传送带校核文档格式.docx
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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
Y100l2-4。
其主要性能:
额定功率:
3KVy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=门电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
(1)取i带=3
(2)Ti总=i齿xi带n
•••i齿=i总/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=473.33(r/min)
nII=nl/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
PI=Pdxn带=2.76x0.96=2.64KW
PII=PIxn轴承Xn齿轮=2.64x0.99x0.97=2.53KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550x2.76/1420=18.56N?
m
TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?
TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?
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=2.76KW
PC=KAP=1.2x2.76=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dd仁95mm>
dmin=75
dd2=i带dd1(1-£
)=3x95x(1-0.02)=279.30mm由课本[1]P190表10-9,取dd2=280带速V:
V=ndd1n1/60x1000
=nx95x1420/60x1000
=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=500mm
Ld=2a0+n(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2x500+3.14(95+280)+(280-95)2/4x450=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=497mm
(4)验算小带轮包角
a仁1800-57.30x(dd2-dd1)/a
=1800-57.30x(280-95)/497
=158.670>
1200(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=1.4KW
i丰1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P仁0.17KW
查[1]表10-3,得Ka=0.94;
查[1]表10-4得KL=0.99
Z=PC/[(P1+△P1)KaKL]
=3.3/[(1.4+0.17)X0.94X0.99]
=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/Ka)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(a1/2)=2X3X134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
45钢,
(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>
(6712XkT1(u+1)/$du[<
rH]2)1/3
确定有关参数如下:
传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=X20=77.8取z2=78
由课本表6-12取$d=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55X106XP1/n1=9.55X106X2.61/473.33=52660N?
mm
(4)载荷系数k:
取k=1.2
(5)许用接触应力[dH]
[dH]=dHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得:
dHlim1=610MpadHlim2=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=60X473.33X10X300X18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4X108
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
[dH]1=dHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa
[dH]2=dHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得:
d1>
(6712XkT1(u+1)/$du[dH]2)1/3
=49.04mm
模数:
m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
dbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d仁mZ1=2.5X20mm=50mm
d2=mZ2=2.5x78mm=195mm
齿宽:
b=$dd仁1.1x50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
(7)复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得:
YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[dbb]根据课本[1]P116:
[dbb]=dbblimYN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限dbblim应为:
dbblim1=490Mpadbblim2=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
[dbb1]=dbblim1YN1/SFmin=490x1/1=490Mpa
[dbb2]=dbblim2YN2/SFmin=410x1/1=410Mpa
校核计算
dbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<
[dbb1]
dbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<
[dbb2]
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=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=nn1d1/60x1000=3.14x473.33x50/60x1000=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:
db=650Mpa,ds=360Mpa,查[2]表13-6可知:
[db+1]bb=215Mpa
[d0]bb=102Mpa,[d-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
贝Ud>
118x(2.53/121.67)1/3mm=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=9.55x106P/n=9.55x106x2.53/121.67=198582N齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2x198582/195N=2036N径向力:
Fr=Fttan200=2036xtan200=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
X82GB5014-85
(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[乍为外伸端直径di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:
d仁35mm长度取L仁50mm
II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)=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
W段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
V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=96mm
(6)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?
3求圆周力:
Ft
根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=2X198.58/195=2.03N
4求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?
tana=2.03xtan200=0.741N
5因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=48mm
(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=0.74/2=0.37N
FAZ=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
MC仁FAyL/2=0.37x96-2=17.76N?
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1.01x96-2=48.48N?
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55x(P2/n2)x106=198.58N?
(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a=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(aT)2]1/2
=[51.632+(0.2x198.58)2]1/2=65.13N?
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
de=65.13/0.1d33=65.13x1000心1x453
=7.14MPa<
[d-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13-5可得,45钢取C=118贝Ud>
118x(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
T=9.55x106P/n=9.55x106x2.64/473.33=53265N齿轮作用力:
Ft=2T/d=2X53265/50N=2130N
径向力:
Fr=Fttan200=2130Xtan200=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2mm
(2)按弯扭复合强度计算
已知d2=50mm
已知T=53.26N?
3求圆周力Ft:
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2X53.26/50=2.13N
4求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
tana=2.13X0.36379=0.76N
5•••两轴承对称
•••LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2)截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38X100/2=19N?
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065X100/2=52.5N?
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC2)21/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N?
⑸计算当量弯矩:
根据课本P235得a=0.4
Mec=[MC2+(aT)2]1/2=[55.832+(0.4X53.26)2]1/2
=59.74N?
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
de=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1X303)
=22.12Mpa<
[d-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
L'
h=10X300X16=48000h
(1)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=121.67(r/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=682N
⑵•/FS1+Fa=FS2Fa=O
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N=0.63
FA2/FR2=682N/1038N=0.63
根据课本P265表(14-14)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P264表(14-12)取fP=1.5
根据课本P264(14-7)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5X(1X1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5X(1X1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
•/P仁P2故取P=1624N
•••深沟球轴承£
=3
根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264(14-5)式得
LH=106(ftCr/P)£
/60n
=106(1X31500/1624)3/60X121.67=998953h>
48000h
•••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
h=10X300X16=48000h
(1)已知nI=473.33(r/min)
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=711.8N
FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N
FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63
P仁fP(x1FR1+y1FA1)=1.5X(1X1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5X(1X1129+0)=1693.5N
•/P仁P2故取P=1693.5N
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264(14-5)式得
=106(1X19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>
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8X36GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为:
键14X45GB1096-79轴与联轴器的键为:
键10X40GB1096-79
2.键的强度校核
大齿轮与轴上的键:
键14X45GB1096-79
bXh=14X9,L=45,则Ls=L-b=31mm
Fr=2TII/d=2X198580/50=7943.2N
挤压强度:
=56.93<
125~150MPa=[<
rp]
因此挤压强度足够
剪切强度:
=36.60<
120MPa=[]
因此剪切强度足够
键8X36GB1096-79和键10X40GB1096-79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M18X1.5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M18X1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5