传送设备的传动装置.doc

《传送设备的传动装置.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《传送设备的传动装置.doc（11页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流传送设备的传动装置.精品文档.计算内容 计算结果 一， 设计任务书 设计题目：传送设备的传动装置 （一）方案设计要求： 具有过载保护性能（有带传动） 含有二级展开式圆柱齿轮减速器 传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行 （二）工作机原始数据： 传送带鼓轮直径_ mm,传送带带速_m/s 传送带主动轴所需扭矩T为_N.m 使用年限_年，_班制 工作载荷（平稳，微振，冲击） （三）数据： 鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m 带速V 0.98m/s，年限 9年 班制 2 ，载荷 微振 二.电机的选择计算 1. 选择电机的转速： a. 计算传动滚

2、筒的转速 nw= 60V/d=600.98/3.140.278=67.326 r/min b.计算工作机功率 pw=T nw/9.5510=24867.326/9.5510=1.748Kw 2. 工作机的有效功率 a. 传动装置的总效率 带传动的效率1= 0.96 弹性联轴器的效率2= 0.99 滚筒的转速 nw=67.326 r/min 工作机功率 pw=1.748Kw 计算内容 计算结果 滚动轴承的效率 3=0.99 滚筒效率 4=0.96 齿轮啮合效率 5=0.97 总效率 =123445= 0.950.990.9940.960.97=0.816 c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/=1

3、.748/0.816=2.142kw 3. 选择电动机的型号： 查参考文献10 表16-1-28得 表1.1 方案 号 电机 型号 电机 质量 (Kg) 额定 功率 (Kw) 同步 转速(r/min) 满载 转速 (r/min) 总传 动比 1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962 根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。 三.运动和动力参数的计算 1. 分配传动比取i带=2.5 总传动比 i=13.962 i减=i/i带=13.962

4、/2.5=5.585 减速器高速级传动比i1= =2.746 减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034 2. 运动和动力参数计算: 总效率 =0.816 电动机输出功率 Pr=2.142kw 选用三相异步电动机Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸轴段DE=2860 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 计算内容 计算结果 0轴(电动机轴): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m 轴(减速器高速轴)

5、: p1=p.1=2.1420.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m 轴(减速器中间轴): p2=p112=p153=2.0350.970.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m 轴(减速器低速轴): p3=p223= p253=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m 轴(鼓轮轴): p4=p334=1.839 Kw

6、n4= n3=67.319 r/min T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m 四.传动零件的设计计算 (一)减速器以外的传动零件 1.普通V带的设计计算 (1) 工况系数取KA=1.2 确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N.m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N.m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133N.m p4=1.839 Kw n4=6

7、7.319r/min T4=260.884 N.m 小带轮转速n1= n0=940 r/min 选取A型V带 取dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm 取标准值dd2=315mm 实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm 取标准值dd2=315mm 实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52

8、=373.016 (误差为8% 允许) 所选V带带速v=dd1 n1/(601000)=3.14 125940/(601000)=6.152m/s 在5 25m/s之间 所选V带符合 (2)确定中心距 初定a0 :0.7(dd1 +dd2)a0 2(dd1 +dd2) 308a0880 取a0=550mm Lc=2 a0+(/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)/4 a0 =2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)/4550=1807.559 取标准值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+ (LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2

9、计算内容 计算结果 =546.221mm 取a=547mm,a的调整范围为: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (2)验算包角: 180-(dd2-dd1) 60 /a=180-(315-125) 60/547=159120，符合要求。 (3)确定根数:zpc/p0 p0=K(p0+p1+p2) K=1.25(1- )=0.948 对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3, c3=9.610-15,c4=4.6510-5 L0=1700mm 1= = =98.437rad/s p0= dd11c1- - c3 (dd11)-

10、c4lg(dd11) =12598.4373.7810-4- -9.6 10-15 (12598.437)- 4.6510-5 lg(12598.437)=1.327 p1= c4dd11 =0.148 p2=c4dd11 =0.0142 p0=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 确定根数：z Zmax z= = 取z=2 （4）确定初拉力F0 F0=500 =500 =175.633KN （5）带对轴的压力Q Q=2 F0zsin =2 =690.768KN （二）减速器以内的零件的设计计算 1齿轮传动设计 （1）高速级用斜齿轮 选择材料 小齿轮选用40C

11、r钢，调质处理，齿面硬度250280HBS大齿轮选用ZG340 640，正火处理，齿面硬度170 220HBS 应力循环次数N： N1=60n1jLh=60376（930016）=9.74108 N2= N1/i1=9.74108 2.746=3.549108 查文献2图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀） 由文献2式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92 按齿面硬度250HBS和170HBS由文献2图（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=450 Mpa 许用接触应力H1 =（Hlim

12、1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因H2H1，所以计算中取H= H2 =459.540 Mpa 按接触强度确定中心距 初定螺旋角=12 Z= =0.989 初取KtZt2=1.12 由文献2表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取a=0.4 端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan（tan20/cos12）=20.4103 基圆螺旋角b= arctan(tancost)= arctan(tan12cos20.4103)=11

13、.2665 ZH= = =2.450 计算中心距a: 计算内容 计算结果 a =111.178mm 取中心距 a=112mm 估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)= 0.7842.24 取标准模数mn=2 小齿轮齿数 实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内 修正螺旋角= 105039 与初选=12相近，Z，ZH可不修正。 齿轮分度圆直径 圆周速度 由文献2表5-6 取齿轮精度为8级 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，由文献2表5-3 取 KA=1.25 由文献2图5-4（b），按8级精度和 取KV=1.023 齿宽 ，取标准b=45mm 由文献2图5-7（

14、a）按b/d1=45/61.091=0.737,取K=1.051 由文献2表5-4，K=1.2 载荷系数K= KAKVKK= 计算重合度： 齿顶圆直径 端面压力角： 齿轮基圆直径： mm mm 端面齿顶压力角： 高速级斜齿轮主要参数： mn=2 z1=30, z2=80 = 105039 mt= mn/cos=2.036mm d1=61.091mm d2=162.909mm da1=65.091mm da2=166.909mm df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm 中心距a=1/2(d1+d2)=112mm

15、 齿宽b2=b= 45mm b1= b2+(510)=50mm 计算内容 计算结果 齿面接触应力 安全 验算齿根弯曲疲劳强度 由文献2图5-18（b）得： 由文献2图5-19得： 由文献2式5-23： 取 计算许用弯曲应力： 计算内容 计算结果 由文献2图5-14得： 由文献2图5-15得： 由文献2式5-47得计算 由式5-48： 计算齿根弯曲应力： 均安全。 低速级直齿轮的设计 选择材料 小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162185HBS 计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748

16、108 N2= N1/i1=0.858108 计算内容 计算结果 查文献2图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14 按齿面硬度250HBS和162HBS由文献2图（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=440 Mpa 由文献2式5-28计算许用接触应力： H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =461.472 Mpa 因H2H1，所以取H= H2 =461.472 Mpa 按接触强度确定中心距 小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m

17、初取KtZt2=1.1 由文献2表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取a=0.35 计算中心距a: a =145.294mm 取中心距 a=150mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)150= 1053 取标准模数m=2 小齿轮齿数 齿轮分度圆直径 齿轮齿顶圆直径： 齿轮基圆直径： mm mm 圆周速度 由文献2表5-6 取齿轮精度为8级 按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献2表5-3 取 KA=1.25 按8级精度和 取KV=1.02 齿宽 b= ,取标准b=53mm 由文献2图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取K

18、=1.03 由文献2表5-4，K=1.1 载荷系数K= KAKVKK= 计算端面重合度： 安全。 校核齿根弯曲疲劳强度 按z1=50, z2=100,由文献2图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22 由文献2图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。 Y=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.804=0.666 由文献2图5-18（b），Flim1=290Mp, Flim2=152Mp 由文献2图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=45mm，YX1= YX2=1.0。 取YST=2.0，SFmin=1.4。 计算许用弯曲应力： F1= Flim1YST

19、 YN1 YX1/SFmin=414Mp F2= Flim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp 计算齿根弯曲应力： F1=2KT1YFa1YSa1Y/bd1m=21.4451362832.361.710.666/531002=99.866MpF1 F2=F1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866MpF2 均安全。 五轴的结构设计和轴承的选择 a1=112mm, a2=150mm, bh2=45mm, bh1= bh2+(510)=50mm bl2=53mm, bl1= bl2+(510)=60mm (h-高速轴，l-低速轴) 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=

20、10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为： 计算内容 低速级直齿轮主要参数： m=2 z1=50, z1=50 z2=100 u=2.034 d1=100mm d2=200mm da1=104mm da2=204mm df1= d1-2(ha*+ c*) m=95mm df2= d2-2(ha*+ c*) m=195mm a=1/2(d2+ d1)=150mm 齿宽b2 =b=53mm b1=b2+ (510)=60mm 计算结果

21、 l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2(5+10)+50+10+60+20=170mm l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2(5+10)+50+10+60+20= 172mm l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2(5+10)+50+10+60+20=172mm (2)高速轴的设计： 选择轴的材料及热处理 由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢， 轴的受力分析： 如图1轴的受力分析： lAB=l1=170mm, lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm lBC= lAB- lAC=170-50=120mm (

22、a) 计算齿轮啮合力： Ft1=2000T1/d1=200051.687/61.091=162.131N Fr1=Ft1tann/cos1692.13tan20/cos10.8441=627.083N Fa1= Ft1tantan10.8441=324.141N (b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图： RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131120/170=1194.445N RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083120+324.141 61.09

23、1/2)/170=500.888N RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N (c) 支承反力 弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm MC2= RB lBC=61612.32N.mm 转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm 计算内容 计算结果 d 轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献2表8-2，取A0=100 则d100 ，由于外伸端轴开一键槽， d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da12d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴

24、颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的结构尺寸如下图： 高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。 （2）中间轴（2轴）的设计： 选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 轴的受力分析： 如下图轴的受力分析： 计算内容 计算结果 lAB=l2=172mm, lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm lBC= lAB- lAC=172-51=121mm lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm (a) 计算齿轮啮合力： Ft2=2000T2/d2=2000136.283/16

25、2.909=1673.118N Fr2=Ft2tann/cos=1673.118tan20/cos10.8441=620.037N Fa2=Ft2tan=1673.118tan10.8441=320.499N Ft3=2000T2/d3=2000136.283/100=2725.660N Fr3=Ft3tan=2725.660tan20=992.059N (b)求水平面内和垂直面内的支反力 RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118121+2725.66056)/172=2064.443N RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.

26、443=2334.35N RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449162.909/2-620.037121+992.05956)=190.336N RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336= 计算内容 计算结果 181.656N RA=2073.191N, RB=2341.392N 轴的结构设计 按经验公式, dA0 由文献2表8-2，取A0=110 则d110 ，取开键槽处d=35mm 根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。 初定轴的

27、结构尺寸如下图： 中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。 （3）低速轴（3轴）的设计： 选择轴的材料及热处理 选用45号纲调质处理。 轴的受力分析： 如下图轴的受力分析： 计算内容 计算结果 初估轴径： dA0 =110 联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm 轴上危险截面轴径计算：d=（0.30.4）a=（0.30.4）150=4560mm 最小值dmin =45（1+3%）=46.35mm，取标准 计算内容 计算结果 50mm 初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为408018 轴上各轴径及长度

28、初步安排如下图： 低速级轴及轴上轴承的强度校核 a、 低速级轴的强度校核 按弯扭合成强度校核： 转矩按脉动循环变化，0.6 Mca1= Mc=106962.324N.mm Mca2= Mca3=T=159679.800N.mm 计算弯矩图如下图： 计算内容 计算结果 剖面直径最小，而计算弯矩较大，剖面计算弯矩最大，所以校核，剖面。 剖面:ca= Mca3/W=159679.8/0.135=37.243Mp 剖面：ca= Mca2/W=192194.114/0.150=15.376Mp 对于45号纲，B=637Mp，查文献2表8-3得 b -1=59 Mp，caS 剖面安全。 b、 校核，剖面：

29、 剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，k=1.97, k=1.51 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，k=1.612,k=1.43 剖面因键槽引起的应力集中系数查文献2附表1-1得：k=1.82, k=1.62。故应按过渡圆角引起 计算内容计算结果 的应力集中系数来验算剖面 MV=113 RA=922.089113=104196.057N.mm, TV=266133N.mm 剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力： max= MV/W=104196.057/0.150=8.336Mp a=max=8.366 m=0 剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为： ma

30、x =T/ WT=266133/0.250 绝对尺寸影响系数由文献2附表1-4得： =0.84， =0.78 表面质量系数由文献2附表1-5查得： =0.92， =0.92 剖面的安全系数： S = S= S= 取S= 1.51.8，SS 剖面安全。 六各个轴上键的选择及校核 1高速轴上键的选择： 初选A型632 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献2表2-10，许用挤压应力p=110Mp，p= 满足要求； 计算内容 高速轴上 选A型632 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm 中间轴 选A型1032 GB1095-79：b=10mm,h=8

31、mm,L=32mm,l=22mm, 计算结果 2中间轴键的选择： A处：初选A型1032 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, p=110Mp p= 满足要求; B处：初选A型1045 GB1095-79： b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,p=110Mp p= 满足要求. 3. 低速轴上键的选择： a.联轴器处选A型普通平键 初选A型1050 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献2表2-10，许用挤压应力p=110Mp p= 满足要求. b. 齿轮处初选A型1440 GB1096-79：b=

32、14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, p=110Mp p= 满足要求. 七联轴器的选择 根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。 查表取工作情况系数K=1.251.5 取K=1.5 计算转矩 Tc=KT=1.5266.133=399.200Mp 选用HL3型联轴器：J4084GB5014-85，T=630N.m, TcT,nn,所选联轴器合适。 低速轴 联轴器处选A型1050GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm 低速轴 齿轮处初选A型1440GB1096-79： b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm 选用HL3型联轴器：J4084GB5014-85参考资料：机械课程设计，理论力学