v带2级传动设计计算说明书..pdf
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1、1 目录 一课程设计书2 二设计要求2 三设计步骤2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计 V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10. 润滑密封设计 30 11. 联轴器设计 30 四设计小结31 五参考资料32 2 一. 课程设计书 设计课题 : 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器. 运输机连续单向运 转, 载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为0.96( 包括其支承轴承
2、效率的损失), 减速 器小批量生产 , 使用期限 8 年(300 天/ 年), 两班制工作 , 运输容许速度误差为5%,车 间有三相交流 , 电压 380/220V 表一: 题号 参数 1 2 3 4 5 运输带工作拉力 (kN) 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8 运 输 带 工 作 速 度 (m/s) 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 卷筒直径( mm )250 250 250 300 300 二. 设计要求 1. 减速器装配图一张 (A1) 。 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3) 。 3. 设计说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择
3、 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计 V带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 3 1. 传动装置总体设计方案 : 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 其传动方案如下: 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 图一:( 传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总
4、体方案如: 传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。 传动装置的总效率 a 54 2 3 3 21a 0.96 3 98.0 2 95.00.970.960.759; 1为 V 带的效率 ,1为第一对轴承的效率, 3为第二对轴承的效率,4为第三对轴承的效率, 5为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为 7 级精度,油脂润滑 . 因是薄壁防护罩 , 采用开式效率计算 )。 4 2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为:P P / 19001.3/10000.7593.25kW, 执 行机构的曲柄转速为n D 60v1000 =82.76r/min, 经查表按推荐的传动
5、比合理范围,V 带传动的传动比 i 24,二级圆柱斜齿轮 减速器传动比 i 840, 则总传动比合理范围为i16160,电动机转速的可选范围为nin (16160)82.761324.1613241.6r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 选定型号为 Y112M4 的三相异步电动机,额定功率为4.0 额定电流 8.8A,满载转速 m n1440 r/min,同步转速 1500r/min。 方 案 电 动 机 型号 额定 功率 Ped kw 电动机转速 min r 电动机 重量 N 参 考 价格 元 传动装置的传动比 同 步 转速 满 载 转速 总传
6、 动比 V带 传动 减速器 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 中心高外型尺寸底 脚 安 装 尺地 脚 螺 栓轴 伸 尺装 键 部 位 尺 5 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1)总传动比 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比 为 a in /n1440/82.7617.40 (2)分配传动装置传动比 a i 0 i i 式中 10,i i分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大, 初步取 0 i2.3, 则减速器传动比为 i 0 / iia 17.40/2.37.57 根
7、据各原则,查图得高速级传动比为 1 i3.24,则 2 i 1 /ii2.33 4. 计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴转速 n 0 /inm1440/2.3626.09r/min n 1 / in626.09/3.24193.24r/min nn/ 2 i193.24/2.33=82.93 r/min n=n=82.93 r/min (2)各轴输入功率 P d p 13.250.963.12kW Pp233.120.980.952.90kW P P2 32.970.980.952.70kW P P24=2.770.980.972.57kW 则各轴的输出功率: PP0.98=3.06 k
8、W P P0.98=2.84 kW P P0.98=2.65 kW P P0.98=2.52 kW (3)各轴输入转矩 L( AC/2+AD ) HD 寸 AB 孔直径 K 寸 DE 寸 FGD 132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 6 1 T= d T 0 i 1 N m 电动机轴的输出转矩 d T=9550 m d n P =95503.25/1440=21.55 N 所以: T d T 0 i 1 =21.552.30.96=47.58 N m T T 1 i 12=47.583.240.980.95=143.53 N m T T 2 i 23=1
9、43.532.330.980.95=311.35N m T= T 34=311.350.95 0.97=286.91 N m 输出转矩: TT0.98=46.63 N m T T0.98=140.66 N m T T0.98=305.12 N m T T0.98=281.17 N m 运动和动力参数结果如下表 轴名功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min 输入输出输入输出 电动机轴3.25 21.55 1440 1 轴3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2 轴2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3 轴2.70 2.65 311.35 30
10、5.12 82.93 4 轴2.57 2.52 286.91 281.17 82.93 5. 设计带和带轮 确定计算功率 查课本 178 P表 9-9 得:2.1 A K 8.442.1PkP Aca , 式中为工作情况系数,p为传递的额定功率 , 既电 机的额定功率 . 选择带型号 根据8.4 ca P,3.1 A k, 查课本 152 P表 8-8 和 153 P表 8-9 选用带型为 A型带 选取带轮基准直径 21,dd dd 7 查课本 145 P表 8-3 和 153 P表 8-7 得小带轮基准直径mmdd90 1 , 则大带轮基准 直径mmdid dd 207903.2 102 ,
11、 式中 为带传动的滑动率,通常取(1% 2%),查课本 153 P表 8-7 后取mmdd224 2 。 验算带速 v smsm nd V md /35/17.7 100060 140090 100060 1 在 525m/s 范围内, 带充分发挥。 确定中心距 a和带的基准长度 由 于, 所 以 初 步 选 取 中 心 距a : 471)22490(5.1)(5 .1 210dd dda,初定中心距mma471 0 ,所以带长 , d L=76.1444 4 )( )( 2 2 0 2 2 0 1 21 a dd dda dd dd mm.查课本 142 P表 8-2 选取基准长度 mmLd
12、1400得实际中心距 mm LL aa dd 62.4482/76.44471 2 0 取 mma450 验算小带轮包角 1 94.162 180 180 12 1 a dd dd ,包角合适。 确定 v 带根数 z 因mmd d 90 1 ,带速smv/79.6,传动比3.2 0 i, 查课本 148 P表 8-5a 或 8-5c 和 8-5b 或 8-5d, 并由内插值法得17.0.7.10 00 pp. 查课本 142 P表 8-2 得 L K=0.96. 查课本 154 P表 8-8, 并由内插值法得K=0.96 由 154 P公式 8-22 得 20.4 96.096.0)17.00
13、7.1 ( 8.4 )( 00l ca kkpp p Z 故选 Z=5 根带。 8 计算预紧力 0 F 查课本 145 P表 8-4 可得mkgq/1. 0,故: 单根普通带张紧后的初拉力为 Nqv kzv P F ca 80.15817.71 .0)1 96.0 5 .2 ( 17.75 5008.4 )1 5 .2 (500 22 0 计算作用在轴上的压轴力 p F 利用 155 P公式 8-24 可得: NFzFp43.1570 2 94.162 sin80.15852 2 sin2 1 0 6. 齿轮的设计 (一)高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料,热处理及精度 考虑此减速器的功率及现
14、场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜 齿轮 (1)齿轮材料及热处理 材料:高速级小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取 小齿齿数 1 Z=24 高速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2 =i Z1=3.2424=77.76 取 Z2=78. 齿轮精度 按 GB/T100951998,选择 7 级,齿根喷丸强化。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 : 试选 t K=1.6 查课本 215 P图 10-30选取区域系数 Z H =2.433 由课
15、本 214 P图 10-26 78.0 1 82.0 2 则6 .182.078.0 9 由课本 202 P公式 10-13计算应力值环数 N1=60n1j h L =60626.091(283008) =1.442510 9 h N2= =4.45 10 8 h #(3.25为齿数比 , 即 3.25= 1 2 Z Z ) 查课本 203 P10-19 图得:K 1=0.93 K2=0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 202 P公式 10-12 得: H 1= S K HHN1lim1 =0.93550=511.5 MPa H2= S K HHN2lim
16、2 =0.96450=432 MPa 许用接触应力 MPa HHH 75.4712/)4325.511(2/)( 21 查课本由 198 P表 10-6 得: E Z =189.8MP a 由 201 P表 10-7 得: d=1 T=95.510 5 11/ n P=95.510 5 3.19/626.09 =4.8610 4 N.m 3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d t 1 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =mm53.49) 75.471 8.189433.2 ( 25.3 24.4 6 .11 1086.46 .122 4 3 计算圆周速度 1
17、00060 11 nd t sm/62. 1 100060 09.62653.4914.3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b= td d1=49.53mm 计算摸数 mn 初选螺旋角=14 10 nt m=mm Z d t 00.2 24 14cos53.49cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h=2.25 nt m=2.252.00=4.50mm h b = 5.4 53.49 =11.01 计算纵向重合度 =0.318 1d 14tan241318.0tan=1.903 计算载荷系数K 使用系数 A K=1 根据smv/62.1,7 级精度 , 查课本由 192
18、 P表 10-8 得 动载系数 KV=1.07, 查课本由 194 P表 10-4 得 KH的计算公式 : KH=)6.01(18.012.1 2 d 2 d +0.2310 3 b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.2310 3 49.53=1.42 查课本由 195 P表 10-13 得: K F =1.35 查课本由 193 P表 10-3 得: K H = F K=1.2 故载荷系数 : KKK K H K H =11.071.21.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=dt1 t KK / 3 =49.53 6 .1 82.1 3 =51.73mm
19、计算模数 nm n m=mm Z d 09.2 24 14cos73.51cos 1 1 4.齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m) ( cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kN m 确定齿数 z 11 因为是硬齿面,故取z 24,z iz 3.242477.76 传动比误差iuz / z 78/243.25 i0.0325,允许 计算当量齿数 z z /cos24/ cos 3 14 26.27 zz /cos78/ cos 3 14 85.43 初选齿宽系数 按对称布置,由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋
20、角14 载荷系数 K KKKKK=11.071.21.351.73 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 查课本由 197 P表 10-5 得: 齿形系数 Y2.592 Y2.211 应力校正系数 Y1.596 Y1.774 重合度系数 Y 端面重合度近似为 1.88-3.2( 21 11 ZZ )cos 1.883.2(1/24 1/78) cos14 1.655 arctg(tg/cos)arctg(tg20 /cos14 )20.64690 14.07609 因为/cos,则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 09.2 14sin53.49 o
21、 1.825, Y10.78 计算大小齿轮的 F SF FY 12 安全系数由表查得S 1.25 工作寿命两班制, 8 年,每年工作 300天 小齿轮应力循环次数N160nkt 60271.4718300286.255 10 大齿轮应力循环次数N2N1/u6.25510 /3.241.930510 查课本由 204 P表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 aFF MP500 1 大齿轮 aFF MP380 2 查课本由 197 P表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 : K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1= 14.307 4 .1 50
22、086.011 S K FFFN F2= 43.252 4.1 38093.022 S K FFFN 01347. 0 14.307 596.1592.2 1 1 1 F SF FY 01554. 0 43.252 774.1211. 2 2 2 2 F SF FY 大齿轮的数值大 . 选用. 设计计算 计算模数 mmmmmn26.1 655.1241 01554.014cos78.01086.473.12 2 24 3 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数,按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=2mm 但为了同时满足 接
23、触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有 的齿数 . 于是由 : z 1= n m 14cos73.51 =25.097 取 z 1=25 那么 z 2=3.2425=81 几何尺寸计算 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz = 14cos2 2)8125( =109.25mm 将中心距圆整为110mm 13 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos01.14 25.1092 2)8125( arccos 2 )( 21n m 因值改变不多 ,故参数,k, h Z等不必修正 . 计算大 .小齿轮的分度圆直径 d1= 01.14cos 225 c
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