带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计.docx
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带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计
设计计划任务书﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
1.拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和传动方案,可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即
v=0.8m/s;D=300mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*0.8/(3.14*300)
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机,因此传动装置总传动比约为17或25。
2.选择电动机
1)电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2)电动机容量
(1)卷筒轴的输出功率Pw
F=900r/min;
Pw=F*v/1000=900*0.8/1000
(2)电动机输出功率Pd
Pd=Pw/t
传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中,t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表2-4查得:
弹性联轴器1个
t4=0.99;
滚动轴承2对
t2=0.99;
圆柱齿轮闭式1对
t3=0.97;
V带开式传动1幅
t1=0.95;
卷筒轴滑动轴承润滑良好1对
t5=0.98;
则
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98=0.8762
故
Pd=Pw/t=0.72/0.8762
(3)电动机额定功率Ped
由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=1KW。
3)电动机的转速
为了便于选择电动事,先推算电动机转速的可选范围。
由表2-1查得V带传动常用传动比范围2~4,单级圆柱齿轮传动比范围3~6,
可选电动机的最小转速
Nmin=nw*6=50.9554*6=305.7324r/min
可选电动机的最大转速
Nmin=nw*24=50.9554*24=1222.9296r/min
同步转速为960r/min
选定电动机型号为Y132M1-6。
4)电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20-1、表20-2查出Y132M1-6型电动机的方根技术数据和
外形、安装尺寸,并列表刻录备用。
电机型号
额定功率
同步转速
满载转速
电机质量
轴径mm
Y132M1-6
1Kw
1000
960
73
28
大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158
3.计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1)传动装置总传动比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/50.9554=18.84
2)分配各级传动比
取V带传动比为
i1=3;
则单级圆柱齿轮减速器比为
i2=i/i1=18.84/3=6.2800
所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4.计算传动装置的运动和动力参数
1)各轴转速
电动机轴为0轴,减速器高速轴为Ⅰ轴,低速轴为Ⅱ轴,各轴转速为
n0=nm;
n1=n0/i1=50.9554/3=16.9851r/min
n2=n1/i2=16.9851/6.2800=2.7046r/min
2)各轴输入功率
按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率,即
P0=Ped=1kw
轴I的功率
P1=P0*t1=1*0.95=0.95kw
轴II功率
P2=P1*t2*t3=0.95*0.99*0.97=0.9123kw
3)各轴转矩
T0=9.55*106*P0/n0=9.55*106*1/960=9947.9167mm
T1=9.55*106*P1/n1=9.55*106*0.95/16.9851=534144.6326mm
T2=9.55*106*P2/n2=9.55*106*0.9123/2.7046=3221350.6618mm
二、设计带轮
1、计算功率
P=Ped=1Kw
一班制,工作8小时,载荷平稳,原动机为笼型交流电动机
查课本表8-10,得KA=1.2;
计算功率
Pc=KA*P=1.2*1=1.2kw
2选择普通V带型号
n0=960r/min
根据Pc=1.2Kw,n0=960r/min,由图13-15(205页)查得坐标点位于A型
d1=80~100
3、确定带轮基准直径
表8-11及推荐标准值
小轮直径
d1=100mm;
大轮直径
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取标准件
d2=355mm;
4、验算带速
验算带速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范围内
从动轮转速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V带基准长度和中心距
初定中心距
中心距的范围
amin=0.7*(d1+d2)=0.7*(100+355)=318.5mm
amax=2*(d1+d2)=2*(100+355)=910mm
a0=700mm;
初算带长
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/5/a0
Lc=1846.28mm
选定基准长度
表8-7,表8-8查得
Ld=2000mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=700+(2000-1846.28)/2=776.86mm
a=777mm;
amin=a-0.015*Ld=777-0.015*2000=747mm
amax=a+0.03*Ld=777+0.03*2000=807mm
6、验算小带轮包角
验算包角
=180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
161.185>120度故合格
7、求V带根数Z
由式(13-15)得
查得n1=960r/min,d1=120mm
查表13-3P0=0.95
由式13-9得传动比
i=d2/(d1(1+0.0141)=300/(100*(1+0.0141)=3.5
查表(13-4)得
由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在带上的压力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得单根V带初拉力
三、轴
初做轴直径:
轴I和轴II选用45#钢c=110
d1=110*(0.95/16.9851)^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^(1/3)=43.262mm
由于d2与联轴器联接,且联轴器为标准件,由轴II扭矩,查162页表
取YL10YLd10联轴器
Tn=630>580.5878Nm轴II直径与联轴器内孔一致
取d2=45mm
四、齿轮
1、齿轮强度
由n2=16.9851r/min,P=0.95Kw,i=3
采用软齿面,小齿轮40MnB调质,齿面硬度为260HBS,大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。
因
,
SH1=1.2,SH2=1.2
,
,
因:
,
,SF=1.3
所以
2、按齿面接触强度设计
设齿轮按9级精度制造。
取载荷系数K=1.5,齿宽系数
小齿轮上的转矩
按
计算中心距
u=i=5.333
mm
齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101
模数m=2a/(z1+z2)=2.0667取模数m=2.5
确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齿宽b=
b1=70mm,b2=60mm
3、验算弯曲强度
齿形系数YF1=2.57,YF2=2.18
按式(11-8)轮齿弯曲强度
4、齿轮圆周速度
按162页表11-2应选9做精度。
与初选一致。
五、轴校核:
圆周力Ft=2T/d1
径向力Fr=Ft*tan
=20度标准压力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N
2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N
3、画垂直面弯矩图
L=40/2+40/2+90+10=140mm
Mav=Fr2*L/2=1015.9*140/2=71.213Nm
4、画水平面弯矩图
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm
5、求合成弯矩图
6、求轴传递转矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm
7、求危险截面的当量弯矩
从图可见a-a截面是最危险截面,其当量弯矩为
轴的扭切应力是脉动循环应力
取折合系数a=0.6代入上式可得
8、计算危险截面处轴的直径
轴的材料,用45#钢,调质处理,由表14-1查得
由表13-3查得许用弯曲应力
,
所以
考虑到键槽对轴的削弱,将轴的最小危险直径d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由实际最小直径d=40mm,大于危险直径
所以此轴选d=40mm,安全
六、轴承的选择
由于无轴向载荷,所以应选深沟球轴承6000系列
径向载荷Fr=2031.9N,两个轴承支撑,Fr1=2031.9/2=1015.9N
工作时间Lh=3*365*8=8760(小时)
因为大修期三年,可更换一次轴承
所以取三年
由公式
式中fp=1.2,P=Fr1=1015.9N,ft=1(工作环境温度不高)
(深沟球轴承系列)
由附表选6207型轴承
七、键的选择
选普通平键A型
由表10-9按最小直径计算,最薄的齿轮计算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
选变通平键,铸铁键
所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。
八、减速器附件的选择
1、通气器:
由于在外界使用,有粉尘,选用通气室采用M18
1.5
2、油面指示器:
选用油标尺,规格M16
3、起吊装置:
采用箱盖吊耳,箱座吊耳
4、放油螺塞:
选用外六角细牙螺塞及垫片M16
1.5
5、窥视孔及视孔盖
选用板结构的视孔盖
九、润滑与密封:
1、齿轮的润滑:
采用浸油润滑,由于低速级大齿轮的速度为:
查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径,所以取浸油深度为30mm。
2、滚动轴承的润滑
采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟,并设挡油盘,以防止轴承旁齿轮啮合时,所挤出的热油溅入轴承内部,增加轴承的阻力。
3、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
4、密封方式选取:
选用凸缘式端盖,易于调整轴承间隙,采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。
设计小结:
二、课程设计总结
设计中运用了Matlab科学工程计算软件,用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结,在设计过程中用了机械设计手册2.0软件版辅助进行设计,翻阅了学过的各种关于力学,制图,公差方面的书籍,综合运用了这些知识,感觉提高许多,当然尤其是在计算机软件CAD方面的运用,深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便,各种设计,计算,制图全套完成。
由于没有经验,第一次做整个设计工作,在设计过程中出现了一些错误比如线形,制图规格,零件设计中的微小计算错误等都没有更正,设计说明书的排版也比较混乱等等。
对图层,线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线,在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道,对于各种线宽度,没有实际的概念。
再比如标注较混乱,还是因为第一次做整个设计工作,没有经验,不熟悉。
这次设计的目的是掌握机械设计规律,综合运用学过的知识,通过设计计算,绘图以及运用技术标准,规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。
目的已经达到,有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力,全面的应用在实际中,还有待于提高水平。
虽然它可能不是良好、优秀,但是既然教学环节、课程设计目的已经达到,那么这次设计做的就是完全合格的。
当然还受软件的熟悉,运用程度的影响,所有这些必须得参加实践,接触实际工程设计中才能提高。
带轮,齿轮,轴,轴承这些关键的设计计算都达到合格,并且用机械设计手册2.0软件版的验证了。
通过这次课程设计,感到机械设计综合了力学,公差,材料,制图等学科的知识,要好了这些功课,才能做好机械设计。
参考资料:
《工程力学》,《机械设计基础》,《机械设计指导》,《互换性技术与测量》,《机械制图》
Nw=50.9554r/min
Pw=0.72Kw
效率t=0.8762
Pd=0.8217
Ped=1Kw
i=18.84
i1=3
i2=6.2800
n0=960r/min
n1=16.9851r/min
n2=2.7046r/min
P0=1Kw
P1=0.95Kw
P2=0.9123Kw
T0=9947.9167mm
T1=534144.6326mm
T2=3221350.6618mm
KA=1.2
Pc=1.2Kw
d1=100mm
d2=355mm
初定中心距
a0=700mm
Lc=1846.28mm
Ld=2000mm
中心距
a=777mm
z=3根
预紧力
FQ=274.3N
d1=28mm
d2=45mm
YL10YLd10
T1=113.4063Nm
m=2.5
a=150mm
=20度
Ft=5582.5N
Fr=2031.9N
FH1=FH2=2791.2N
Mav=71.213Nm
MaH=195.38Nm
Ma=216.16Nm
Me=457.15Nm
Fr1=1015.9N
Lh=8760小时
6207型
b
h
L=14
9
80
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- 运输机 圆柱齿轮 减速器 设计