设计项目 | 计算公式及说明 | 主要结果 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
1.设计任务 | （2）原始数据 输送带的有效拉力 F=4000N 输送带的工作转速 V=1.0m/s（允许误差5%） 输送带滚筒的直径 d=380mm 减速器的设计寿命为5年 （3）工作条件 两班工作制，空载起动，载荷平稳，常温下连续单向运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380V/220V。 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
2.传动方案的拟定 | 带式输送机传动系统方案如下所示： 带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经联轴器4及开式齿轮5将动力传至输送机滚筒6，带动输送带7工作。传动系统中采用单级圆柱齿轮减速器，其结构简单，齿轮相对于轴位置对称，为了传动的平稳及效率采用斜齿圆柱齿轮传动，开式则用圆柱直齿传动。 | 传动系统方案图见附图（一） | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
3.电动机的选择 | 按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，电源为380V。 （1）.电机容量选择 根据已知条件有计算得知工作机所需的有效功率为 P===4.0KW 如图所示为电动机传动原理图各个零件的编号如附图（一）： 设——输送机滚筒轴至输送带之间的效率； ——联轴器效率，=0.99； ——闭式圆柱齿轮传动效率，=0.97； ——开式圆柱齿轮传动效率，=0.95； ——一对滚动轴承的效率，=0.99； ——输送机滚筒效率，=0.96. 估算传动系统的总效率为： =**** 其中：==0.99 =华硕u36*=0.97*0.99=0.9603 =*=0.99*0.99=0.9801 =*=0.95*0.99=0.9405 =*=0.99*0.96=0.9504 由此可得传动的总效率 =****=0.99*0.9603*0.9801*0.9405*0.9504=0.8329 工作机所需要的电动机的功率 ===4.8kw 由Y系列三相异步电机列表可以确定满足条件的电动机额定功率应取为5.5kw。 2）电动机转速的选择 根据已知条件有计算得知输送机滚筒的工作转速为： ===50.28 r/min 由表初选同步转速为1500 r/min，1000 r/min的电动机，对应于额定功率为5.5kw的电动机型号分别为Y132S-4和Y132M2-6，把 两个电动机的有关技术参数及相应算得得总传动比列于表中： 方案比较表
考虑到本次设计安装的方便，选用方案II。 Y160M2-8 型三相异步电动机的额定功率=5.5kw，满载时转速为720r/min，由表查得电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=42mm，E=110mm。 | =0.8329 =4.8kw =50.28 r/min 电动机型号为Y160M2-8 =5.5kw =720r/min | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
4.传动比的分配 | 带式输送机传动系统的总传动比为： i===14.32 由传动系统方案知道： =1，=1 按表查取闭式圆柱齿轮传动的传动比取为3.5即为： =3.5 由计算可以知道开式圆柱齿轮减速器的总传动比为 ===4.09， ==4.09 传动系统各级传动比分别为： =1，=3.5，=1，=4.09 | =1 =3.5 =1 =4.09 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
5.传动系统的运动和动力参数计算 6.减速器传动零件的设计计算 （1）齿轮的设计计算 （2）.轴的初步设计计算 7.滚动轴承的选择 8.键连接和联轴器的选择 9.减速器润滑方式，润滑剂及密封装置的选择 10.设计小节 | 传动系统各轴的转速和转矩计算分别如下： 0轴即电动机主轴 ==720r/min ==5.5kw =9550=9550=72.95N.m 1轴即为减速器高速轴 == r/min =720r/min =*=5.50.99=5.445kw ==72.9510.99=72.223N.m 2轴即为减速器低速轴 == r/min=205.71 r/min ==5.4450.9603=5.229kw ==72.230.9603=242.74N.M 3 轴 即为开式圆柱齿轮传动高速轴： == r/min=205.71 r/min ==5.2290.9801kw=5.12kw ==242.7410.9801=238.03N.m 4轴即为输送机滚筒轴： == r/min=50.28 r/min ==5.1250.9405=4.82kw ==238.030.94050.9405=925.84N.M
注：对电动机轴所填数字为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数字为输入功率和输入转矩。 对于所设计的圆柱齿轮减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，对斜齿圆柱齿轮进行设计计算。 单级圆柱齿轮减速器的内部只有一对常啮合斜齿轮，设高速级齿轮即小齿轮为1 ，低速齿轮为即大齿轮为齿轮2，该减速器的设计使用寿命为5年，两班工作制，由前面计算知道N.m i=3.5 （1）.选择材料及热处理 小齿轮选择45号钢，调质 HBS1=240~270， 大齿轮选择45号钢，正火HBS2=200~230 （2）确定许用接触应力[]和 [] []= ——齿轮的寿命系数 ——接触极限 ——最小安全系数 由图像知道=560Mpa =500Mpa 接触应力变化次数为： =60=607201（823005）=1.04 =60== 由接触应力变化总次数可以知道 =0.93 =0.99 当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数=1 将以上数值带入许用应力计算公式得： []===520.8Mpa []===495.0Mpa []>[] (3).按齿面接触强度条件计算中心距a 由a (u+1) 1)K 为载荷系数，由表查得K=1.2; 2）齿宽系数查表得：=1.0 ===0.44 取 为=0.44 3)弹性系数由表查得 =189.8 Mpa 4）节点区域系数 取 = 则=2.475 5)重合度系数 = 初选端面重合度=1.65（>1) 由式（13-17） 因此===0.78 6）螺旋角系数 ===0.992 7)计算中心距a a (u+1) =（3.5+1）= 因此取标准中心距a=125mm。 （4）确定主要参数和计算主要尺寸 1）模数 ===1.82 因此模数取为2 2）齿数和 ===27.3.5 ==27.353.5=95.75 调整后取=28 =95 实际传动比 ==3.39 传动比误差 =*100%=-3.36%。在误差范围5%内 3）螺旋角 Cos===0.984 = 在8~~20 的范围之内，取小齿轮为右旋，大齿轮为左旋 4）分度圆直径 和 ===56.911mm ===193.089mm 5）齿宽和 ===1250.45=56.25mm 取齿宽为=56mm 则=+（5~10）=56+（5~10）=61~67mm 取齿宽=62mm （5）确定许用弯曲应力[]和[] []= Mpa 1）弯曲疲劳极限应力=220Mpa =180Mpa 2）弯曲疲劳寿命系数 盈利循环次数为 大学生活导论=60=607201（823005）=1.04 =60拉尔夫 斯坦曼== 由此查阅相关图表知道=0.90 =0.95 3）齿轮应力修正系数 由标准规定知道=2 4)最小安全系数 失效率低于1/100时 =1.25 5）许用弯曲应力由[]= []===353.28 Mpa []===334.0Mpa （6)检验轮齿抗弯强度 1）当量齿数 ===29.87 ===101.73 由此取两个齿轮的齿数分别为22和97 2）齿形系数和应力修正系数 =2.72 =1.57 =2.20 =1.78 3）重合度系数 =0.25+=0.25+=0.710 4)螺旋角系数 由相关图查取数字得知 =0.88 5）校核弯曲强度 == =80.05Mpa == =81.56Mpa 因<[]，<[] 故轮齿弯曲强度满足要求 7）主要设计计算结果 中心距 =125mm 法面模数 =2mm 螺旋角 = （设小齿轮为右旋，大齿轮为左旋） 齿数 =20 =89 分度圆直径 = 41.101mm = 182.898mm 齿顶圆直径 =45.101 mm =186.898mm 齿根圆直径 =36.101mm =177.898mm 齿宽 =50mm =45mm 齿轮精度等级 8级 材料及热处理 小齿轮 45 钢， 调质HBS1=230~250 大齿轮 45钢 ， 正火HBS2=190~210 （1）绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置简图如附图（二）所示所示： =125mm =62mm 为了保证齿轮端面与箱体内壁不发生干涉，计入尺寸k=10mm 为了保证滚动轴承能顺利放入轴承座，计入尺寸c=5mm 初选轴承宽度分别为=20mm ，=22mm。 两轴的支承跨距分别为和 =2c+2k++=2（10+5）+20+62=112mm =2c+2k++=2（10+5）+22+62=114mm （2）高速轴即1轴的设计 1）选择轴的材料及热处理 轴上小齿轮的齿顶圆直径为=45.101 mm，比较小，所以采用齿轮轴结构。选用45号钢，进行调质处理 2）轴的直径的确定 由于高速轴承受的转矩比较小，因此高速轴的直径不一定很大，有转轴最小计算公式知道C 其中P——该轴传递的功率， n——轴的转速， C——与材料有关的系数，由查表知道C=106 则C=106*=20.8mm 由此知道在该轴的最小处只要直径能达到20.8mm就可以满足设计要求。 但是在前面选择的电动机要用联轴器与该轴进行连接，而所选择的联轴器要求该轴的最小直径为42.00mm，由此取该轴的最小处为42.00mm，即安装联轴器的地方轴的直径为42.00mm。 由此可以画出减速器高速轴的结构形式：） （3）减速器低速轴的设计 1)选择材料以及热处理 选用45号钢并进行调质处理。 2）轴的受力简图如图（a）所示 ==112mm ===56mm （A）计算齿轮的啮合力 ===2514.28N ==2514.28=930.00N ==2514.28=455.11N （B）求水平面内的支反力，作出水平面内的弯矩图 在水平面内受力简图如图（b）所示： ==-==1257.14N ==0 ===1257.1457= 轴在水平面内的弯矩图如图（c）所示 （C）求该轴在垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图（d）所示 ===-79.58N ==930--79.58=850.42 ==0 ==79.5857=4536.06Nmm ==850.4257= 轴在垂直面内的弯矩图如图（e） （D）求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 ===1259.66N ===1517.77N ==0 ===71800.77Nmm ===86512.69Nmm 轴的合成弯矩图如图（f），合成转矩图如图（g） 3）轴的初步设计计算 其中计算危险截面时用最大弯矩计算最小截面，轴的材料为45号钢 调制处理，则=58.7Mpa，取折算系数=0.6 因此= =30.67mm 由于在此轴段上开有键槽，所以轴直径增大4%，计算截面直径为31.90mm 实际上取该轴段即C处直径45mm，故轴的强度足够。高低速轴的结构设计图分别如附图（四），（五）。盈余公积 （1）高速轴即1轴上的滚动轴承的选择，按承载较大的滚动轴承选择其型号。 因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承选用深沟球轴承。 高速轴所受到的径向力和轴向力分别为和 ===2538.00N ==2538.00=938.78N ==2538.00=499.40N （2）轴的受力分析 （A） 如图（1a）为轴的受力简图，图中 ==112mm ===56mm （B）求水平面内的支反力，作水平弯矩图 轴在水平面内受力简图如图（1b）所示 ===1269.00N= ==0 ===1269.0056=71064.00Nmm 轴在水平面内的弯矩图如图（1d）所示 （C）求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图（1c）所示 == =586.11N =-=938.78-586.11=352.67N ==0 ==586.11=32822.16Nmm ==352.67=19749.52Nmm 轴在垂直面内的弯矩图如图（1e） （E）求支反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 ===1397.81N ===1317.09N 轴向力=459.40N，用于支承轴的滚动轴承拟选用一对角接触球轴承，幷采用固定安装 ==0 ===787277.62Nmm ===73757.28Nmm T=72220Nmm 轴的合成弯矩图和转矩图分别如图（1f），（1g）。 由此知道轴承所受的径向力和轴向力分别为=938.78N和=459.40N 轴承工作转速为n=720r/min 初选滚动轴承为7208，基本额定动载荷=36800N，基本额定静载荷=25800N ==0.018 e=0.22+=0.21 ==0.49>e X=0.56 Y=2.0+=2.09 冲击负荷系数=1.0 温度系数=1.0 =（X+Y）=（0.56938.78+2.09459.40）1.0=1485.86N 轴承寿命计算为 ===351662h>24000h 即轴承选用合适 （2）低速轴即2轴上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定的方式安装。轴承选用角接触球轴承。 由前计算结果知：轴承工作转速为n=218.38r/min。轴承2 所受的径向力=930.00N，=455.11N 1）求轴承的当量动载荷 ， 由轴承的工作条件知道=1.2， 温度系数=1.0 轴承2 ：= *=1.21251.63=1501.96N 轴承1 ： =（X+Y） 试选轴承型号：由轴承颈d=40mm，初选轴承为6208型，该轴承的基本额定动载荷 =29500N，基本额定静载荷=18000N ==0.025 由表查得对应的界限值e=0.21 比较==0.49<e 查表得：X=1 Y=0 所以=（X+Y）=1.2*1*930.0=1116N 2）计算轴承的寿命 因为>，所以按照轴承 1 计算 ===85825h>24000h 所以轴承寿命满足要求。 （1）由前计算结果知道：高速轴为齿轮抽。高速轴的工作转矩为：T=72.22N.m， 工作转速为n=720r/min 工作情况系数K取1.2 计算转矩 =1.2*72.22=86.67Nm 选择联轴器为TL型弹性套柱销联轴器，连轴器型号为TL6JB32*60 GB4323—84。许用转矩为[T]=250Nm，许用转速[n]=3800r/min 因<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。 键选择为A型普通平键 =32.00mm =60.00mm =60-（5~10）=50~55mm 按键的附表初选键为10*50GB1096-79: b=10mm h=8mm L=50mm l=40mm 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为[]=110Mpa []=90Mpa 分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为： =25.79Mpa<[]=110Mpa =10.32Mpa<[]=90Mpa 键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。 （2）低速轴即2 轴上的键和联轴器选择 由前面的计算知道：低速轴上的工作转矩T=228.64Nmm 工作转速 n=242.74r/min 安装齿轮处的键选择为A型普通平键 =45.00mm =54.00mm =54-（5~10）=34~39mm 按键的附表初选键为14*40GB1096-79: b=14mm h=9mm L=45mm l=36mm 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为[]=110Mpa []=90Mpa 分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为： =92.38Mpa<[]=110Mpa =29.69Mpa<[]=90Mpa 键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。 低速轴上的联轴器的选择： 工作情况系数，取K=1.0 计算转矩 =1.0242.74=242.74Nm 选择联轴器为HL型弹性柱销联轴器，连轴器型号TL6。许用转矩为[T]=250Nm，许用转速[n]=3800r/min 因<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。 低速轴上安装联轴器处的键的选择为A型普通平键 =35.00mm =60.00mm =60-（5~10）=50~55mm 按键的附表初选键为10*50GB1096-79: b=10mm h=8mm L=50mm l=40mm 键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为[]=110Mpa []=90Mpa 分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为： =86.69Mpa<[]=110Mpa =34.68Mpa<[]=90Mpa 键的挤压轻度和剪切强度都满足要求 齿轮圆周线速度 V===2.14m/s>2m/s 所以该减速器采用油润滑，但高速齿轮轴需加挡油盘，以保护齿轮不受高速轴转动造成的油压冲击。 上下盖永水玻璃密封，轴处通盖用J型无骨架橡胶轴封封闭。 通过这次课程设计再次明白仔细认真，严谨踏实对于我们这个专业以及以后从事这个行业的重要性，同时又一次锻炼和培养了我的这些精神。 通过这次课程设计，首先是明白和体会到了机械设计的流程思路和方法，对国家标准和设计手册的使用有了更深的了解，同时，它使我对以前所学的明白的或没明白的只是有了较深的理解和认识，把我这几年所学的这个专业的许多知识点都发掘出来了，可谓受益匪浅，收获颇多。 | =720r/min =5.5kw =72.95N.m =720r/min =5.445Kw =72.223N.m =205.71r/min =5.229kw =242.74N.m =205.71r/min =5.12kw =238.03N.M =50.28r/min =4.820kw=1053.78N.m 小齿轮45钢调质 大齿轮45钢正火 []=520.8 Mpa []=495.0 Mpa T=72.22N.m K=1.2 =0.44 =2.475 =2 = =56.911mm =193.089 mm =56mm =62mm []=358.28 Mpa []=334.0 Mpa =2.72 =1.57 =2.20 =1.78 =0.710 =0.88 =80.05Mpa =81.56Mpa <[]<[] 故轮齿弯曲强度满足要求 =18.90mm =2514.28N =930.00N=455.116N = =4536.06Nmm = =71800.41 Nmm =86512.69Nmm 30.06mm 实际=45mm 遥远的拥抱=2538.00N =938.78N =459.40N =71064.00Nmm =32822. =19749. =1397.81N =1317.09N =78277.62Nmm = T=72220Nmm =1485.86N =35166h>24000h 轴承深沟球轴承6207满足要求 =1501.96N e=0.285 X=0.56 Y=1.52 =1116N =85825>24000h 所以角接触球轴承7008C寿命满足要求 输入轴的联轴器选用TL6JB32*60 GB4323—84满足要求 所以键选用10*50GB1096-79:满足要求 =25.79Mpa<[]=110Mpa =210.32Mpa<[]=90Mpa 键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。 =400.12Nm <[T]，n<[n] 联轴器选择HL3J35*60 GB5014—85 满足要求 =92.38Mpa<[]=110Mpa =29.69Mpa<[]=90Mpa 键的挤压轻度和剪切强度都满足要求 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
本文发布于:2024-09-21 16:45:05，感谢您对本站的认可！
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