:取k=
1.25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=
1.36x109N2=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=500x
1.05/1=525Mpa故得d1≥6712×kT1u+1/φdu[σH]21/3=
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=
2.56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=50mmd2=mZ2=
2.5×78mm=195mm齿宽b=φdd1=
1.1×50mm=55mm取b2=55mmb1=60mm7复合齿形因数YFs由课本
[1]图6-40得YFS1=
4.35YFS2=
3.958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aa=d1+d2/2=50+195/2=
122.5mm10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=650Mpaσs=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/
121.671/3mm=
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=50mmII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)=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mmⅤ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=96mm6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=48mm1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=
0.37NFAZ=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•m4绘制合弯矩图(如图d)MC=MC12+MC221/2=(
17.762+
48.4821/2=
51.63N•m5绘制扭矩图(如图e)转矩T=
9.55×(P2/n2)×106=
198.58N•m6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+αT2]1/2=[
51.632+
0.2×
198.582]1/2=
65.13N•m7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=650Mpaσs=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/
473.331/3mm=
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2mm2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=50mm1求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=
0.76/2=
0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=
2.13/2=
1.065N2截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=
0.38×100/2=19N•m3截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=
1.065×100/2=
52.5N•m4计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(192+
52.52)1/2=
55.83N•m5计算当量弯矩根据课本P235得α=
0.4Mec=[MC2+αT2]1/2=[
55.832+
0.4×
53.262]1/2=
59.74N•m6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Lh=10×300×16=48000h1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=
121.67r/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=682N2∵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=682N3求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N=
0.63FA2/FR2=682N/1038N=
0.63根据课本P265表(14-14)得e=
0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR2ex2=1y1=0y2=04计算当量载荷P
1、P2根据课本P264表(14-12)取fP=
1.5根据课本P264(14-7)式得P1=fPx1FR1+y1FA1=
1.5×1×1083+0=1624NP2=fpx2FR1+y2FA2=
1.5×1×1083+0=1624N5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=106ftCr/Pε/60n=1061×31500/16243/60X
121.67=998953h48000h∴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Lh=10×300×16=48000h
(1)已知nI=
473.33r/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=
711.8N2∵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=
711.8N3求系数x、yFA1/FR1=
711.8N/
711.8N=
0.63FA2/FR2=
711.8N/
711.8N=
0.63根据课本P265表(14-14)得e=
0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR2ex2=1y1=0y2=04计算当量载荷P
1、P2根据课本P264表(14-12)取fP=
1.5根据课本P264(14-7)式得P1=fPx1FR1+y1FA1=
1.5×1×1129+0=
1693.5NP2=fpx2FR1+y2FA2=
1.5×1×1129+0=
1693.5N5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=106ftCr/Pε/60n=1061×19500/
1693.53/60X
473.33=53713h48000h∴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10×40GB1096-792.键的强度校核大齿轮与轴上的键键14×45GB1096-79b×h=14×9L=45则Ls=L-b=31mm圆周力Fr=2TII/d=2×198580/50=
7943.2N挤压强度=
56.93125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度=
36.60120MPa=[]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=82箱盖壁厚z1=
0.02a+1=
0.02×
122.5+1=
3.45取z1=83箱盖凸缘厚度b1=
1.5z1=
1.5×8=124箱座凸缘厚度b=
1.5z=
1.5×8=125箱座底凸缘厚度b2=
2.5z=
2.5×8=206地脚螺钉直径df=
0.036a+12=
0.036×
122.5+12=
16.41取187地脚螺钉数目n=4因为a2508轴承旁连接螺栓直径d1=
0.75df=
0.75×18=
13.5取149盖与座连接螺栓直径d2=
0.5-
0.6df=
0.55×18=
9.9取1010连接螺栓d2的间距L=150-20011轴承端盖螺钉直d3=
0.4-
0.5df=
0.4×18=
7.2取812检查孔盖螺钉d4=
0.3-
0.4df=
0.3×18=
5.4取613定位销直径d=
0.7-
0.8d2=
0.8×10=814df.d
1.d2至外箱壁距离C115Df.d216凸台高度根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准17外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)18齿轮顶圆与内箱壁间的距离>
9.6mm19齿轮端面与内箱壁间的距离=12mm20箱盖,箱座肋厚m1=8mmm2=8mm21轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3D~轴承外径22轴承旁连接螺栓距离尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准,一般取S=D
2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν12m/s,当m20时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm
2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑
3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油
4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB
894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定
十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。