1. 带式运输机用同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计
一种单级圆柱齿轮减速器,主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的,一端部齿轮与从动变位齿轮联接,另一端部与轴承、挡圈固定联接,轴承的外套与轴承座联接,轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮,主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座,改变过去的悬臂状态,加强齿轮的工作强度,提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书:
修改参数:输送带工作拉力:2300N
输送带工作速度:1.5m/s
滚筒直径:400mm
每日工作时数:24h
传动工作年限:3年
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一. 总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二. 工作情况:
载荷平稳、单向旋转
三. 原始数据
鼓轮的扭矩T(N•m):850
鼓轮的直径D(mm):350
运输带速度V(m/s):0.7
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):5
工作制度(班/日):2
四. 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算;
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核;
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五. 设计任务
1. 减速器总装配图一张
2. 齿轮、轴零件图各一张
3. 设计说明书一份
六. 设计进度
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1) 工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2) 电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η= =0.904
Pd=3.76kW
3.电动机转速的选择
nd=(i1’•i2’…in’)nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1. 选精度等级、材料及齿数
1) 材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2) 精度等级选用7级精度;
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即
dt≥
1) 确定公式内的各计算数值
(1) 试选Kt=1.6
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7) 由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8
N2=N1/5=6.64×107
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98
(9) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa
2) 计算
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
(2) 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
(3) 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
(4) 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
(5) 计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1= = mm=73.6mm
(7) 计算模数mn
mn = mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1) 确定计算参数
(1) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88
(3) 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
(4) 查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172
(5) 查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
(6) 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2) 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
1) 计算中心距
z1 =32.9,取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4) 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm,B2=85mm
5) 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥ = =34.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N;
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3.轴的结构设计
1) 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4. 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:Fa1=638N
Fa2=189N
5.精确校核轴的疲劳强度
1) 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2) 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr,调质处理,所以
([2]P355表15-1)
a) 综合系数的计算
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , ,
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为 , ,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 ,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为 ,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ,
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴:
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 确定轴上零件的装配方案
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
2) 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 轴上零件的装配方案
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5.求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴:
1.求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
II轴:
6、 轴承30307的校核
1) 径向力
2) 派生力
,
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
III轴:
7、 轴承32214的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号 直径
(mm) 工作长度
(mm) 工作高度
(mm) 转矩
(N•m) 极限应力
(MPa)
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ,
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
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M16
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M16×1.5
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。
设计小结
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的。
2. 设计题目:设计带式运输机传动装置已知数据f=2500v=1.5d=450
计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器,已知条件:运输带的工作拉力F=1350 N,运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作(12小时),连续单向运转,载荷平移,工作年限10年,每年300工作日,运输带速度允许误差为±5%,卷筒效率0.96
一.传动方案分析:
如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成,带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用,带传动依靠摩擦力工作,有利于减少传动的结构尺寸,而圆柱齿轮传动布置在低速级,有利于发挥其过载能力大的优势
二.选择电动机:
(1)电动机的类型和结构形式,按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。
(2)电动机容量:
①卷筒轴的输出功率Pw=FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②电动机输出功率Pd=Pw/η
传动系统的总效率:η=
式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表查得V带传动=0.96,滚动轴承=0.99,圆柱齿轮传动
=0.97,弹性连轴器=0.99,卷筒轴滑动轴承=0.96
于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 电动机额定功率由表取得=3 kw
(3)电动机的转速:由已知条件计算卷筒的转速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V带传动常用传动比范围=2-4,单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4
于是转速可选范围为 ==118×(2~4)×(2~4)
=472~1888 r/min
可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适,为使传动装置的传动比较小,结构尺寸紧凑,这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机
传动系统总传动比i= =≈2.04
根据V带传动的常用范围=2-4取=4
于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04
把数字改一下就可以了
3. 带式输送机传动装置设计!!!感激不尽
题目:传动装置,减速机设计及相关零件加工。
一.总体布置简图
1—电动机;2—带式运输机;3—齿轮减速器;4—联轴器;5—滚筒
二.工作情况:
载荷平稳、单向工作
三.原始数据
滚筒的扭矩T(Nm):520
滚筒的直径D(mm):260
运输带速度V(m/s):1.2
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):8
工作制度(班/日):2
四.设计内容
传动方案的拟定及说明
一个好的传动方案,除了满足机器的功能要求外,还应当工作可靠,结构简单,尺寸紧凑,传动效率高,成本低廉以及使用维护方便。对比材料中2-1所示带式输送机的四种方案,再经由题目所知传动机由于工作载荷平稳,工作环境有轻尘,布局尺寸没有严格限制,将带传动放在高速级,即可缓冲吸振又能减小传动的尺寸。具体方案见图1-1。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的三相异步电动机。
2.电动机容量的选择
1) 工作机所需功率Pw
Pw=2.4kW
2) 电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η= =0.895
Pd=2.682kW
3.电动机转速的选择
nd=(i1’ i2’…in’)nw
则V带传动η1=0.96
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-2查出电动机型号为Y132S-6,其额定功率为3kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=88.19
i=10.89
2.合理分配各级传动比
取V带传动的传动比i1,取i1=2.7,则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=i/i1= =4.03,
取i2=4
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 低速轴II 滚筒W轴
转速(r/min) 960 384 88.19 88.19
功率(kW) 2.682 2.575 2.471 2.422
转矩(N?m) 26.68 64.04 245.813 262.276
传动比 4 4.356 4.356 1
效率 0.96 0.97 0.99 0.99
传动件设计计算
(1)材料选择以斜齿圆柱齿轮传动方式
小齿轮:材料45钢,调质处理HBS1=230
大齿轮:材料45钢(或者ZG310~570)正火处理,HBS2=190
(2)参数选择
1)齿数,取Z1=22,则Z2=I Z=4.356×22=95.832 取Z2=96
2)齿宽系数, 查表6-6 取
4. 设计带式运输机传动装置
目 录一、 传动方案拟定-------------------------二、 电动机的选择-------------------------三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、 运动参数及动力参数计算----------------五、 V带传动设计---------------------------六、 齿轮传动设计-------------------------七、 轴的设计-----------------------------八、 滚动轴承的选择及校核计算-------------九、 键的校核计算--------------------- 十、 联轴器的选择--------------------------十一、 润滑与密封 ---------------------------十二、 减速器附件的选择及简要说明----------------十三、 箱体主要结构尺寸的计算--------------------十四 参考文献一、传动方案拟定第四个数据: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5年,每年按300天计算,两班制工作,单向运转,载荷平稳。2、 原始数据:滚筒圆周力F=2.5KN;带速V=1.5m/s;滚筒直径D=300mm。 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=0.96×0.992×0.97×0.98×0.96=0.859(2)电机所需的工作功率:Pd=FV/1000η总=2500×1.5/(1000×0.859) =4.37KW(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机,主要参数如下表1-2: 型 号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因数堵转电流额定电流堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比:工作机的转速 n筒=60×1000V/(πD)=60×1000×1.5/(4.14×300)=95.49r/mini总=n电动/n筒=960/95.49=10.052、分配各级传动比(1) 取i带=2.5(2) ∵i总=i齿×i 带∴i齿=i总/i带=10.05/2.5=4.02 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)n电=960(r/min) nI=n电/i带=960/2.5=384(r/min)nII=nI/i齿=384/4.02=95.52(r/min)n筒=nII=95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率(KW) P电= Pd=4.37KWPI=Pd×η带=4.73×0.96=4.20KW PII=PI×η轴承×η齿轮=4.2×0.99×0.97=4.03KWP筒=PI×η轴承×η联轴器=4.03×0.99×0.98=3.91KW3、 计算各轴转矩T电=9.55Pd/nm=9550×4.73/960=43.47N·mTI=9.55 PI /n1 =9550×4.2/384=104.45N·mTII =9.55 PII /n2=9550×4.03/95.52=402.92N·m T筒=9.55 P筒/n筒=9550×3.91/95.52=390.92 N·m将上述数据列表如下: 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91转矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92传动比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由课本[1]表15-8得:kA=1.2 P电=4.37KWPC=KAP电=1.2×4.37=5.24KW据PC=5.24KW和n电=960r/min由[1]图15-8得:选用A型V带2、 确定小带轮基准直径由课本[1]表15-8,表15-4,表15-6,取dd1=112mm3、 确定大带轮基准直径 dd2=i带=2.5×112=280 mm4、验算带速带速V:V=πdd1n1/(60×1000)=π×112×960/(60×1000) =5.63m/s在5~25m/s范围内,带速合适5、初定中心距a0 0.7(dd1+ dd2)≤ a0 ≤ 2(dd1+ dd2)得 274.4≤a0≤784取a0=530 mm6、确定带的基准长L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)=1689mm根据课本[1]表15-2选取相近的Ld=1800mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2=530+(1800-1689)/2=585.5mm8、验算小带轮包角α1=180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a=180°-57.3°×(280-112)/585.5=163.33°>120°(适用)9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本[1]表15-7得 P0=1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表15-9得 △P0=0.11KW查[1]表15-10,得Kα=0.957;查[1]表15-12得 KL=1.01Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]=5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]=4.27 取Z=5根10、计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q=0.11kg/m,单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2=500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 =153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×5×153.55sin(163.55°/2)=1519.7N11、计算带轮的宽度BB=(Z-1)e+2f=(5-1)×15+2×10=80 mm六、齿轮传动设计(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。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229-286HBW;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为169-217HBW;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该传动为闭式软齿面,主要失效形式为疲劳点蚀,故按齿面接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为:d1≥ [(2k TI (u+1)(ZhZe)2/(φ[σH]2)]1/3①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K=1.2 ②转矩TI TI=104450N·mm ③解除疲劳许用应力[σH] =σHlim ZN/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa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=60×384×5×300×16=5.53x108N2=N1/i齿=5.53x109 /4.02=1.38×108查[1]课本图13-34中曲线1,得 ZN1=1.05 ZN2=1.1按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/Shmin=600x1.05/1=630 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/Shmin=550x1.1/1=605Mpa故得:[σH]= 605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 φd=1.0 ZH=2.5由[1]课本表13-10得ZE=189.8(N/mm2)1/2将上述参数代入下式d1≥ [(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)]1/3=[(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/(1×4.02×6052)]1/3=57.5mm 取d1=60 mm⑤计算圆周速度V= nIπd1/(60×1000)=384×3.14×60/(60×1000)=1.21m/sV<6m/s 故取8级精度合适(3)确定主要参数①齿数 取Z1=24 Z2=Z1×i齿=24×4.02≈96.48=97②模数 m=d1/Z1=60/24=2.5 符合标准模数第一系列③分度圆直径d2=Z2 m=24×2.5=60mm d2=Z2 m=97×2.5=242.5 mm④中心距a=(d1+ d2)/2=(60+242.5)/2=151.25mm⑤齿宽 b=φdd1=1.0×60=60mm 取b2=60mm b1=b2+5 mm=65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Yfs 查[1]课本图13-30 Yfs1=4.26 Yfs2=3.97 ②许用弯曲应力[σF] [σF]=σFlim YN/SF 由课本[1]图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1=240Mpa σFlim2 =220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1 按一般可靠性要求,取弯曲疲劳安全系数SF=1 计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]=σFlim1 YN1/SF=240×1/1=240Mpa[σF2]= σFlim2 YN2/SF =220×1/1=220Mpa校核计算 σF1=2kT1YFS1/ (b1md1)=2×1.2×104450×4.26/(60×2.5×60)=118.66Mpa< [σF1]σF2=2kT1YFS2/ (b2md1)=118.66×3.97/4.26=110.58Mpa< [σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 =d1+2ha=60+5=65mmda2=d2+ ha=242.5+5=247.5mm 齿全高h h=(2 ha*+c*)m=(2+0.25)×2.5=5.625 mm 齿根高hf=(ha*+c*)m=1.25×2.5=3.125mm 齿顶高ha= ha*m = 1×2.5=2.5mm 齿根圆直径dfdf1=d1-2hf=60-6.25=53.75mmdf2=d2-2hf=242.5-6.25=236.25mm (6)齿轮的结构设计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。大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔直径d=60mm轮毂直径D1=1.6d=60×1.6=96mm轮毂长度L=1.2d=1.2×60=72mm轮缘厚度δ0=(3-4)m=7.5-10mm 取δ0=10mm轮缘内径D2=da2-2h-2δ0=247.5-2×5.625-20=216.25 mm 取D2 =216mm腹板厚度C=(0.2-0.3)b=12-18mm取C=18mm腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(96+216)=156mm腹板孔直径d0=15-25mm 取d0=20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 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[1]表19-14可知:σb=600Mpa,查[1]表19-17可知:[σb] -1=55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 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≥A(PⅡ/nⅡ)1/3 查[1]表19-16 A=115 则d≥115×(4.03/95.52)1/3mm=40mm 考虑键槽的影响,故应将轴径增大5%即d=40×1.05=42mm 要选联轴器的转矩Tc Tc=KTⅡ=1.5×402920=6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工况系数K=1.5) 查[2]附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d=45mm 3、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 联轴器的型号为YLD10联轴器:45×112 (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,齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,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=45mm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=50mm,齿轮和右端轴承从右侧装入,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=55mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=60mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,d5=68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6=55mm. (4)选择轴承型号由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B=21。 (5)确定轴各段直径和长度由草绘图得Ⅰ段:d1=45mm 长度L1=110mmII段:d2=50mm 长度L2=60mmIII段:d3=55mm 长度L3=43mmⅣ段:d4=60mm 长度L4=70mmⅤ段:d5=68mm 长度L5=6mmⅦ段:d4=55mm 长度L6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=133mm4、按弯矩复合强度校核(1)齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=TⅡ=402.92N·m 齿轮作用力: 圆周力:Ft=2000T/d=2000×402.92/242.5=3323.1N 径向力:Fr=Fttan200=3323.1×tan200=1209.5N(2)因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=66.5mm(3)绘制轴受力简图(如图a)(4)计算支承反力 FHA=FHB=Fr/2=1209.5/2=604.8NFVA=FVB=Ft/2=3323.1/2=1661.5N (5)绘制弯矩图由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩(如图b)为MHC=FHAL/2=604.8×133÷2000=40.22N?m截面C在竖直面上弯矩(如图c)为:MVC=FVAL/2=1661.5×133÷2000=110.49N?m(6)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MHC 2+ MVC 2)1/2=(40.222+110.492)1/2=117.58N?m(7)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=TⅡ=402.92N·m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩:Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[117.582+(0.6×402.92)2]1/2=268.8N·m(9)校核危险截面C所需的直径de=[Me /(0.1[σb] -1)]1/3=[268.8 /(0.1×55)]1/3=36.6mm考虑键槽的影响,故应将轴径增大5%de=36.6×1.05=38.4mm<60mm结论:该轴强度足够。
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6. 机械设计课程设计带式运输机传动装置
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一. 总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二. 工作情况:
载荷平稳、单向旋转
三. 原始数据
鼓轮的扭矩T(N·m):850
鼓轮的直径D(mm):350
运输带速度V(m/s):0.7
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):5
工作制度(班/日):2
四. 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算;
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核;
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五. 设计任务
1. 减速器总装配图一张
2. 齿轮、轴零件图各一张
3. 设计说明书一份
六. 设计进度
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1) 工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2) 电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η= =0.904
Pd=3.76kW
3.电动机转速的选择
nd=(i1’·i2’…in’)nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
7. 带式输送机传动装置设计
【传动方案拟定】
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。
原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=220mm。
【电动机的选择】
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。
确定电动机的功率:
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
=0.86
电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
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