带式输送机传动系统减速器设计Word格式文档下载.docx
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5.1轴的材料和热处理的选择
5.2轴几何尺寸的设计计算
5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2轴的结构设计
5.2.3轴的强度校核
六轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核
6.2键的选择计算及校核
6.3联轴器的选择
七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构
尺寸的计算
7.1润滑的选择确定
7.2密封的选择确定
7.3减速器附件的选择确定
7.4箱体主要结构尺寸计算
参考文献
一、课题题目及主要技术参数说明
1.1课题题目
带式输送机传动系统中的减速器。
要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
输送带的最大有效拉力F=2400KN,输送带的工作速度V=1.6m/s,输送机滚筒直径D=450mm。
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温35℃,工作寿命10年,每年250工作日,大修期3年。
电力,三相交流,电压380/220V。
运输带速度允许误差-5%—+5%。
一般机械厂制造,小批量生产。
1.4传动系统方案的选择
图1带式输送机传动系统简图
二、减速器结构选择及相关性能参数计算
本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。
(一)工作机的功率Pw
=FV/1000=2400×
1.6/1000=3.84kw
(二)总效率
=
=0.96×
0.98×
0.99×
0.96×
0.99=0.868
(三)所需电动机功率
Pd=4.42
查《机械零件设计手册》得Ped=5.5kw
电动机选用Y160m1-8n满=720r/min
工作机的转速n=67.941
I总=10.597
取i带=3则i齿=3.532
电动机
选用:
Y-160m1-8
i带=3
=3.532
计算及说明
结果
(一)转速n
==720(r/min)
=/=/=720/3=240(r/min)=/=240/3.532=67.95(r/min)
==67.95(r/min)
(二)功率P
P0=4.421
P1=4.244
P2=4.118
P3=4.36
(三)转矩T
T0=58.64(N﹒m)
T1=168.883
T2=554.27(N﹒m)
T3=516.24(N﹒m)
将上述数据列表如下:
轴号
功率
P/kW
N/(r.min-1)
/
(N﹒m)
i
0
4.421
720
58.640
4
0.90
1
4.244
240
168.883
2
4.118
67.950
578.719
3.532
0.98
3
4.036
567.202
1
0.96
三、V带传动设计
查表得KA=1.0,则
PC=KAP=1.0×
5.5=6.05KW
按照任务书得要求,选择普通V带。
根据PC=6.05KW及n1=240r/min,查图确定选用B型普通V带。
(1)确定小带轮基准直径
根据图推荐,小带轮选用直径范围为112—140mm,选择dd1=140mm。
(2)验算带速
v=5.27m/s
5m/s<v<25m/s,带速合适。
(3)计算大带轮直径
dd2=idd1(1-ε)=3×
140×
(1-0.02)=411.6mm
根据GB/T13575.1-9规定,选取dd2=400mm
(1)初取中心距a0
得378≤a0≤1080,根据总体布局,取ao=800mm
(2)确定带长Ld:
根据几何关系计算带长得
==2469.36mm
根据标准手册,取Ld=2500mm。
(3)计算实际中心距
==815.32mm
3.5.验算包角
==161.73°
>120°
,包角合适。
3.6.确定V带根数Z
Z≥
根据dd1=140mm及n1=705r/min,查表得P0=1.69KW,ΔP0=0.22KW
中心距a=815.32mm
包角α=161.73°
包角合适
Kα==0.956
KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024
则Z≥=1.82,取Z=2
3.7.确定初拉力F0
F0=500
查表得q=0.17㎏/m,则
F0=192.03N
3.8.计算带轮轴所受压力Q
Q=2ZF0sin=2×
2×
192.03×
sin=758N
四、齿轮的设计计算
小齿轮选用45号钢,调质处理,HB=236
大齿轮选用45号钢,正火处理,HB=190
由《机械零件设计手册》查得
SHlim=1
由《机械零件设计手册》查得
ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1
由
PC=3.3KW
选用B型普通V带
dd1=140mm
v=5.17m/s,带速合适
dd2=411.6mm
取ao=800mm
取Ld=2500mm
(一)小齿轮的转矩
T1=168.876
(二)选载荷系数K
由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械原理与机械零件》教材中表得,取K=1.1
(三)计算尺数比
=3.532
(四)选择齿宽系数
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查《机械原理与机械零件》教材中表得,取=1
(五)计算小齿轮分度圆直径
≥766=72.521(mm)
(六)确定齿轮模数m
a=164.333
m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×
198.764
取m=2
(七)确定齿轮的齿数和
Z1=35.26取Z1=36
Z2=127.152取Z2=127
(八)实际齿数比
齿数比相对误差
Δ<
±
2.5%允许
(九)计算齿轮的主要尺寸
d1=72
d2=124
Z1=36
Z2=127
=72mm
=124mm
中心距
齿轮宽度
B1=B2+(5~10)=77~82(mm)
取B1=81(mm)
(十)计算圆周转速v并选择齿轮精度
V=0.904
根据设计要求齿轮的精度等级为7级。
(一)由3.2.1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力
(二)计算两齿轮齿根的弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
=2.65
=2.18
比较的值
/[]=2.65/244=0.0109>
/[]=2.19/204=0.0107
计算大齿轮齿根弯曲应力为
a=163mm
B1=72mm
B2=81mm
V=0.590
(m/s)
定为IT7
齿轮的弯曲强度足够
齿顶圆直径由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25
齿距P=2×
3.14=6.28(mm)
齿根高
齿顶高
齿根圆直径
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下:
轴孔直径d=50
轮毂直径=1.6d=1.6×
50=80
轮毂长度L=81
轮缘厚度δ0=(3~4)m=6~8(mm)取=8
轮缘内径=-2h-2=204-2×
4.5-2×
8
强度足够
=76mm
=258mm
h=4.5mm
S=3.14mm
P=6.28mm
hf=2.5mm
ha=2mm
df1=67mm
df2=249mm
=233(mm)
取D2=234(mm)
腹板厚度c=0.3=0.3×
81=24.3取c=15(mm)
腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(80+234)=157(mm)
腹板孔直径=0.25(-)=0.25(180-80)
=38.5(mm)
取=38(mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×
2=1
五、轴的设计计算
由《机械零件设计手册》中的图表查得
选45号钢,调质处理,HB217~255
=650MPa=360MPa=280MPa
4.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
主动轴=c=115=29.96
从动轴=c=115=45.17
考虑键槽=23.44×
1.05=31.458
考虑键槽=37.14×
1.05=47.428
选取标准直径=32
选取标准直径=48
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要,同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
主动轴的强度校核
圆周力==2000×
158.872/204=4486.19N
径向力=tanα=1557.57×
tan20°
=1615.028N
由于为直齿轮,轴向力=0
作主动轴受力简图:
(如下图所示)
L=98mm
==0.5=0.5×
4486.19=2243.095
=0.5L=90.845
==0.5=0.5×
1615.028=807.514
=0.5L=807.514×
81×
0.5/1000=32.71
转矩T=168.883
校核
===96.55
===96.55
由图表查得,=55MPa
d≥10=10=25.99(mm)
考虑键槽d=25.99mm<
30m