资源描述
设计计算说明书设计项目计算及说明主要结果一、设计任务书及有关数据2、 确定传动方案3、 选择电动机 （1）选择电动机1） 工作条件 带式输送机、连续单向运转，两班制工作，载荷变化不大，空载启动，室内工作有粉尘，输送带速允许有5%的误差。已知数据 输送带工作拉力FW=3kN,输送带速度w=1.2m/s，卷筒直径D=310mm。 机械传动装置一般由原动机、传动装置、工作机和机架四部分组成。单级圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。传动装置的布置见图 （图-1） （图-1）1）选择电动机类型和结构形式 根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机，为卧式封闭结构。2）确定电动机功率 工作机所需的功率(kW)按下式计算式中，FW=3000N，=1.2m/s，带式传送机的效率=0.94，带入上式得 3.83kWkW0.9410002.13000W=P电动机所需功率(kW)按下式计算FW=3kNw=1.2m/sD=310mm=3.83kW 式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据传动特点由表2-4查得：V带传动=0.96，一对齿轮传动=0.97，一对滚动轴承=0.99，弹性联轴器=0.99，因此总效率，即 =0.9044.24kWkW0.9043.83W0=hPP 确定电机的额定功率Pm(kW)，使Pm=（11.3）P0=4.09（11.3）=4.095.32kW，查表2-1取Pm=5.5kW。3) 确定电机转速 工作机卷筒轴的转速为r/min97.73r/min3102.1100060100060ww=ppnDn 根据表2-3推荐的各类传动比的取值范围，取V带传动的传动比=24，一级齿轮减速器=35，传动装置的总传动比=620，故电机的转速可取范围为r/min97.73206wm=）（总nin = 413.821479.41r/min 符合此转速要求的同步转速有750r/min，1000r/min两种，考虑综合因素，查表2-1，选择同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M2-6,其他满载转速为960r/min 电动机的参数见 （表1）P0=4.24kWPm=5.5kWr/min97.73w=n(2) 计算传动装置的传动比并分配各级的传动比（3）计算传动装置的运动参数和动力参数型号额定功率/kW满载转矩r/min额定转矩最大转矩Y132M2-65.59602.02.0传动装置的总传动比为 12.9873.97r/min960r/min/wm=nni总1） 分配各级传动比 为了符合各种传动形式的工作特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理匀称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸油深度合理。 本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因，为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比=4.2，则带传动的传动比为 09.32.4/98.12=齿轮带总iii1） 各轴转速I轴=960r/min/3.09=310.68r/minII轴=310.68r/min/4.2=73.97r/min滚筒轴=73.97r/min2） 各轴功率I轴 =4.24kW0.96=4.07kWII轴 =4.07kW0.970.99= 3.77kW滚筒轴 =3.77kW0.990.99=3.91kW3) 各轴转矩电动机轴 mm96024.46105.59=N =42180NmmY1322M-6960r/min310.68r/min73.97r/min73.97r/min3.93kW3.77kW3.69kW40687Nmm4、 传动零件的设计计算（1） 普通V带传动1) 计算功率2) 选择V带类型3) 确定V带基准直径4）验算带速I轴 =421803.090.96Nmm=122453NmmII轴 =1224534.20.970.99Nmm =493885Nmm滚筒轴 =4938850.990.99Nmm =484057Nmm 根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见（表2） （表2）参 数轴 号电动机轴I轴II轴滚筒轴转速n/(r/min)960310.6873.9773.97功率P/(kW)4.244.073.913.83转矩T/(Nmm)42180122453493885484057传动比i3.094.21效率0.960.960.98 本题目高速级采用普通V带传动，应根据已知的减速器参数确定带的型号、根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径、材料、结构尺寸等内容。 带传动的计算参数见（表3） （表3）项目参数4.249603.09 根据工作条件，查教材表9-7取=1.2 kWPKPc1.524 .42.10A= 由960r/min、4.9kW，查教材图9-10，因处于A、B的中间区域，可同时选择A、B两种带型来计算。最后根据计算结果来分析选择。 查教材9-8可取：A型带取，取滑动率 mmmmidddd82.302)02.01(1003.09)-(1I2=-=e取280mmB型带取mmdd140I=，取滑动率 mmmmidddd95.423)02.01(1403.09)-(1I2=-=e取400mmA型带smsmndvd/024.5/10006096010014.310006011=p带速在525m/s范围内合适。B型带smsmndvd/034.7/10006096014014.310006011=p122453Nmm493885Nmm484057Nmm 5.1kWA、B型带A型带100mm280mmB型带140mm400mmA型带v=5.024m/sB型带v=7.034m/s5） 确定带的基准长度和实际中心距6） 验算小节轮包角7） 确定V带根数 A型带 因没有给定中心距的尺寸范围，按公式计算中心距266mm760mm。取mma5000=B型带中心距范围：378mm=-=，合适。B型带oommmmmm12015805.684140400.357-180oo=-=，合适。A型带 查教材表9-4：单根V带的额定功率958.00=P(插值法计算，kWkWkWP9576.0)950960(950120095.014.195.0)960(0=-+=)，kWP1116.00=D(插值法计算)，查教材表9-5：941.0=aK（插值法计算），查教材表9-6：005.1=LKA型带mma5000=B型带mma7000=A带型mmLd1600=A型带a=493.6mmA型带mma6.469min=mma6.541max=B带型mmLd2240=B带型a=684.05mmB带型mma45.650min=mma7.751max=A型带o1591=aB型带o1581=a8） 计算初拉力9） 计算对轴的拉力（2） 圆柱齿轮的设计1）选择齿轮材料及确定许用应力LcccKKPPPPPza)(00D+=8.4005.1941.0)1116.09576.0(9.4=+=kW因大于4，应取z=5根B型带与A型带类似，可查得：9556.20=P kW，kWP301.00=D，941.0=aK，03.1=LK代入公式计算得z=2.11，取z=3根计算结果见（表4） （表4）A1002805.02416004941596B1404007.03422406841583比较两种计算结果，A型带根数较多，选B型带根数合理。查教材表9-1，B型带Q=0.17kg/m2c01-.52500QvKzvPF+=）（aNN.620734.07.1701-944.0.527.0343.945002=+=）（NzFFoR7.12222158sin6.207322sin210=a已知齿轮传动的参数，见（表5）。齿轮相对于轴承为对称布置，单向运转、输送机的工作状况应为中等冲击。 （表5）项目参数4.07318.94.3 由于该减速器无特殊要求，为制造方便，选用价格便宜、货源充足的优质碳素钢，采用软齿面。查教材图6-23、图6-24、表6-9得：小齿轮 42钢调质，250280HBS大齿轮 45钢正火，170200HBS接触疲劳极限应力A型带z=5根B型带z=3根NF6.2070=NFR7.1222=小齿轮42钢调质大齿轮45钢正火2）按齿面接触强度设计计算2） 确定齿轮的参数及计算主要尺寸4）验算齿根的弯曲疲劳强度5）验算齿轮的圆周率6）齿轮结构设计五、轴的结构设计（1）轴的结构设计（2）确定各轴段的尺寸（3）确定联轴器型号（4）按扭转和弯曲组合进行强度校核（5）高速轴的设计六、键的选择及强度校核七、选择轴承及计算轴承寿命八、选择轴承润滑与密封方式九、箱体及附件设计（1）箱体的选择（2）选择轴承端盖（3）确定检查孔与孔盖（4）通气器（5）游标装置（6）螺塞（7）定位销（8）起吊装置十、设计小节十一、参考书目小齿轮 大齿轮 MPaimH46021=s弯曲疲劳极限应力小齿轮 大齿轮 MPaimF21521=s安全系数，许用接触应力小齿轮 大齿轮 MPaH5702=s许用弯曲应力小齿轮 MPaF2251=s大齿轮 MPaF2152=s查教材表6-11、表6-13得：K=1.5；1=dy;MPaHH5702=ss传动比4.2II I=i;外啮合时设计公式中的“”取“+”号；mm122453NT1=带入设计公式312111)671(diKTdHys3mmmm21.682.412.411224535.1)570671(2=+=确定齿数 对于软齿面闭式传动，取，105252.412=izz，取1052=z，取= z2/ z1=4.2, i=（i-）/i=(4.2-4. 22)/4.2= 0.5%,在5%范围内合适。确定模数m= d1/z1=72.66mm/25=2.91mm,取m=2.68mm.确定中心距初算中心距a0=(z1+z2) m/2=(27+114) 3mm/2=211.5mm取a=211.5mm计算主要几何尺寸分度圆尺寸 d1=mz1=327mm=81mm;d2=mz2=3114mm=342mm齿顶圆尺寸 da1=m(z1+2) mm=87mm da2=m(z2+2) mm=348mm齿宽b=d1=181mm=81mm取大齿轮齿宽b2=81mm，小齿轮齿宽b1=86mm查教材图6-25得，复合齿系数,代入公式：、值分别小于各自的许用应力值，故安全v=d1n1/60x1000=1.32m/s 注：在设计减速器俯视图的过程中，还要用到齿轮的很多的尺寸，包括齿轮的结构设计，这里就不再给出具体结构设计和尺寸，可以在减速器零件设计中专门设计齿轮结构，也可以在设计过程中来完善、补充这些尺寸。 课程设计一般是先设计低速轴，把低速轴设计出来后根据低速轴的长度尺寸就可确定箱体的宽度等尺寸，故先设计低速轴。 低速轴的参数见附录十九表-6 附录十九 表-6项目P/kwn/r/min参数3.9573.971）轴上零件的布置 对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体中间位置；两个联轴器安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证齿轮的轴向位置，还应在齿轮和轴承之间一个套筒。2）零件的装拆顺序 轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧装拆。本题目从方便加工的角度选轴上的零件从轴的的右端装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器一次从轴的右端装入，左端的轴承从左端装入。3）轴的结构设计 为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段轴的直径大于前端轴的直径，低速轴的具体设计如下。 轴段安装联轴器，用键周向固定。 轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器。 轴段高于轴段，方便安装轴承。 轴段高于轴段，方便安装齿轮，齿轮在轴段上用键周向固定 轴段高于轴段形成轴环，用来定位齿轮。 轴段直径应和轴段直径相同，一使左右两端轴承型号一致。轴段高于轴段形成轴肩，用来定位轴承；轴段高于轴段的部分取决于轴承标准。 轴段与轴段高低没有什么直接的影响，只是一般的轴身连接。 低速轴的结构如附录十九图-2所示1）各轴段的直径 因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料无特殊要求，故选用45钢。 查教材表12-3； 45钢的A=126-103 代入设计公式 考虑该轴段上有一个键槽；故应将轴径增大5%,即d=(39.1448.1)(1+0.05)mm=41.1错误！未找到引用源。49.66mm 轴段的直径确定=50mm. 轴段的直径应在的基础上加上两倍的定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度=（0.070.1）=45mm,即=+2=45+24.5mm=54mm,考虑该轴段安装密封圈，故直径还应符合密封圈的标准，取=54mm。 轴段的直径应在的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，但因该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴承内经相符合。这里取=5859mm。 同一根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一根型号，故安装滚动轴承处的直径应相同即=60mm。 轴段上安装齿轮，为安装齿轮方便，取=73mm 轴段的直径=是定位轴环的高度，取=7mm,即=73mm +27mm =87mm。 轴段的直径应根据所用的轴承类型号及型查轴承标准取得，预选该轴段用6214轴承（深沟球轴承，轴承数据见附录一）查的=72mm。2）各轴段的长度注：课程设计时，在确定出各轴段的直径后，就应该进入画图阶段，要边计算边画图，边画图边计算。一般从图5-2开始画起，确定轴的长度是要先确定箱体的结构。例如轴段、轴段的长度只有在确定各自的长度。轴段的长度要先确定箱体的润滑方式才能确定，轴段的长度由所选的联轴器来确定。这个阶段也就是非标准图（八开纸）设计阶段。 为后面进行轴的强度校核方便，这里按常规给出各轴段的长度，确定方法如图3-3所示。课程设计时一定要先画图，先确定有关箱体结构、润滑方式等，参考例3-1中确定长度的方法确定轴的长度尺寸，并在说明书中详细写出确定依据和步骤。 为了补偿由于制造、安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查附录五选联轴型号为TL8，联轴器安装长度L=84mm. 因本例转速较低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑方式确定轴的长度。取轴承距箱体内壁的距离3为10mm。课程设计时应根据实际情况确定。=82mm=41mm =59mm =83mm =8mm =18mm =33mm =+ =324mm 轴段、之间的砂轮越程槽包含在段轴的长度之内。 低速轴承的支点之间距离为L=75mm+25mm 2+12mm2=149mm (确定方法可参见图-3-3)。1）绘制轴的极端简图 为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力Ft错误！未找到引用源。、径向力Fr。两端轴承可简化为一端活动铰链，一端固定铰链，如附录十九图-3b所示。为计算方便，选择两个危险截面-、-，-危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，距B制作的距离为149/2 mm =74.5 mm；-危险截面选择在段轴和段轴的截面处，距B支座的距离为24/2mm +25mm +2mm =39mm.2）计算轴上的作用力从动轮的转矩T=493885N.mm齿轮分度圆直径齿轮的圆周力齿轮的径向力tan=2888tan20N.mm =1029N. mm3）计算支反力及弯矩计算垂直平面内的支反力及弯矩 a.求支反力：对称布置，只受一个力，故b.求垂直平面的弯矩I-I截面：=51573.5=37852.5N.mmII-II截面: =51538=19570N.mm计算水平平面内的支反力及弯矩a.求支反力：对称布置，只受一个力，故=2888N/2=1444Nb.求水平平面的弯矩I-I截面: =144473.5=106134N.mmII-II截面: =144438=54872N.mm求各截面的合成弯矩I-I截面:II-II截面: 计算转矩T=493885N.mm确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6。按两个危险截面核对：I-I截面的应力：=II-II截面的应力：=查教材表12-1及表12-4得。 ，均小于 ，故轴的强度满足要求。高速轴的设计主要是设计各轴段的直径，为设计俯视图做准备。有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定；有些轴段的长度确定要在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定。 经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。为使零件定位和固定，高速轴设计为六段，各轴段直径尺寸为：d1=30mmd2=35mmd3=40mm (取轴承型号为6208)d4=43mmd5=50mmd6=40mm 1）选择键的尺寸 低速轴上在段轴和段轴两处各安装一个键，按一般使用情况选择采用A型普通平键联接，查教材表11-6选取键的参数见附表十九表-7。段轴段轴标记为：键1：GB/T 1096 键 14982键2：GB/T 1096 键 1812832）校核键的强度 轴段上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查教材表11-7 =5060MPa. 轴段上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微冲击，=100120 MPa。 静联接校核挤压强度：轴段 ： 段轴： 所选键联接强度满足要求。 1）轴承型号的选择高速轴选轴承类型深沟球轴承，型号为6208。低速轴选轴承型为深沟球轴承，型号为6312。2）轴承寿命计算高速轴：高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，近一步求出轴承的当量动载荷，然后计算轴承的寿命。画出高速轴的受力图并确定支点的之间的距离见附录十九图-5，带轮安装在轴上的轮毂宽L=（1.52）d0，d0为安装带轮处的轴径，即高速轴的第一段轴径， = =30mm，L=（1.52）30mm =4560mm，取第一段的轴的长度为50mm。第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段上的轴承宽度（6208的B=18mm），故取该轴段的长为49mm，带轮中心到轴承A支点的距离 =50mm /2+49mm +18mm/2 =83mm。高速轴两轴承之间的支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度之差，应为149mm-6mm=143mm,因对称布置，故=71.5mm。高速轴上齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即：=1029N, =2888N。注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力=1180.6N作用在高速轴上，对轴的支持反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支持反力影响不同。在这里有三种情况，本示例给出三种计算方法，实际计算时可选其中一种。本示例具体情况不明，故方向不确定，采用在求出齿轮受力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承最后的受力。因齿轮相对于轴承对称布置，A,B支座的支反力数值一样，故只计算一边即可。求轴承A处支反力：水平平面：=垂直平面：求合力：=1751N考虑带的压力对轴承支反力的影响，因方向不确定，以最不利因素考虑：=0（+）（+）=0=N=1865.8N轴承受到的最大力为=1751+1865.8N=3616.8N。正常使用情况，查教材表13-9和13-10得=1，=1.2，=3，查附录一：轴承6208的基本额定动载荷C=29.5kN,代入公式：=18515h假设带对轴的压力作用如图所示，和作用在同一平面，求轴承A处支反力：水平平面：=1645N垂直平面：=0，（+）+（+）=0=N=2638.6N=1695N求轴承B处支反力：水平平面：=1595N垂直平面：=+ =1148N+1244.7N2638.6N =245.9N FB=-585说明原假设方向反力，应该方向向上。=1613.8N比较轴承A处和轴承B处的受力情况，可以看出轴承A处的受力较大，轴承寿命以A处计算即可，轴承的当量动载荷P=2963.6N。正常使用情况下，,=3,查附录一轴承6208的基本额定动载荷C=29.5kN，代入公式：=h=33654h假设带对轴的压力和作用在同一平面，求轴承A 处支反力：水平平面：=0，（+）+（+）=0=N=3659.1N垂直平面：=1106N/2=553N=3703.8N=h=15635h低速轴： 正常使用情况，查教材表13-9和13-10得,=3,查附录一轴承6214的基本额定动载荷C=60.8kN，因齿轮相对于轴承为对称布置，轴承的受力一样，可只算一处，计算A处，当量动载荷P=N=1.76N代入公式：=h=5.91h从计算结果看，高速轴轴承使用时间较短。按最短时间算，如按每天两班制工作，每年按250天计算，约使用四年，这只是理论计算，实际情况比较复杂，应根据使用情况，注意检查，发现损坏及时更换。低速轴轴承因转速太低，使用时间太长，实际应用中会有多种因素影响，要注意观察，发现损失及时更换。轴承的润滑方式取决于浸油齿轮的圆周速度，大齿轮的圆周速度，大齿轮的圆周速度v=n/（601000）=3.1432167.30/(601000)m/s=1.13m/s2m/s,应选择脂润滑。 因轴的速度不高，高速轴轴颈的圆周速度为V=n/（601000）=3.1435282.97/(601000)m/s=0.52m/s5m/s,故高速轴处选用接触式毡圈密封。 低速轴轴颈的圆周速度为V=n/（601000）=3.146567.30/(601000)m/s=0.229m/s5m/s，故低速轴处也选用接触式毡圈密封。注：确定润滑方式后，就可确定、段的轴长，装配图的俯视图就基本形成，至此，第一阶段（非标准图）设计基本结束，可以进入第二阶段（坐标纸图）的设计。 一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。 箱体中心高度H=/2+(5070)mm=321/2+(5070)mm=210.5230.5mm取中心高度H=220mm,取箱体厚度=8mm,选用凸缘式轴承盖，根据轴承型号设计轴承盖的尺寸：高速轴：D=125mm, =8mm, =150mm, =180mm,低速轴：D=110mm, =10mm, =135mm, =160mm根据减速器中心距a=195mm查表5-14可得：检查孔尺寸：L=120mm,b=70mm;检查孔盖尺寸：=150mm, =100mm; =85mm=135mm, =8mm,材料：Q235，厚度取6mm。选用表5-15通用器1，选M161.5。选用表5-16中M12。选用表5-19中M201.5。定位销选用圆锥销。查表5-20：销钉公称直径d=8mm。按中心距查表5-21得，箱体毛重155kg,选用吊环螺钉为M10。271=z1142=zm=3mma=211.5mmd1=81mmd2=342mmda1=87mmda2=348mmd1=45mmd2=54mmd3=70mmd4=63mmd5=75mmd6=72mm选用弹性套柱销联轴器，型号为TL8=82mm=41mm=59mm=83mm=8mm=18mm=33mm=324mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=43mmd5=50mmd6=40mm键连接强度满足要求高速轴选轴承类型6208低速轴选轴承类型6214Lh1=18515hLh2=33654hLh3=19382hLh=5.91h轴承的润滑方式选脂润滑高速轴处选用接触式毡圈密封低速轴处选用接触式毡圈密封中心高度H=220mm22
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