帶式輸送機傳動裝置設計2_第1頁
帶式輸送機傳動裝置設計2_第2頁
帶式輸送機傳動裝置設計2_第3頁
帶式輸送機傳動裝置設計2_第4頁
帶式輸送機傳動裝置設計2_第5頁
已閱讀5頁,還剩18頁未讀, 繼續(xù)免費閱讀

下載本文檔

版權說明:本文檔由用戶提供并上傳,收益歸屬內(nèi)容提供方,若內(nèi)容存在侵權,請進行舉報或認領

文檔簡介

1、帶式輸送機傳動裝置設計分類號: 密級: UDC: 學號: 麗水職業(yè)技術學院機電信息分院畢 業(yè) 設 計帶式輸送機傳動裝置設計 學生學號: 學生姓名: 王 輝 導師姓名: 葉 翔 班級 機電0401 專業(yè)名稱 機電一體化 論文提交日期20 年 月 日 論文答辯日期 20 年 月 日 答辯委員會主席 評 閱 人 20 年 月 日麗職院機電信息分院畢業(yè)論文(設計)獨創(chuàng)性聲明本人聲明所呈交的畢業(yè)論文(設計)是我個人在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果。盡我所知,除了文中特別加以標注和致謝的地方外,論文中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了

2、明確的說明并表示了謝意。學生簽名:日 期: 論 文 使 用 授 權 聲 明麗職院機電信息分院有權保留本人所送交畢業(yè)論文(設計)的復印件和電子文檔,可以采用影印、縮印或其他復制手段保存論文。本人電子文檔的內(nèi)容和紙質(zhì)論文的內(nèi)容相一致。除在保密期內(nèi)的保密論文外,允許論文被查閱和借閱,可以公布(包括刊登)論文的全部或部分內(nèi)容。論文的公布(包括刊登)授權麗職院機電信息分院辦理。學生簽名: 導師簽名: 日 期:1帶式輸送機傳動裝置設計專業(yè)名稱:機電一體化 作者:王輝 指導教師:葉翔摘 要 本文首先介紹了帶式輸送機傳動裝置的應用及研究背景,通過對參考文獻進行詳細的分析,闡述了電動機、齒輪、軸、滾動軸承、鍵、

3、聯(lián)軸器等的相關內(nèi)容;在技術路線中,論述齒輪和軸的選擇及其基本參數(shù)的選擇和幾何尺寸的計算;為畢業(yè)設計寫作建立了進度表,為以后的設計工作提供了一個指導。最后,給出了一些參考文獻,可以用來查閱相關的資料,給自己的設計帶來方便。關鍵詞 電動機,齒輪,傳動零件,軸,滾動軸承,鍵,聯(lián)軸器目 錄一、引言5二、設計任務6三、傳動方案6四、電動機的選擇64.1選擇電動機的容量74.2確定電動機轉(zhuǎn)速7五、計算總傳動比及分配各級的傳動比7六、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算86.1各軸轉(zhuǎn)速86.2軸功率86.3軸轉(zhuǎn)矩8七、傳動零件的設計計算97.1普通V帶傳動97.2齒輪117.3鏈傳動13八、軸的設計計算158.1I軸的設

4、計計算(減速器小齒輪所在的軸)158.2軸結構的設計158.3軸結構的設計17九、滾動軸承的選擇及校核計算189.1確定Cr189.2計算當量動載荷Pr199.3求當量動載Pr19十、鍵聯(lián)接的選擇及計算1910.1鍵I(大帶輪)1910.2小齒輪19十一、聯(lián)軸器的選擇及計算1911.1選擇聯(lián)軸器的類型2011.2求計算轉(zhuǎn)矩Tc2011.3選擇聯(lián)軸器的型號20十二、底圖20十三、潤滑21十四、小結21十五、致謝21十六、參考文獻22十七、附錄22一、引言帶式輸送機是連續(xù)運輸機的一種,連續(xù)運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一,其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的連續(xù)物料流,靠連續(xù)物料流的

5、整體運動來完成物流從裝載點到卸載點的輸送。在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通等各企業(yè)中,連續(xù)運輸機是生產(chǎn)過程中組成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線不可缺少的組成部分。其中帶輸送機是連續(xù)運輸機中是使用最廣泛的,帶式輸送機運行可靠,輸送量大,輸送距離長,維護簡便,適應于冶金煤炭,機械電力,輕工,建材,糧食等各個部門。帶式輸送機又稱膠帶運輸機,其主要部件是輸送帶,亦稱為膠帶,輸送帶兼作牽引機構和承載機構。它主要包括一下幾個部分:輸送帶(通常稱為膠帶) 、托輥及中間架、滾筒拉緊裝置、制動裝置、清掃裝置和卸料裝置等。帶式輸送機分類方法有多種,按運輸物料的輸送帶結構可分成兩類,一類是普通型帶式輸送機,這類帶式輸送機在輸送帶運輸物料

6、的過程中,上帶呈槽形,下帶呈平形,輸送帶有托輥托起,輸送帶外表幾何形狀均為平面;另外一類是特種結構的帶式輸送機,各有各的輸送特點。目前帶式輸送機已廣泛應用于國民經(jīng)經(jīng)濟各個部門,近年來在露天礦和地下礦的聯(lián)合運輸系統(tǒng)中帶式輸送機又成為重要的組成部分.主要有:鋼繩芯帶式輸送機、鋼繩牽引膠帶輸送機和排棄場的連續(xù)輸送設施等。這些輸送機的特點是輸送能力大(可達30000t/h),適用范圍廣(可運送礦石,煤炭,巖石和各種粉狀物料,特定條件下也可以運人),安全可靠,自動化程度高,設備維護檢修容易,爬坡能力大(可達16°),經(jīng)營費用低,由于縮短運輸距離可節(jié)省基建投資。目前,帶式輸送機的發(fā)展趨勢是:大運

7、輸能力、大帶寬、大傾角、增加單機長度和水平轉(zhuǎn)彎,合理使用膠帶張力,降低物料輸送能耗,清理膠帶的最佳方法等。我國已于1978年完成了鋼繩芯帶式輸送機的定型設計。鋼繩芯帶式輸送機的適用范圍:1.適用于環(huán)境溫度一般為-40°C45°C;在寒冷地區(qū)驅(qū)動站應有采暖設施;   2.可做水平運輸,傾斜向上(16°)和向下運輸,也可以轉(zhuǎn)彎運輸;運輸距離長,單機輸送可達15km;   3.可露天鋪設,運輸線可設防護罩或設通廊;   4.輸送帶伸長率為普通帶的1/5;其使用壽命比普通膠帶長;成槽性好;運輸距離大。 

8、  二、設計任務 設計帶式輸送機:已知帶使用期限10年,每天二班制(每班8小時),每年工作日(300天),大修期3年。在中小型機械廠小力F=2.7Kn,輸送帶速度v=1.5m/s ,卷筒直徑D=450mm批量生產(chǎn)。輸送帶已知工作拉圖1三、傳動方案電動機V帶輪圓柱齒輪減速器鏈傳動聯(lián)軸器滾筒輸送帶四、電動機的選擇選擇電動機類型和結構形式。按工作條件和要求,選用一般用途的Y系列三相異步電動機,為臥式封閉結構。4.1選擇電動機的容量工作機所需的功率Pn 為Pw= 式中,F(xiàn)w=2500N,Vw=1.5m/s,w=0.95,代入上式得:(w取0.95)Pw= KW =3.947KW電動機所需功率

9、Po為:Po=從電動機至滾筒主動軸之間的傳動裝置的總效率為:=帶·3軸承·齒輪·鏈·聯(lián)軸器從1中查表得帶=0.95,軸承=0.97,鏈=0.92,聯(lián)承器=0.99則:=0.95×0.993×0.97×0.92×0.99=0.814P0=.8KW選取電動機額定功率Pm,使Pm=(1-1.3)P0,從3中查表得Pm=5.5KW4.2確定電動機轉(zhuǎn)速工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速nw為:nw= r/min= r/min=57.30 r/min按推薦的傳動比取合理范圍,取V帶傳動的傳動比i帶=2-4,i齒=3-5,I鏈=2-4,I聯(lián)承器

10、=1,傳動比合理范圍為i=14144,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:nm=inw=(14-144)×57.30r/min=802.28251.2r/min。符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500 r/min、 3000r/min三種,由標準查出三種適用的電動機型號。取i=50nm=inw=(50×57.30)r/min=2865r/min查表選Y13251-2P額=5.5kw,轉(zhuǎn)速=2900r/min,電流11.1A。=85.5%,cos=0.87,T堵=2.0,I堵轉(zhuǎn)=7.0,Tmax=2.2,噪聲=83dB,凈重=64kg。五、計算總傳動比及分配各級的傳動

11、比傳動裝置的總傳動比為i=50.61分配各級傳動比因i=i帶×i齒×i鏈,初取i帶=4,則齒輪減速囂的傳動比為i減=12.65i鏈取合理范圍中的值i鏈=3??伤愠鰅齒=4.22,i鏈=3。六、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6.1各軸轉(zhuǎn)速: 軸 n= r/min = 725r/min軸 n= r/min = 171.8r/min軸 n= r/min = 57.3r/min卷筒軸 n=n=57.3r/min6.2軸功率: I軸 P=PooI=Po帶=4.8×0.95KW=4.56KW 軸 P=P=P軸承齒=4.56×0.99×0.97KW=4.38KW 軸

12、 P=P=P軸承鏈=4.38×0.99×0.92=3.99KW 卷筒軸 P= P=P軸承聯(lián)軸器=3.99×0.99×0.99KW=3.91KW 6.3軸轉(zhuǎn)矩: I軸 T=9550=9550× N·m=60.07 N·m 軸 T=9550=9550× N·m=243.47 N·m軸 T=9550=9550× N·m=665N·m卷筒軸 T=9550=9550× N·m=651.67N·m將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表:參數(shù)軸名

13、電動機軸I軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n/r·min-12900725171.857.357.3功率P/KW5.54.564.383.993.91轉(zhuǎn)矩T/N·m2.060.07243.47665651.67傳動比i44.2231效率0.950.960.910.98七、傳動零件的設計計算7.1普通V帶傳動設計功率:Pd 單位:KWPd=KAP =(1.3×5.5)KW =7.15KW(P2傳遞的功率,KA:工況系數(shù),從1中查表33.1-12)選定帶型:根據(jù)Pd和n1由1中圖33.1-2.2或圖33.1-4選取n1:小帶輪轉(zhuǎn)速(r/min)。根據(jù)Pd=7.15KW和n1=2900

14、r/min,由1中圖33.1-2確定為A型傳動比i:i=若計入滑動率,i= (通常=0.01 0.02)n2:大帶輪轉(zhuǎn)速(r/min) dP1:小帶輪的節(jié)圓直徑(mm)dP2:大帶輪的節(jié)圓直徑(mm) :彈性滑動率通常帶輪的節(jié)圓直徑可視為基準直徑。3小帶輪的基準直徑dd1(mm):按1中表33.1-18.19選定(為提高V帶的壽命,宜選取較大的直徑)。并參考1中圖33.1-2取dd1=80mm大輪基準直徑:dd2=idd1(1-)=4×80(0.01)mm=316.8mm由1中表33.118取dd2=315mm4大帶輪的實際轉(zhuǎn)速,即I軸的實際轉(zhuǎn)速n2=r/min=729.1

15、r/min5帶速V:(m/s)V=普通V帶 Vmax=2530,窄V帶 Vmax=3540一般V帶不得低于5m/s,為了充分發(fā)揮V帶的轉(zhuǎn)動能力,應使V20m/sV=6初定軸間距a00.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) (或是根據(jù)結構要求定)取1.3(dd1+dd2),即1.3×(80+315)mm=513.5mm,取圓整數(shù)值a0=500mm。7所需基準長度Ld0(mm):Ld0=2a0+由1中表33.1-7-9選取相近的Ld對有效寬度制V帶,按有效直徑計算所需帶長度由1中表33. 1-10選相近帶長。Ld0=2×500由1中表33 .1-7選取基準長度Ld=16

16、00mm。8實際軸間距a:(mm)aa0+aa0+(Ld-Ld0)/2安裝時所需最小軸間距amin=a-0.015Ld張緊或補償伸長所需要最大軸間距:amax=a+0.03Ldaa0+安裝時所需要最小軸間距:amin=a-0.015Ld=(476-0.015×1600)mm=452mm張緊或補償伸長所需最大的軸間距:amax=a0.03Ld=(476+0.03×1600)mm=524mm9小帶輪包角a1:a1=180o如a1較小,應該增大a或用張緊輪。a1=180o10單根V帶傳遞的額定功率P1:(KW)根據(jù)帶型、dd1和n1從1中查表331-17(a)(n)。P1是a=1

17、80O,載荷平穩(wěn)時,特定基準長度的單根V帶基本額定功率。根據(jù)dd1=80mm和n1=2900r/min從1中表33.1-17c查得A型帶P1=1.64KW。11傳動比i1的額定功率增量p1:(KW)根據(jù)帶型、n1和i從1中查表33 .1-17(a)(n)??紤]傳動比的影響,額定功率的增量P1由1中表33. 1-17查得:P1=0.34kw12V帶的根數(shù)Z:Z=Ka:小帶輪包角修正系數(shù), 從1中查表33. 1-13KL:帶長修正系數(shù), 從1中查表33. 1-15.16由1中表33. 1-13查得Ka=0.92由1中表33 .1-15查得KL=0.9913單根V帶的預緊力 F0:(N)帶每米長的重

18、量(從1中查表33.114)(kg/m)由1中表33.114查表得m=0.10kg/m14作用在軸上的力Fr:(N)15帶輪的結構和尺寸小帶輪的結構和尺寸采用灰鑄鐵。固,故用HT200B=(z-1)e+2f =(4-1)×2.7+2×9 =3×2.7+18=26.17.2齒輪一般用途的減速器,常采用軟齒面鋼制齒輪。擇齒輪材料并確定許用應力。根據(jù)4中表6-9,小齒輪采用45鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為220250HBS, 大齒輪采用45鋼正火,硬度為170200HBS;由4中圖6-30查得Hlim1=570MPa,Hlim2=460MPa;由4中圖6-31查得Flim1=46

19、0MPa, Flim2=360MPa; 4中表6-10取SHmin=1,SFmin=1.則由4中式(6-24),式(6-25)得 H1= Hlim1/SHmin=570/1MPa=570MpaH2= Hlim2/SHmin=460/1MPa=460Mpa.F1= Flim1/SFmin=460/1MPa=460MpaF2= Flim2/SFmin=360/1MPa=360MPa 按齒面接觸疲勞強度設計計算。由于是軟齒面閉式齒輪傳動,齒輪的主要參數(shù)應按齒面接觸強度確定。d1 傳遞轉(zhuǎn)矩T1 :T1=9.55×106 =(9.55×106×)N·mm=6006

20、6N·mm 。載荷系數(shù)K:因載荷平穩(wěn),齒輪相對于軸承對稱布置,由4中表6-6取K=1.2 。齒寬系數(shù)d:由4中表6-7取d=1 。 許用接觸應力H:H=H2=460MPa 。傳動比i:i=4.22 。 將以上參數(shù)代入4中式(6-21) 。確定齒輪參數(shù)及主要尺寸。1)齒數(shù) 取Z1=30,則Z2=iZ1=4.22×30=126.6,取127。 實際傳動比i=Z2/Z1=127/30=4.23,傳動比誤差:i=(i-i)/i=(4.23-4.22)/4.22=0.24%,工程上i允許在±5%以內(nèi),所以合適。2)模數(shù)m=d1/Z1=(57.46/30)mm=1.92mm,

21、取標準值m=2mm。(注:小齒輪齒數(shù)Z1,軟齒面閉式齒輪傳動在滿足彎曲強度的條件下,為提高傳動的平穩(wěn)行,一般取Z1=2040,速度較高時取較大值)3)中心距 標準中心距a=(Z1+Z2)=×(30+127)mm=157mm 4) 其他主要尺寸。分度圓直徑:d1=mZ1=(2×30)mm=60mm d2=mZ2=(2×127)mm=254mm齒頂圓直徑:da1=d1+2m=60+2×2=64mmda2=d2+2m=254+2×2=258mm齒寬:b=dd1=(1×60)mm=60mm,取b2=60mm,b1=b2+(510)=6570m

22、m,取b1=67mm.。4驗算齒根彎曲疲勞強度。F=F復合齒形系數(shù) YS:由X=0 (標準齒輪)及Z1、Z2 查4中圖6-23 得YFS1=4.12,YFS2=3.96 則:F1= YFS1=F2=F1×MPa=79.29MPa彎曲強度足夠。5確定齒輪傳動精度齒輪圓周速度 v=由4中表64確定第公差組為8級精度。第、 公差組也可定為8級。齒厚偏差選HK。6輪結構設計 小齒輪da1=64mm,尺寸較小。采用齒輪軸。 大齒輪da2=258mm,采用腹板式齒輪。 工作圖7.3鏈傳動:小鏈輪的直徑:(軸處的直徑)按扭轉(zhuǎn)強度估算最小直徑。按1中式(8-2),由1中表8-11查得C=126-10

23、3,取C=115,可得dC考慮此軸頭有一鍵槽,將軸徑增大5%,即d=(33.85×1.05)mm=35.54mm,取d=35mm1鏈輪齒數(shù)小鏈輪齒數(shù):Z1=292i=292×3=23,取23大鏈齒輪數(shù):Z2=i Z1=3×23=69,取692實際傳動比i:i= =33鏈輪轉(zhuǎn)速小鏈輪轉(zhuǎn)速:n1=171.8r/min大鏈輪轉(zhuǎn)速:n2= =57.3r/min4設計功率Pd:Pd=式中,KA=1, 1中表33.2-4;Kz=1.23, 1中表33.2-5;Km=1, 1中表33.2-6。5鏈條節(jié)距P:由設計功率Pd=3.6KW和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1=171.8r/min在1中圖

24、33.2-3上選得節(jié)距P為12A即19.05mm。6檢驗小鏈輪孔徑,由1中表33.2-7,dkmax=8033.85,可以采用。7初定中心距a0p。因結構是未限定,暫取a0p35p8鏈上節(jié)數(shù)LpLp=2a0p+ =2×35+=117.53,取118節(jié)式中,C=9鏈條長度LL=10理論中心距aa=p(2Lp- Z2- Z1)ka =19.05(2×118-69-23)×0.24459mm =670.96mm式中,ka=0.2445911實際中心距aa=a-a=(670.96-0.004×670.96)mm=668.3mm12鏈速VF=V=13有效圓周力F1

25、4作用于軸上的拉力QFQF1.20KAF1.20×1×3369.2N4043N15計算鏈輪幾何尺寸并繪制鏈輪工作圖。16潤滑方式的選定根據(jù)滾子鏈節(jié)距p19.05mm和鏈條速度v1.3m/s,由1中圖336選用滴油潤滑,如選用油浴或飛濺潤滑則更為有利。17鏈條標記 根據(jù)設計計算結果,采用單排12A滾子鏈,節(jié)距為19.05mm,節(jié)數(shù)為118節(jié),其標記為: 12A1×18 GB/T12431997。八、軸的設計計算8.1I軸的設計計算(減速器小齒輪所在的軸)P=4.56kw,轉(zhuǎn)速n=725r/min,齒輪的齒寬=67mm,齒數(shù)Z=30,模數(shù)mn=2mm,直齒。解:1 .

26、按轉(zhuǎn)距初步估算軸徑選擇軸的材料為45鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由1中表38. 1-1 查得材料力學性能數(shù)據(jù)為:b=650MPa, s=360MPa, -1=270MPa,-1=1.55MPa,E=2.15×105MPa根據(jù)1中表38 .3-1公式初步計算軸徑,由于材料為45鋼,由1中表38. 3-2 選取A=115,則得:dmin=A考慮裝大皮帶輪加鍵,需將其軸徑增加4%5%,故取直徑為22mm8.2軸結構的設計1定軸各段的直徑。根據(jù)軸各段直徑的確定原則,由右端至左端,從最小直徑開始。軸段(1)為軸的最小直徑,已取定d1=22mm,軸段(2)考慮大帶輪的定位取d2=24mm軸段(3)安裝軸承為

27、了便于安裝拆卸應該取d3>d2并且與軸承內(nèi)徑標準系列相符合,所以d3=27.3mm(軸承型號為60027),軸段(4)安裝齒輪此直徑盡可能采用標準系列值。所以取d4=30mm,軸段(5)為軸環(huán),老率齒輪定位和固定取d5=33mm,軸段考慮到左面軸承的拆卸查表取d6=30mm,軸段(7)取與軸段(3)同樣的直徑取d7=27.3mm.2定軸各段的長度。為保證齒輪的固定可靠。軸段(4)的長度應該小于齒輪的輪轂寬度2mm,取L4=58mm.保證齒輪的端面與箱體內(nèi)壁不相磁及軸承拆卸方便,齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應該有一定的間隙,取兩者間距為23mm,為保證軸承含在箱體軸承孔中并考慮潤滑,取軸承的端面距

28、箱體內(nèi)壁距離為2mm所以為軸段(5)(6)長度L5+L6=25mm根據(jù)軸承的寬度=23mm,取軸段(3)長度L7=23mm,因為二軸承相對齒輪對稱,所以取軸段(3)L3=(2+23+2+23)=50,為保證大帶輪不與軸承端蓋相碰,取L2=(22+46)=68mm根據(jù)大帶輪軸孔長度82,取L1=80mm。因此,定出軸的跨距L=(11.5+25+58+2+25+10.5)mm=132mm.一般情況下支點按軸承寬度中點處計算。3扭轉(zhuǎn)和彎曲組合進行強度較核繪制軸的受力圖求水平平面內(nèi)的支反力及彎距。軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=P×955×104/n=4.56×955×10

29、4/725=60N·mm 齒輪的圓周力 FT=2T1/d1=2T1/Z×mn/cos=2×60/30×0.002/cos0=2000N齒輪的徑向力 Fr=tann/cos=2000×tan20/cos0N=2000×0.364/1N=728N 齒輪的軸向力Fa=Ft×tan=2000×tan0=0N 求支反力齒輪對稱布置,瘦只受1個外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截面C處的彎矩:MHC=FHA×L/2=1000×0.132/2=66N·m 求垂直的平面內(nèi)的

30、支反力以及彎矩。求支反力:由MA=0得:FVBl-Fr2l/2=0FVB×132-Fr2×132/2=0FVB=(728×61/132)N=364NFVA=Fr2-FVB=(728-364)N=364N求截面C左側(cè)的彎矩:MVC1=FVAl/2=364×0.132/2N·m=24.02 N·m求截面C右側(cè)的彎矩:MVC2=FVBl/2=364×0.132/2N·m=24.02 N·m4求合成彎矩:求截面C左側(cè)的合成彎矩:MC1=N·m=70.24 N·m求截面C右側(cè)的合成彎矩:MC2=

31、N·m=70.24 N·m5計算轉(zhuǎn)矩:T=9550P/n=(9550×4.56/725)N·m=60.07 N·m6求當量彎矩:因單向轉(zhuǎn)動,轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化,故折算系數(shù)0.6。危險截面C處的當量彎矩為:Mec=N·m=78.95N·m7計算危險截面處的軸徑:d=mm=21mm圖2因截面C處有一鍵槽,故將直徑增加5%,即d=(21×1.05)mm=22mm,結構設計草圖中,此處直徑為22mm,故強度足夠。因此以原結構設計的直徑為準。軸的設計計算(減速器小齒輪所在的軸)P=4.38kw,轉(zhuǎn)速n=171.8r/min,

32、齒輪的齒寬=60mm,齒數(shù)Z=127,模數(shù)mn=2mm的直齒。解:1 .按轉(zhuǎn)距初補估算軸徑選擇軸的材料為45鋼經(jīng)調(diào)治處理,由表38 1-1 查得材料力學性能數(shù)據(jù)為:b=650mpa, s=360mpa, -1=270mpa,-1=1.55mpa,E=2.15×105mpa根據(jù)表38 3-1公式初步計算軸徑,由于材料為45鋼,由表38 3-2 選取A=115得dmin=A3(p/n)1/2=1153(4.56/725)1/2mm=33.8mm考慮裝大皮帶加鍵需要將其軸徑增加4%5%,故取直徑為35mm8.3軸結構的設計1確定軸各段的直徑。根據(jù)軸各段直徑的確定原則,由右端至左端,從小徑開

33、始。軸段(1)為軸的最小直徑,已取定d1=22mm,軸段(2)考慮大帶輪的定位取d2=24mm軸段(3)安裝軸承為了便于安裝拆卸應該取d3>d2并且與軸承內(nèi)徑標準系列相符合,所以d3=27.3mm(軸承型號為60027),軸段(4)安裝齒輪此直徑盡可能采用標準系列值。所以取d4=30mm,軸段(5)為軸環(huán),老率齒輪定位和固定取d5=33mm,軸段考慮到左面軸承的拆卸查表取d6=30mm,軸段(7)取與軸段(3)同樣的直徑取d7=27.3mm.2定軸各段的長度。為保證齒輪的固定可靠。軸段(4)的長度應該小于齒輪的輪轂寬度2mm,取L4=58mm.為保證齒輪的端面與箱體內(nèi)壁不相磁及軸承拆卸方

34、便,齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應該有一定的間隙,取兩者間距為23mm,為保證軸承含在箱體軸承孔中并考慮潤滑,取軸承的端面距箱體內(nèi)壁距離為2mm所以軸段(5)(6)長度L5+L6=25mm根據(jù)軸承的寬度=23mm,取軸段(3)長度L7=23mm,因為二軸承相對齒輪對稱,所以取軸段(3)L3=(2+23+2+23)=50,為保證大帶輪不與軸承端蓋相碰,取L2=(22+46)=68mm根據(jù)大帶輪軸孔長度82,取L1=80mm。因此,定出軸的跨距L=(11.5+25+58+2+25+10.5)mm=132mm.一般情況下支點按軸承寬度中點處計算。3扭轉(zhuǎn)和彎曲組合進行強度較核.繪制軸的受力圖.求水平平面內(nèi)的支

35、反力及彎距。軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=P×955×104/n=4.56×955×104/725=243n·mm 齒輪的圓周力 FT=2T1/d1=2T1/Z×mn/cos=2×60/30×0.002/cos0=1913N齒輪的徑向力 Fr=tanan/cos=2000×tan20/cos0N=2000×0.364/1N=696N 齒輪的軸向力Fa=Ft×tan=2000×tan0=0N 求支反力齒輪對稱布置,瘦只受1個外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截

36、面C處的彎矩:MHC=FHA×L/2=1000×0.132/2=66N·m 求垂直的平面內(nèi)的支反力以及彎矩。求支反力:由MA=0得FVBl-Fr2l/2=0FVB×132-Fr2×132/2=0FVB=(728×61/132)N=348NFVA=Fr2-FVB=(728-364)N=348N求截面C左側(cè)的彎矩:MVC1=FVAl/2=364×0.132/2N·m=22.97 N·m求截面C右側(cè)的彎矩:MVC2=FVBl/2=364×0.132/2N·m=22.97 N·m4求

37、合成彎矩:求截面C左側(cè)的合成彎矩:MC1=N·m=67.06 N·m求截面C右側(cè)的合成彎矩:MC2=N·m=67.06 N·m5計算轉(zhuǎn)矩:T=9550P/n=(9550×4.56/725)N·m=243.47 N·m6求當量彎矩:因單向轉(zhuǎn)動,轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化,故折算系數(shù)0.6。危險截面C處的當量彎矩為:Mec=N·m=160.74N·m7計算危險截面處的軸徑:d=mm=30.08mm圖3因截面C處有一鍵槽,故將直徑增加5%,即d=(30.08×1.05)mm=31.58mm,結構設計草圖中,此

38、處直徑為32mm,故強度足夠。因此以原結構設計的直徑為準。九、滾動軸承的選擇及校核計算軸承I軸承64046404 深溝球軸承。該軸的轉(zhuǎn)速725r/min9.1確定Cr。查有關手冊得6406 軸承的Cr=47.5 Cor=24.5kw9.2計算當量動載荷Pr確定e值根據(jù)表8-12P=FVV=2×3.14×r×n=2×3.14×30×725=2.3m/sP=FV4.56kw=F×2. 3m/sF=983N=Fr判別值e取0.3Fa/Cor=Fa/24500=0.3 Fa=735N判別比值Fa/Fr=735/1983=0.37&g

39、t;e根據(jù)公式。且由表8-12查得系數(shù)X=0.56。Y=1.15初選軸徑9.3求當量動載PrPr=XFr+Yfa=(0.56×1983+1.15×735)N=1955.73N計算軸承壽命由表8-13按溫度小于100度可以知道在=1查表8-14按載荷有輕微沖擊查表fp=1.2壽命系數(shù)=3由表8-8可得到軸承壽命Lh=106/60n(ftCr/fp pr) =106/6×725(1×47.5/1.2×1.956)3=49052.0h該軸的使命為49052.0II軸的軸承與I軸的軸承的計算方法相同II軸的軸承壽命經(jīng)計算為45072.0h十、鍵聯(lián)接的選

40、擇及計算10.1鍵I(大帶輪)由22軸徑表得 b×h=6×6 L=1470取L=30mm p=100mpap=4000T/hld p<=p L=L-d=30-6=24mm=(4000×60.07)/(6×24×22)=75.85mpa<=p10.2小齒輪由30的齒徑查表得 b×h=8×7 L=18-90,取L=60 p=120mpap=400T/hld=4000×60.07/7×52×30=22.01mpa<=p L=L-b=60-8=52十一、聯(lián)軸器的選擇及計算因為聯(lián)軸器加鍵由d=50mm,n=57.3r/min,p=3.99kw,T=665Nm查表得11.1選擇聯(lián)軸器的類型由于此輸送機的功率不大,振動輕微,考慮的結構簡單安裝方便,選擇套筒聯(lián)軸器。11.2求計算轉(zhuǎn)矩Tc根據(jù)動力機為電動機。工作機為輸送機,查表419取工作情況系數(shù)KA=1.5,由式418得11.3選擇聯(lián)軸器的型號根據(jù)TC、d和n查表(機械設計手冊)十二、底圖圖4 十三、潤滑齒輪潤滑油選用LAN22,油浴。鏈條:潤滑脂選用鈉基潤滑(GB/T4921989)、ZN3密封,用迷宮式密封裝置。十四、小結通過本次畢業(yè)設計,成功完成帶式輸送

溫馨提示

  • 1. 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
  • 2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權益歸上傳用戶所有。
  • 3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
  • 4. 未經(jīng)權益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
  • 5. 人人文庫網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負責。
  • 6. 下載文件中如有侵權或不適當內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
  • 7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

評論

0/150

提交評論