带式传输机的传动装置.doc
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1、目录1.机械设计课程设计任务书22.电动机选择33.计算总传动比及分配各级的传动比44.运动参数及动力参数计算45.传动零件的设计计算46.轴的设计计算137.滚动轴承的选择及校核计算188.键联接的选择及校核计算189.联轴器设设计及校核计算2110.减速器的润滑及密封21心得与体会22参考文献:231.机械设计课程设计任务书一、 设计题目:带式传输机的传动装置题目数据:运输机工作拉力2.8KN,运输带工作速度0.8m/s,卷筒直径300mm二、 运输机工作条件工作时不逆转,载荷有轻微冲击;工作年限为9年,二班制;设计任务1进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计(已拟定完成)2 电动机功率
2、及传动比分配,3 主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 减速器结构、箱体各部分尺寸确定,结构工艺性设计。5 装配图的设计要点及步骤等。6 设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书三、 设计成果要求1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张;2. 零件工作图2张;3. 设计计算说明书1份。2.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:总=带4轴承齿轮联轴器滚筒=0.940.9940.980.990.96=0.824电机所需的工作功率:P工作=FV/1000总=28000.8/10000.824=2.718KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转
3、速:n筒=601000V/D=6010000.8/300=50.96r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia50.96=4591834r/minn筒=(624)50.96=4591834r/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=
4、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,额定转矩2.0。质量63kg。电动机型号额定功率满载转速额定转矩质量Y132S-63KW960r/min2.063kg3.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=960/50.96=18.842、分配各级伟动比(1) 据指导书V带传动比2-4,取3(2) i总=i齿轮I带i齿轮=i总/ i带=18.84/3=6.34.运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=n电机/i带=960
5、/3r/min=320( r/min)nII=nI/i齿轮=320/2.5=128(r/min)nIII=nII/i齿轮=128/2.5=51.2(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=PD带轴承=2.7180.940.99=2.53KWPII=PI 轴承齿轮=2.530.990.98=2.45KWPIII=PII轴承齿轮=2.450.990.98=2.38 KW3、 计算各轴扭矩(Nmm)TI=9.55106PI/nI=9.551062.53/320=75504NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.45/128=182792NmmTIII=9.55106PII
6、I/nIII=9.551062.38/51=445666Nmm轴号功率扭矩转速一轴 2.53KW75504Nmm320( r/min)二轴2.45KW182792Nmm128(r/min)三轴2.38 KW445666Nmm51.2(r/min)5.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P83表5-9得:kA=1.2PC=KAP=1.23=3.6KW由课本P157图8-11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75100mm则取dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/32010
7、0=300mm由课本P157表8-8,取dd2=315mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/315=304.76r/min转速误差为:n2-n2/n2=320-304.76/320=-0.04761200(适用)(5)确定带的根数根据课本P152表(8-4a)P1=0.9576KW根据课本P153表(8-4b)P1=0.1116KW根据课本P155表(8-5)K=0.926根据课本P146表(8-2)KL=0.99Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.6/(0.9576+0.1116) 0.9260.99=3.67(6)计算轴上压力由课本P149表8-3查得q=0.
8、1kg/m,单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/K-1)+qV2=5003.6/45.02(2.5/0.926-1)+0.15.022N=154.89N则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1205.9N结构草图:2、 齿轮传动的设计计算高速级大小齿轮的设计(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240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。 (2)按
9、齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式(6-15)确定有关参数如下:传动比i齿=2.5取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数:Z2=iZ1=2.524=60实际传动比I0=60/24=2.5传动比可用齿数比:u=i0=2.5由课本P205表10-7取d=1(3)转矩T1TI=9.55106PI/nI=9.551062.53/320=75504Nmm (4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1由表106查的材料的弹性影响系数为18908MPa(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P209图10-21d查得:HlimZ1=600Mpa Hli
10、mZ2=550Mpa计算应力循环次数NLN1=60n1rLh=603201(1630010)=9.216108N2=NL1/i=9.216108/2.5=3.6864108由课本P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:KNT1=0.92 KNT2=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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6000.92/1.0Mpa=552MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5500.98/1.0Mpa=539Mpa故得:d1t2.32(kT1(u+1)/duH2)1/3=2.32175504(2.6+1)/12.534321/3mm=59.
11、6mm计算圆周速度vv=m/s=0.998m/sb=d* d1t=59.6mm模数:m=d1tZ1=59.6/24=2.48mm齿高h=2.25m=5.5875计算载荷系数根据v=0.998m/s7级精度,由图10-8查的动载荷系数=1.06直齿轮= =1由表查的使用系数=1由表用插值法查的7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时=1.421由=10.67,=1.421查表得=1.35,故载荷系数K= 1.594按实际载荷系数校正所得分度圆直径得d1= d1t =62.0599mm计算模数m m= / =62.0599/24=2.608mm按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为 查的小齿轮弯曲疲劳强
12、度极限FE1 =500MPa, 大齿轮弯曲强度极限FE1 =380MPa由图取得弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得= =(0.85*500)/1.4MPa=303.57MPa =(0.88*380)/1.4=238.83MPa计算载荷系数K K= =1*1.12*1*1.35=1.512查取齿形系数由表查的YFa1=2.65 YFa2=2.28 插曲应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.73计算大小齿轮的并加以比较= (2.65*1.58)/303.57=0.01379=(2.28*1.73)238.86=0.0165大齿轮的
13、数值大设计计算m=1.87对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.87并就近圆整为2,按接触强度算得的分度圆直径62.0599mm,算出小齿轮模数= =32大齿轮模数 =2.5*32=80这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。几何尺寸计算分度圆直径 d1=mZ1=2.32=64mmd2=mZ2=20mm=16mm计算中心距 a=( d1 + d2 )/2=(6
14、4+160)/2=112计算齿轮宽度 b= d1 d =64 低速级大小齿轮的设计(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d3t76.43(kT2(u+1)/duH2)1/3 由式(6-15)确定有关参数如下:传动比i齿=2.5取小齿轮齿数Z3=24。则大齿轮齿数:Z4=iZ1=2.524=60实际传动比I0=60/24=2.5 传动比可用齿数比:u=i0=2.5由课
15、本P205表10-7取d=1(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P209图10-21d查得:HlimZ3=600Mpa HlimZ4=550Mpa计算应力循环次数NLNL3=60n1rth=601281(1630010)=3.6864108NL4=NL3/i=3.6864108/2.5=1.47456108由课本P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:KNT3=1.04 KNT4=1.05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S=1.0H3=Hlim3KNT3/S=6001.04/1.0Mpa=624MpaH4=H
16、lim4KNT4/S=5501.05/1.0Mpa=577.5Mpa故得:d3t2.32(KT2(u+1)/duH2)1/3=76.431182792(2.5+1)/12.5577.521/3mm=70.18mm计算圆周速度vv=0.47m/sb=d* d2t=70.18mm计算齿宽与齿高比 b/h模数:m=d2tz =70.18/24=2.92齿高h=2.25m=6.58b/h=10.67计算载荷系数根据v=0.998m/s7级精度,由图10-8查的动载荷系数=1.01直齿轮= =1由表查的使用系数=1由表用插值法查的7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时=1.072由=10.67,=1.07
17、2查的=1.062,则载荷系数为K= 1.08272按实际载荷系数校正所得分度圆直径得 = =72.06计算模数m m=3按齿根弯曲强度设计查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa ,大齿轮弯曲疲劳极限FE4=380MPa由图取得弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得= =303.57MPa= =238.89MPa计算载荷系数K K= =1*1.12*1*1.35=1.512查取齿形系数由表查的YFa1=2.65 YFa2=2.28 插曲应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.73计算大小齿轮的并加以比较= (2.65*1.5
18、8)/303.57=0.01379=(2.28*1.73)238.86=0.0165大齿轮的数值大设计计算m=2.51mm圆整为标准值2.5对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数2.51园整为2.5. 按接触强度算得的分度圆直径72.06mm, 算出小齿轮模数= =28=2.5*28=72这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。几何尺寸计算分度圆直径 =m =28
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- 传输 传动 装置