带式运输机传动装置设计完整版Word格式文档下载.docx
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10
1350
1400
1450
1500
1600
1.8
280
300
工作条件:
一班制,连续单向运转。
载荷平稳,室内工作,有粉尘。
使用期限:
10年
动力来源:
三相交流电(220V/380V)
运输带速度允许误差:
±
5%。
备注
设计计算说明书
一、传动方案拟定
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,工作为单班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
输送带拉力F=1200N;
带速V=1.7m/s;
滚筒直径D=270mm;
滚筒长度L=500mm。
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×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.982×
0.97×
0.99×
0.96
=0.885
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/(1000η总)
=1200×
1.7/(1000×
0.885)
=2.305KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×
1000V/(πD)
=60×
1000×
1.7/(π×
270)
=120.25r/min
按手册P7表1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’a=3~5。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=(6~20)×
120.25=721.5~2405.01r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
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:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
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Y132S-6。
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速960r/min。
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=960/120.25=7.98
2、分配各级传动比
(1)据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=3(单级减速器i=3~6合理)
(2)∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=7.98/3=2.66
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n0=n电机=960r/min
nI=n0/i带=960/2.66=360.9(r/min)
nII=nI/i齿轮=120.3(r/min)
nIII=nII=120.3(r/min)
计算各轴的功率(KW)
P0=P工作=2.305KW
P
=P0η带=2.305×
0.96=2.2128KW
=P
×
η齿×
η承=2.10KW
η承×
η联=2.10×
0.98×
0.99
=2.037KW
3计算各轴扭矩(N·
mm)
4To=9550×
P0/n0=9550×
2.305×
1000/960=22.93N·
m
T
=9550×
/n
2.2128×
1000/360.9
=58.55N·
2.10×
1000/120.3
=166.71N·
TIII=9550×
PIII/nIII
2.037×
=161.74N·
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选带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1
PC=KAP=1×
2.305=2.305KW
由课本P82图5-10得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为63~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=63
dd2=n1/n2·
dd1=960/360.9×
100=266mm
由课本P74表5-4,取dd2=270mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/270
=355.56r/min
转速误差为:
(n2-n2’)/n2=(360.9-355.56)/360.9
=0.0148<
0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=5.03m/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P84式(5-14)得
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(100+270)≤a0≤2×
(100+270)
所以有:
259mm≤a0≤740mm
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×
500+1.57(100+270)+(270-100)2/4×
500
=1595.35mm
根据课本P71表(5-2)取Ld=1600mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1595.35)/2
=502.325mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)/a×
57.30
=1800-(270-100)/×
502.325×
=1800-19.390
=160.610>
1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P1=0.97KW△P1=0.08KW
Kα=0.96KL=0.99
得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=2.305/【(0.97+0.08)×
0.96×
0.99】
=2.38
(6)计算轴上压力
由课本表查得q=0.1kg/m,单根V带的初拉力:
F0=[500PC/(ZV)]×
(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×
2.305/(3×
5.03)]×
(2.5/0.96-1)+0.1×
5.032N
=125.05N
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×
3×
125.05sin(160.610/2)
=739.58N
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在,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;
根据表选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3×
20=120
实际传动比I0=60/20=3
传动比误差:
(i-i0)/I=(3-3)/3=0%<
2.5%可用
齿数比:
u=i0=3
由表取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
2.1/120.3
=166708.23N·
mm
(4)载荷系数k
取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本查得:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
120.3×
8×
365×
=2.11×
108
NL2=NL1/i=2.11×
108/3=7.03×
107
由课本查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
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
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×
0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×
0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×
166708.23×
(3+1)/0.9×
3432]1/3mm
=97.8mm
模数:
m=d1/Z1=97.8/20=4.98mm
根据课本表取标准模数:
m=5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=5×
20mm=100mm
d2=mZ2=5×
60mm=300mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×
100mm=90mm
取b=90mmb1=90mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=90由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.28YSa2=1.69
(8)许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由设计手册查得:
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=2kT1/(bm2Z1)YFa1YSa1
1×
166708.23/(90×
52×
20)×
2.8×
1.55Mpa
=32.16Mpa<
[σF]1
σF2=2kT1/(bm2Z2)YFa1YSa1
60)×
2.28×
1.69Mpa
=9.52Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=5/2(20+60)=200mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/(60×
1000)=3.14×
120.3/(60×
1000)
=0.63m/s
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
根据设计手册例题,并查表10-2,取c=115
d≥115(2.2128/360.9)1/3mm=21.05mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=21.05×
(1+5%)mm=22.10
∴选d=23mm
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
工段:
d1=23mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=23+2×
1.5=29mm
∴d2=29mm
初选用7206c型角接触球轴承,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
段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=41mm
由手册得:
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(30+3×
2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=100mm
②求转矩:
已知T2=58554.28N·
③求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=1171.09×
tan200=426.24N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(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=213.12N
FAZ=FBZ=Ft/2=585.55N
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=213.12×
50=10.656N·
(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=585.55×
50=29.2775N·
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156N·
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P2/n2)×
106=58.55N·
(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
=[31.1562+(1×
58.55)2]1/2=66.32N·
(7)校核危险截面C的强度
σe=Mec/(0.1d33)=66.32/(0.1×
413)
=9.62MPa<
[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)
根据设计手册表取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
(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
初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。
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41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N·
③求圆周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N·
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×
271)2]1/2
=275.06N·
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×
453)
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
16×
8=48720小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
轴承内部轴向
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=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
根据课本表得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本表取fP=1.5
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
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
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本得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=FS2Fa=0
∴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
(3)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本表得:
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表取fP=1.5
903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
根据手册7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本表得:
ft=1
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
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得,选用C型平键,得:
键A8×
7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·
mh=7mm
σp=4T2/dhl=4×
48000/22×
7×
42
=29.68Mpa<
[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·
查手册P51选A型平键
键10×
8GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×
271000/35×
38
=101.87Mpa<
[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm
查手册P51选用A型平键
键16×
10GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
6100/51×
10×
34=60.3Mpa<
[σp]
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×
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
二、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。
三、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L-AN15润滑油。
四、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(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。