螺旋输送机装置说明书要点.pdf
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1、机械设计课程设计 计算说明书 题目螺旋输送机传动装置 指导教师 院系机械工程 班级机电 姓名 完成时间2014.6. 20 I 目录 绪论 1 一、机械传动装置的总体设计 2 二、电动机的选择 3 2.1 选择电动机的类型和结构形式 3 2.2 选择电动机的功率 3 2.3 电动机转速选择. 4 三、计算总的传送比及分配各级的传动比 4 3.1 计算总传动比 4 3.2 分配传动装置各级传动比 4 四、计算各轴的功率,转数及转矩 5 五、 V 带传动计算设计. 6 六、齿轮的设计计算 8 6.1 齿轮传动设计准则. 8 6.2 直齿 1、2齿轮的设计 9 6.3 直齿 3、4齿轮的设计 13
2、七、轴的设计计算 17 7.1 滚动轴承的选择与校核计算. 17 7.2 轴的校核 . 21 八、键联接的选择及其校核计算 25 8.1 键的设计和计算. 25 8.2 键的校核计算. 26 九、联轴器的选择 26 十、减速器箱体的设计 26 十一、润滑密封设计 29 十二、减速器的维护与保养 29 十三、课程设计心得体会 31 参考文献 333 1 绪论 螺旋输送机在输送形式上分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送 机两种,在外型上分为 U型螺旋输送机和管式螺旋输送机。有轴螺旋 输送机适用于无粘性的干粉物料和小颗粒物料. (例如:水泥、粉煤 灰、石灰、粮等)而无轴螺旋输送机适合输送机由粘性的和易缠
3、绕的 物料。 (例如:污泥、生物质、垃圾等)螺旋输送机的工作原理是旋 转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送,使物料不与螺旋输 送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的 摩擦阻力。螺旋输送机旋转轴上焊的螺旋叶片,叶片的面型根据输送 物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的 螺旋轴在物料运动方向的终端。 有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反 力,在机长较长时,应加中间吊挂轴承。 螺旋机不适于输送易变质的、 粘性大的、易结块的物料。在混凝土搅拌站中, 螺旋输送机的作用得 到了最大的体现 . 在课程设计中用到 “三边设计法”加快设计速度, 提高设计质量。 在设计
4、中,边画图,边设计,边修改。设计说明书的内容大致包括以 下几个方面:(1)目录( 2)设计任务书( 3)电动机的选择( 4)传 动装置的运动机动力参数计算(5)传动零件的设计计算( 6)轴的设 计计算(7)滚动轴承的选择与寿命验算 (8) 键连接的选择和验算 (9) 联轴器的选择( 10)设计小结( 11)参考文献 2 设计及计算说明书 一、机械传动装置的总体设计 1)螺旋输送机传动装置简图 图 1.1 螺旋输送机传动装置简图 图 1-2 螺旋输送机减速器实物图 2)原始数据 螺旋轴上的功率P = 0.7kW 螺旋筒轴上的转速n=11.5 r/min 结果 P = 0.7kW n=11.5 r
5、/min 3 3)工作条件与技术要求 输送机转速允许误差为 5%;工作情况:三班制,单向连续 运转,载荷较平稳;工作年限:10年;工作环境:室外,灰尘 较大,环境最高温度35;动力来源:电力,三相交流,电压 380V;检修间隔期:三年一大修,两年一中修,半年一小修; 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,单件生产。 4)设计任务量 减速器装配图一张( A0 或 A1);零件工作图 2 张 二、电动机的选择 2.1 选择电动机的类型和结构形式 生产单位一般用三相交流电源,如无特殊要求(如在较大范 围内平稳地调速,经常起动和反转等),通常都采用三相交流异 步电动机。我国已制订统一标准的Y 系列是一般
6、用途的全封闭 自扇冷鼠笼型三相异步电动机,适用于不易燃、不易爆、无腐 蚀性气体和无特殊要求的机械,如金属切削机床、风机、输送 机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y 系列电动机还具 有较好的起动性能,因此也适用于某些对起动转矩有较高要求 的机械 (如压缩机等 )。在经常起动,制动和反转的场合,要求电 动机转动惯量小和过载能力大,此时宜选用起重及冶金用的YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机 发热不超过许可温升的最大功率,其数值标在电动机铭牌上)和 满载转速 (指负荷相当于额定功率时的电动机转速,当负荷减小 时,电机实际转速略有升高,但不会超
7、过同步转速磁场转 速)的不同,具有系列型号。为适应不同的安装需要,同一类型 的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数 据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转 矩与额定转矩之比等 )、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关 机械设计手册。按已知的工作要求和条件,选用Y 型全封闭笼 型三相异步电动机。 2.2 选择电动机的功率 工作机所需的功率为 螺旋工作输出 P FV P 1000 弹性联轴器的传动效率97.0 联轴器 4 滚动轴承的传动效率99. 0 滚动轴承 V 带的传动效率96.0 V带 螺旋筒的传动效率96.0 螺旋筒 电动机至运输带之间总效率 螺旋筒带滚动轴
8、承齿轮联轴器总V 32 =96.096.099.097.099.0 32 =833. 0 kw84.0 833.0 7.0 总 工作输出 电动机输入 P P 2.3 电动机转速选择 电动机额定电动机输入 PP 根据机械设计基础课程设计表16-1,选择电动机型号 为 Y90L-6,其额定功率为 1.1kw,满载转数为 910r/min 即kW1. 1 电动机额定 P r/min910n电动机额定 三、计算总的传送比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比 总传动比1 .79 5.11 910 iii n n v3.41.2 工作机 电动额定 总i 3.2 分配传动装置各级传动比 考虑两级齿轮润油
9、问题,两级齿轮应有相近的浸油深度,所以 833.0 总 KW84.0P电动机输入 kW1 .1 电动机额定 P r/min910n电 动机额 定 1.79i总 5 高速级齿轮传动比 2 .1 i与低速级齿轮传动比 4. 3 i的比值取2 .1,即 2 . 1 i=2.1 4. 3 i 取9.3 v i f i=1.79/9.3=2 .20; i 2.1 f 2. 1 i=9.4; 1.4/ 2. 14. 3 iii f 表 3-1 由常用传动机构传动比使用范围 齿轮传动 单 级 传 动比 常用值 圆柱 35 V 带 24 最大值8 5 四、计算各轴的功率,转数及转矩 1) 已知条件 kW1.
10、1 电动机额定 P r/min910n电动机额定 2)电动机轴的功率 P,转速n及转矩T 1.1 0电动机额定 PPkw 910nn0 电动机额定 r/min 11544 n 1055.9 0 06 0 P TN mm 3) 轴的功率 P,转速n及转矩T 056. 196.01.1 0V PPkw 3.233/nn 0V i r/min 9. 3i 带V 9 .4 2. 1 i 1 .4 4. 3 i kW1. 1 电动机额定 P 910r/min 电动机额定 n KW1 .1 0 P min/910n0r mmNT11544 0 W056.1Kp min/3.233nr 6 43227 n
11、1055.9 6 P TN mm 4) 轴的功率 P,转速n及转矩T 014. 199.097. 0056.1 2 .1轴承 PPkw min/6 .47 9.4 3.233 i n n 2.1 r mmN P T203439 n 1055. 9 6 5) 轴的功率 P,转速n及转矩T KWPP973.099.097.0014. 1 4.3轴承 min/6.11 1.4 6.47 i n n 4 .3 r mmN P T801047 n 1055.9 6 五、V 带传动计算设计 已知 电动 机功 率 1.1KW,转速 min 910 r n,传动 比选 择 9 .3i,每天三班制。 1 确定计
12、算功率 ca P 查表 88 得工作情况系数2. 1 A K,故 KWKWPKP Aca 32.11 .12.1 2 选择 V 带的型号 根据 ca P 、 n由图 811 选用 A 型。 3 确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 1d d 查表 87 和表 89 取小带轮的基准直径mmdd95 1 。 2) 验算带速 sm nd /53.4 100060 91095 100060 1 带速基本满足要求故 带速合适。 3)计算大带轮的基准直径 mmmmdidd5 .370959 . 3 12 查表 89 取标准为mmdd400 2 . 4 确定 V 带的中心距和基
13、准长度 1)初选 0 a 根据 )(2)(7.0 21021dddd ddadd mmNT43227 1 KWP014.1 min/6 .47 rn mmNT203439 KWP9973. 0 min/6.11nr mmNT801047 2. 1 A K KW CA 32. 1P mmdd95 1 mmdd400 2 7 初取mma500 0 2) 计算带所需基准长度 t K mm a dd ddaL dd ddd 4.1810 7004 )95400( )40095( 2 5002 4 )( )( 2 2 2 0 2 12 2100 查表 82 得基准长度mmLd1940 3) 计算实际中心
14、距1 d mm LL aa dd 565) 2 4.18101940 500( 2 0 0 d Laa015. 0 min d Laa03.0 max 中心距变化范围为536mm-594mm 5 验算小带轮上的包角 00 0 0 0 12 0 1 120145 499 3.57 )95400(180 3 .57 )(180 a dd dd 6 计算带的根数Z 1) 计算单根 V 带的额定功率 r P 由mmdd95 1 和 min 910n r 查表 84 得KWP77.0 0 。 根据 min 910 r n9. 3 1 i和 A 型带查表 85 得KWP11.0 0 查表 8-6、表 82
15、 得02. 1,091 L KK于是 KW KKPPP Lr 81. 002.191. 0)11.077. 0( )( 00 2) 计算 V 带的根数z 63.1 81.0 32.1 r ca P P z 取 2 根。 7 计算单根 V 带的初拉力 0 F 查表83 得 A 型带的单位长度质量mq/kg105.0,所以 N qv zvK PK F ca 4.129 53.4105.0 53.4291.0 32.1)91.05.2( 500 )5.2( 500 2 2 0 8 计算压轴力 p F NzFFp6 .493 2 145 sin4.12922 2 sin2 1 0 9 主要设计结论 m
16、ma500 0 mmLd1940 2z NF4.129 0 6.493 p F 8 选用A 型普通带2根,带基准长度mm1940。带轮基准直径 mmdd95 1 ,mmdd400 2 ,中心距控制在mma594536, 单根 带初拉力NF4.129 0 。 六、齿轮的设计计算 6.1 齿轮传动设计准则 齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的,齿轮失效 是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式,齿面硬 度有软齿面(硬度 350HBS ) 、硬齿面(硬度 350HBS) ,齿轮 转速有高与低,载荷有轻与重之分,所以实际应用中常会出现 各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计
17、的准则,提出防止和减轻失效的措施。 设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况 等,合理地确定设计准则,以保证齿轮传动有足够的承载能力。 工作条件、齿轮的材料不同,轮齿的失效形式就不同,设计准 则、设计方法也不同。 对于闭式软齿面齿轮传动,齿面点蚀是主要的失效形式, 应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算,确定齿轮的主要参数 和尺寸,然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。 闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效,故通常先按齿 根弯曲疲劳强度进行设计计算,确定齿轮的模数和其他尺寸, 然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。 对于开式齿轮传动中的齿轮,齿面磨损为其主要失效形 式,故通常按照齿根弯
18、曲疲劳强度进行设计计算,确定齿轮的 9 模数,考虑齿轮的模数,考虑磨损因素,再将模数增大10% 20%,而无需校核接触强度。 6.2 直齿 1、2 齿轮的设计 (一)根据已知条件选择材料 1,KWPP056.1 2,min/3.233 1 rnn min/6.47 2 rnn 3,工作条件:使用寿命10 年,三班制,单向连续运转, 均匀平稳。 (二)选择齿轮材料及精度等级。 小齿轮选用 40Cr 钢调质硬度 HB1=280HBS 大齿轮选用 45 调质钢硬度 HB1=240HBS 表 6-1 常用机构的齿面粗糙度使用范围 工作机械载荷特性 原动机 电动机 多缸内 燃机 单缸内 燃机 均匀加料的
19、运 输机和加料机、轻 型卷扬机、 发电机、 机床辅助传动 均匀、轻微 冲击 11.2 1.21.6 1.61.8 不均匀加料的 运输机和加料机、 重型卷扬机、球磨 机、机床主传动 中等冲击1.21.6 1.61.8 1.82.0 10 冲床、钻床、 破碎机、挖掘机 大的冲击1.61.8 1.92.1 2.22.4 精度等级: 7 级齿面粗超度Ra 1.21.6m (三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩mmNTT43227 1 mmNTT203439 2 (四)载荷系数 t K和材料弹性影响系数 E Z 由下表 4-1 试选载荷系数 t K=1.2 表 4-1 载荷系数 K 查 机械设计表 10-5
20、 得材料的弹性影响系数 2/1 8.189 MPaZE (五)齿宽系数 d 因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软齿面,查 表 6-2 得,1 d 表 6-2 齿宽系数 齿 轮 相 对 于 轴 承 的位置 齿面硬度 软齿面 (350HBS ) 硬齿面( 350HBS ) 对称布置0.81.4 0.40.9 不对称布置0.61.2 0.30.6 悬臂布置0.30.4 0.20.25 (六)许用接触疲劳许用应力 H 由 机 械 设 计 图10-21查 得 ,MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 计算应力循环次数: 9 1 1059. 1)836510(19106060 h
21、 njLN 2/1 8.189 MPaZE 1 d 9 1 1059.1N 11 8 9 2 .1 1 2 1025.3 77. 4 1059.1 i N N 查课本 机械设计图 10-23 得,90. 0 1HN K,94. 0 2HN K 取失效概率为 1%,安全系数1 HS MPa S K H HHN H 540 1 60090. 01lim1 1 MPa S K H HHN H 517 1 55094. 0 2lim2 2 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 MPa HH 517 2 (七)初选小齿轮齿数25 1 Z,则大齿轮齿数 Z2=254.9=122.5 取大齿轮齿数为
22、123。 1.试算小齿轮分度圆直径 t d1,代入其中 H 取较小值; mm Z u uTK d H E d t t 68.49 ) 517 8.189 ( 9 .41 ) 19.4(432274.1 32.2)( )1( 32.2 3 2 3 21 1 mmd t 68.49 1 2.计算圆周速度 圆周速度sm nd t /61.0 1000060 v 11 3.查课本机械设计图10-8得动载系数 V K=1.1 直齿轮1 FH KK 查课本表 10-2 得使用系数1 A K 查 课 本 表 10-4 得 小 齿 轮 相 对于 轴 承 非 对 称 布 置 时 , 50.1 H K 查机械设计
23、图10-13 得 F K=45.1 得,载荷系数 K= V K65.1 HHA KKK 4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选 t K=1.4) 48.524 .165.168.49 33 11tt KKdd 5 计算模数1.2 25 48.52 m 2 1 d d 8 2 1025. 3N MPa H 540 1 MPa H 517 2 mmd t 68.49 1 m/s61.0V 65.1K 8.52 1 d 2m 12 (八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计 由式: 3 1 1 ( 2 2 F SaFa d Ft t YY Z TK m 确定有关系数与参数 1.试选3 .1 Ft K,查
24、机械设计图10-24c 得,小齿轮弯曲疲 劳 强 度 极 限MPa F 500 1lim ; 大 齿 轮 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 MPa F 380 2lim 2.查机械设计图10-22得,弯曲疲劳寿命系数85. 0 1FN K; 89. 0 2FN K 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 MPa S K FFN F 6 .303 4.1 50085.0 1lim1 1 MPa S K FFN F 2 .338 4.1 38089.0 2lim2 2 4.计算载荷系数 K 60.145.111.11 FFVA KKKKK 5.查齿形系数和应力校正系数 查 机械设
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