带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案Word文件下载.docx
《带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案Word文件下载.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案Word文件下载.docx(28页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
![带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案Word文件下载.docx](https://file1.bdocx.com/fileroot1/2023-1/30/bc97f421-16d7-449f-87ea-65aaa82849f5/bc97f421-16d7-449f-87ea-65aaa82849f51.gif)
稍有振动,输送带单向工作,两班工作制,使用10年,输送带速度误差±
5%
设计工作量
:
设计说明书一份
减速器装配图1张
零件工作图1~3张
设计书说明书1份
原始数据
已知条件
数据
输送带拉力
900
输送带速度
2.5
滚筒直径
400
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异
步电动机
滚筒的功率:
Pw=F×
V/1000
=900×
2.5/1000
=2.25kw
电动机输出功率:
Pd=Pw/η
又因为η=η1η2η3η4η5
=0.96×
0.99×
0.97×
0.96
=0.8762
Pd=PW/η
=2.25/0.8762=2.6KW
电动机的额定功率:
P=(1.0-1.3)Pd=2.6-3.38KW
电动机的额定功率为3KW
滚筒转速:
NW=60×
1000V/πD
=60×
2.5×
1000/(3.14×
400)
=119.426r/min
确定总传动比的范围电动机的转速n;
按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1’=(2-4),单级圆柱齿轮传动比i2’=(3-5),总的传动比范围为:
i=i1×
i2
=(2~4)×
(3~5)=6~20
n=(6~20)×
119.426r/min
=716.58~2388.6r/min
在该范围内电动机的转速有:
750r/min、1000r/min、1500r/min,取电动机同步转速为1000r/min,因此选择电动机行型号为:
Y132S-6
同步转速1000r/min
满载转速:
960r/min,
额定功率3KW
额定转矩2.0。
质量65kg
PW=2.25KW
Pd=2.6kw
Nw=119.426r/min
同步转速为1000r/min
额定功率为3kw
1、
计算总传动比
2、
各级传动比分配
i=nm/nw=960/119.426=8.038
为使V带传动的外部尺寸不至于过大,初选传动比i=3.2。
则齿轮传动比为:
i2=i/i1=8.038/3.2=2.512
i1=3.2
i2=2.512
三、各轴运动参数和动力参数的计算
1、d轴(电动机轴)
2、1轴(高速轴)
3、2轴(低速轴)
4、3轴(滚筒轴)
Pd=2.6KW
nd=960r/min
Td=9550Pd/nd
=9550×
2.6/960=25.86N.m
P1=P0×
η1=2.6×
0.96=2.496KW
n1=nd/i1=960/3.2=300r/min
T1=9550P1/n1=9550×
2.496/300=79.456N.m
P2=P1×
η2η3
=2.496×
0.97=2.397KW
n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min
T2=9550P2/n2
=9550×
2.397/119.427=191.68N.m
P3=P2×
η3×
η4
=2.397×
0.99=2.3018KW
N3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550×
2.3/119.427=183.93N.m
参
数
轴
号
d轴
1轴
2轴
3轴
功P(KW)
2.6
2.496
2.397
2.3018
转速n(r/min)
960
300
119.427
转矩T(N.m)
25.86
79.456
191.68
183.93
传动比i
3.2
2.512
1
效率
0.97
Pd=2.6KW
nd=960r/min
P1=2.496KW
n1=300r/min
T1=79.456N.m
P2=2.397KW
n2=119.427r/min
T2=191.68N.m
P3=2.3018KW
N3=119.427r/min
T3=183.93N.m
四、V带传动设计
1、确定设计功率PC
2、选择普通V带型号
3、确定带轮基准直径dd1、dd2。
4、验证带速V
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a。
6、
校核小带轮包角α1
7、
确定V带根数Z
8、
求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
9、
带轮的结构设计
10、设计结果
由<
<
机械设计基础>
>
表4-5得KA=1.3
PC=KAP=1.3×
3=3.9KW
根据PC=3.9KW,nd=960r/min。
由图4-9应选A型V带。
由《机械设计基础》图4-4取dd1=100mm,
dd1=100>ddmin=75mm
dd2=nddd1/n1=960×
100/300
=320mm
按表4-4取标准直径dd2=315mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为:
i=dd2/dd1=315/100=3.15
n2=n1/i=960/3.15=304.7
从动轮的转速误差为(304.7-300)/300=0.015%
在±
5%以内,为允许值。
V=πdd1n1/60×
1000=(100×
π×
960)/(60×
1000)m/s=5.024m/s
带速在5~25m/s范围内。
由式(4.13)得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(100+315)≤a0≤2(100+315)
290.5≤a0≤830
取a0=700
由式(4-14)得
L0=2a0+(dd1+dd2)π/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
700+(100+315)π/2+(315-100)2/(4×
700)
=1482.6mm
由表4-2选取基准长度Ld=1600mm
由式(4-15)得实际中心距a为
a≈a0+(Ld-L0)/2
=700+(1600-1482.6)/2
=758.7mm≈759mm
中心距a的变动范围为
amin=a-0.015Ld
=759.7-0.015×
1600
=735.7mm
amax=a+0.03Ld=758.7+0.03×
1600=1238.7mm
由式(4-17)得
α1=180o-(dd1-dd2)/α×
57.3o
=180o-57.3o×
(315-100)/758.7
=163.76o>120o
由式(4-18)得
Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL
根据dd1=100mm,n1=960r/min,查表4-6得,P0=0.95kw
取P0=0.95kw
P0=0.95kw
由式(4-6)得功率增量△P0为
△P0=0.11kw
由表4-7查的Ka=0.97
查表4-2得Kl=0.99,则
Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL
=3.9/(0.95+0.11)×
0.99
=3.83
Z=3.83根
取整得根数
由表4.1查得A型普通V带的每M长质量q=0.10kg/m,根据式(4.19)得单根V带的初拉力为
F0=500pc/Zv×
(2.5/Ka-1)+qv2
=154.6
由式(8.20)可得作用在轴上的压力FQ为
FQ=2×
F0Zsin(163.76o/2)
=2×
154.6×
4×
sin(163.76o/2)
=1224.31N
按本章进行设计(设计过程略)。
选用4根A-1600GBV带,中心距a=759mm,带轮直径dd1=100,dd2=315mm,轴上压力FQ=1224.31N。
KA=1.3
Pc=3.9kw
dd1=100mm
dd2=315mm
i=3.15
n2=304.7
V=5.024m/s
a0=700
Ld=1600mm
a≈759mm
amin=735.7mm
amax=1238.7mm
α1=163.76o
P0=0.95kw
Kα=0.97
Kl=0.99
Z=4
F0=154.6N
FQ=1224.31N
结果选择4根A-1600GB1V带。
五、齿轮传动设计
设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动,已知:
传递功率P1=2.496KW电动机驱动,小齿轮转速n1=300r/min,大齿轮转速n2=119.427r/min,传递比i=2.512,单向运转,载荷变化不大,使用期限十年,两班工作。
设计步骤
计算方法和内容
1、选择齿轮材料及精度等级。
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、
按齿根弯曲疲劳强度校核
小齿轮选用45调质钢,硬度为230HBS;
大齿轮选用45钢正火,硬度为200HBS。
因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式(5.28)求出d1值。
确定有关参数与系数:
(1)
转矩T1
T1=9.55×
106P/n
=79456N.mm
(2)
载荷系数K
查表5.7取K=1.1
(3)
齿轮Z1和齿宽系数
小齿轮的齿数z1取为25,则大齿轮齿数Z2=2.512×
25=62.8。
故Z2=63
(4)
许用接触应力【σH】由《机械设计基础》中表5.5查的
σHl=530MPa
σH2=490Mpa
由表5.8知
=1.1
计算模数m=d1/z1=2.37
由表5.1取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×
25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×
63=157.5mm
取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=0.5m(z1+z2)=0.5×
(25+63)=110mm
由表5.9知YFs1=4.21YFs2=4.00由表5.5知
【
】
】
弯曲疲劳强度足够
T1=130516.67N.mm
Z1=25
Z2=63
σH1=530MPa
σH2=490Mpa
d1=59.28mm
b1=70mm
a=110mm
68.51MPa
69.09MPa
六、轴的设计
由前面计算可知:
传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min,工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
选择轴的材料,确定许用应力。
按钮转强度估算轴径。
设计轴的结构并绘制结构草图
(1)、确定轴上零件的位置和固定方式
(2)、确定各轴段的直径
(3)、确定各轴段的长度
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
查表7.1得强度极限σB=640MPa,查表7.1得许用弯曲应力【σ-b1】=60MPa。
查表7.2得C=107~118.又由式(7.2)得:
d≥C×
.
=(107~118)×
=29.05~32.04
考虑到轴的最小直径出要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~7%,取为29.92~34.28mm。
查书233页附表弹性柱销联轴器(GB5014-1985摘录)取d1=32mm
查表9.2知工作系数K=1.8
轴的计算转矩为:
TC=K×
9550×
P/n
=345.02N.m
查书233页附表弹性柱销联轴器,(GB5014-85摘录)得HL3型联轴器,半联轴器轮毂长L=82mm,键槽长L1=60mm。
(1)、确定轴上零件的布置方案和定位方式,将齿轮布置在中间,对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位,用平键和配合H7/K6作周向定位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键和配合H7/K6作周定位。
(2)、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=32mm。
轴的直径
d
10~18
>18~30
>30~50
>50~80
>80~100
轴上圆角倒角
C1/R1
1.6
2.0
3.0
4.0
5.0
最小轴肩高度
hmin
2
3
3.5
4.5
轴环宽度
b
b≈1.4h
轴上圆角半径
R
0.8
1.0
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,至少应满足:
d1+2×
3mm=32+6=38mm
取轴径d2=38,并根据《机械设计基础课程设计指导书》228页附表10.5选用6208型轴承。
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位,只要求有一定圆角即可,至少应满足:
d3=d2+1~5mm
取标准d3=40mm。
④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm,所以有
d4=d3+1~5mm
取标准d4=42
⑤、为了便于拆卸左轴承,根据书228页附表10.5可知,6028型轴承的最小安装直径:
da=47mm,所以取d5=50mm
⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承,所以该轴径为:
d6=d2=38mm
(3)、确定轴的各段长度
①、已知毂宽为38mm,为了保证齿轮固定可靠,轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm,取轴段3的长度为36mm。
②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍,即附表如上可得:
所以轴环的宽度为7mm。
③、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距,可取该间距为14mm。
④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中,并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm。
又查书228的附表10.5知,6208型滚动轴承的宽度为:
B=18mm。
所以轴承支点的距离为:
L=(18/2+2+14+38/2)×
=88mm
⑤、确定轴段2的长度时,要根据轴段安装的零件尺寸来决定,所以有:
a、上有一套筒,与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同,故取套筒的长度为20mm。
套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面,套筒右端有2mm的倒角,且右端使其轴承定位,由上述可知6208型轴承的宽度为18mm。
b、减速器中两个齿轮的中心距a=156.25mm,并且设轴承座端面距外箱体的距离为y,则:
查书地脚螺钉直径为:
df=0.036a+12=0.036×
156.25+12
=17.625mm
圆整后得:
df=20mm
箱盖的壁厚为:
δ1=0.02a+1mm
=0.025×
156.25+1=4.906mm≥8mm
取δ1=8mm
轴承端盖螺钉直径:
d3=(0.4-0.5)df
=(0.4~0.5)×
20mm=(8~10)mm
取d3=8mm
查书轴旁连接螺栓直径为:
d′1=0.75df
=0.75×
20=15mm
由于较大的偶数则d1′=16mm,所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16
查手册表4.2,c1min=22,c2min=20
所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为:
y=δ1+C1min+C2min+(5~10)
=8+22+20+5=55mm
C、外壁圆角半径一般为3~5mm,取圆角半径为4mm。
d、由b、步可知d3=8mm
螺钉连接外装式轴承的厚度为:
e=1.2d3
=1.2×
8mm=9.6mm
e、轴段2伸出箱体外的长度一般为15~20mm,为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。
⑥、轴段1的长度确定,根据联轴器的长度来确定其长度,查书233页知L′=82mm。
⑦、在轴段1、3上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5~10mm,键槽的规格查书轴段1的键槽深度为5.5mm,宽度为14mm;
轴段3的键槽深度为7mm,宽度为18mm。
轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm
两轴承之间的跨距为203mm
【σ-b1】=60MPa
Fr=1505.26N
TC=345.02N.m
L1=82mmL=60mm
d1=32mm
d2=38mm
d3=40mm
d4=42mm
d5=50