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          帶傳送傳動裝置_一級齒輪減速器設資料

          時間:2019-04-24?? 來源:永坤電機 點擊: 165次
          機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄 
          設計任務書……………………………………………………1 
          傳動方案的擬定及說明………………………………………4 
          電動機的選擇…………………………………………………4 
          計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5 
          傳動件的設計計算……………………………………………5 
          軸的設計計算…………………………………………………8 
          滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 
          鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16 
          連軸器的選擇…………………………………………………16 
          減速器附件的選擇……………………………………………17 
          潤滑與密封……………………………………………………18 
          設計小結………………………………………………………18 
          參考資料目錄…………………………………………………18 
          機械設計課程設計任務書 
          題目:設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 
          一. 總體布置簡圖 
          1—電動機;2—聯軸器;3—齒輪減速器;4—帶式運輸機;5—鼓輪;6—聯軸器 
          二. 工作情況: 
          載荷平穩、單向旋轉 
          三. 原始數據 
          鼓輪的扭矩T(N•m):850 
          鼓輪的直徑D(mm):350 
          運輸帶速度V(m/s):0.7 
          帶速允許偏差(%):5 
          使用年限(年):5 
          工作制度(班/日):2 
          四. 設計內容 
          1. 電動機的選擇與運動參數計算; 
          2. 斜齒輪傳動設計計算 
          3. 軸的設計 
          4. 滾動軸承的選擇 
          5. 鍵和連軸器的選擇與校核; 
          6. 裝配圖、零件圖的繪制 
          7. 設計計算說明書的編寫 
          五. 設計任務 
          1. 減速器總裝配圖一張 
          2. 齒輪、軸零件圖各一張 
          3. 設計說明書一份 
          六. 設計進度 
          1、 第一階段:總體計算和傳動件參數計算 
          2、 第二階段:軸與軸系零件的設計 
          3、 第三階段:軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制 
          4、 第四階段:裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 
          傳動方案的擬定及說明 
          由題目所知傳動機構類型爲:同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。 
          本傳動機構的特點是:減速器橫向尺寸較小,兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜,軸向尺寸大,中間軸較長、剛度差,中間軸承潤滑較困難。 
          電動機的選擇 
          1.電動機類型和結構的選擇 
          因爲本傳動的工作狀況是:載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y(IP44)系列的電動機。 
          2.電動機容量的選擇 
          1) 工作機所需功率Pw 
          Pw=3.4kW 
          2) 電動機的輸出功率 
          Pd=Pw/η 
          η= =0.904 
          Pd=3.76kW 
          3.電動機轉速的選擇 
          nd=(i1’•i2’…in’)nw 
          初選爲同步轉速爲1000r/min的電動機 
          4.電動機型號的確定 
          由表20-1查出電動機型號爲Y132M1-6,其額定功率爲4kW,滿載轉速960r/min?;痉项}目所需的要求 
          計算傳動裝置的運動和動力參數 
          傳動裝置的總傳動比及其分配 
          1.計算總傳動比 
          由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比爲: 
          i=nm/nw 
          nw=38.4 
          i=25.14 
          2.合理分配各級傳動比 
          由于減速箱是同軸式布置,所以i1=i2。 
          因爲i=25.14,取i=25,i1=i2=5 
          速度偏差爲0.5%<5%,所以可行。 
          各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 
          項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪 
          轉速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 
          功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 
          轉矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 
          傳動比 1 1 5 5 1 
          效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 
           
          傳動件設計計算 
          1. 選精度等級、材料及齒數 
          1) 材料及熱處理; 
          選擇小齒輪材料爲40Cr(調質),硬度爲280HBS,大齒輪材料爲45鋼(調質),硬度爲240HBS,二者材料硬度差爲40HBS。 
          2) 精度等級選用7級精度; 
          3) 試選小齒輪齒數z1=20,大齒輪齒數z2=100的; 
          4) 選取螺旋角。初選螺旋角β=14° 
          2.按齒面接觸強度設計 
          因爲低速級的載荷大于高速級的載荷,所以通過低速級的數據進行計算 
          按式(10—21)試算,即 
          dt≥ 
          1) 確定公式內的各計算數值 
          (1) 試選Kt=1.6 
          (2) 由圖10-30選取區域系數ZH=2.433 
          (3) 由表10-7選取尺寬系數φd=1 
          (4) 由圖10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,則εα=εα1+εα2=1.62 
          (5) 由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa 
          (6) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa; 
          (7) 由式10-13計算應力循環次數 
          N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 
          N2=N1/5=6.64×107 
          (8) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95;KHN2=0.98 
          (9) 計算接觸疲勞許用應力 
          取失效概率爲1%,安全系數S=1,由式(10-12)得 
          [σH]1==0.95×600MPa=570MPa 
          [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 
          [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 
          2) 計算 
          (1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t 
          d1t≥ = =67.85 
          (2) 計算圓周速度 
          v= = =0.68m/s 
          (3) 計算齒寬b及模數mnt 
          b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 
          mnt= = =3.39 
          h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 
          b/h=67.85/7.63=8.89 
          (4) 計算縱向重合度εβ 
          εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 
          (5) 計算載荷系數K 
          已知載荷平穩,所以取KA=1 
          根據v=0.68m/s,7級精度,由圖10—8查得動載系數KV=1.11;由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同, 
          故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 
          由表10—13查得KFβ=1.36 
          由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數 
          K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 
          (6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑,由式(10—10a)得 
          d1= = mm=73.6mm 
          (7) 計算模數mn 
          mn = mm=3.74 
          3.按齒根彎曲強度設計 
          由式(10—17 mn≥ 
          1) 確定計算參數 
          (1) 計算載荷系數 
          K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 
          (2) 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,從圖10-28查得螺旋角影響系數 Yβ=0。88 
           
          (3) 計算當量齒數 
          z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 
          z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 
          (4) 查取齒型系數 
          由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 
          (5) 查取應力校正系數 
          由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 
          (6) 計算[σF] 
          σF1=500Mpa 
          σF2=380MPa 
          KFN1=0.95 
          KFN2=0.98 
          [σF1]=339.29Mpa 
          [σF2]=266MPa 
          (7) 計算大、小齒輪的 并加以比較 
          = =0.0126 
          = =0.01468 
          大齒輪的數值大。 
          2) 設計計算 
          mn≥ =2.4 
          mn=2.5 
          4.幾何尺寸計算 
          1) 計算中心距 
          z1 =32.9,取z1=33 
          z2=165 
          a =255.07mm 
          a圓整后取255mm 
          2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 
          β=arcos =13 55’50” 
          3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 
          d1 =85.00mm 
          d2 =425mm 
          4) 計算齒輪寬度 
          b=φdd1 
          b=85mm 
          B1=90mm,B2=85mm 
          5) 結構設計 
          以大齒輪爲例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式爲宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 
          軸的設計計算 
          擬定輸入軸齒輪爲右旋 
          II軸: 
          1.初步確定軸的最小直徑 
          d≥ = =34.2mm 
          2.求作用在齒輪上的受力 
          Ft1= =899N 
          Fr1=Ft =337N 
          Fa1=Fttanβ=223N; 
          Ft2=4494N 
          Fr2=1685N 
          Fa2=1115N 
          3.軸的結構設計 
          1) 擬定軸上零件的裝配方案 
          i. I-II段軸用于安裝軸承30307,故取直徑爲35mm。 
          ii. II-III段軸肩用于固定軸承,查手冊得到直徑爲44mm。 
          iii. III-IV段爲小齒輪,外徑90mm。 
          iv. IV-V段分隔兩齒輪,直徑爲55mm。 
          v. V-VI段安裝大齒輪,直徑爲40mm。 
          vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承,直徑爲35mm。 
          2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 
          1. I-II段軸承寬度爲22.75mm,所以長度爲22.75mm。 
          2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以長度爲16mm。 
          3. III-IV段爲小齒輪,長度就等于小齒輪寬度90mm。 
          4. IV-V段用于隔開兩個齒輪,長度爲120mm。 
          5. V-VI段用于安裝大齒輪,長度略小于齒輪的寬度,爲83mm。 
          6. VI-VIII長度爲44mm。 
          4. 求軸上的載荷 
          66 207.5 63.5 
          Fr1=1418.5N 
          Fr2=603.5N 
          查得軸承30307的Y值爲1.6 
          Fd1=443N 
          Fd2=189N 
          因爲兩個齒輪旋向都是左旋。 
          故:Fa1=638N 
          Fa2=189N 
          5.精確校核軸的疲勞強度 
          1) 判斷危險截面 
          由于截面IV處受的載荷較大,直徑較小,所以判斷爲危險截面 
          2) 截面IV右側的 
           
          截面上的轉切應力爲 
          由于軸選用40cr,調質處理,所以 
          ([2]P355表15-1) 
          a) 綜合系數的計算 
          由 , 經直線插入,知道因軸肩而形成的理論應力集中爲 , , 
          ([2]P38附表3-2經直線插入) 
          軸的材料敏感系數爲 , , 
          ([2]P37附圖3-1) 
          故有效應力集中系數爲 
          查得尺寸系數爲 ,扭轉尺寸系數爲 , 
          ([2]P37附圖3-2)([2]P39附圖3-3) 
          軸采用磨削加工,表面質量系數爲 , 
          ([2]P40附圖3-4) 
          軸表面未經強化處理,即 ,則綜合系數值爲 
          b) 碳鋼系數的確定 
          碳鋼的特性系數取爲 , 
          c) 安全系數的計算 
          軸的疲勞安全系數爲 
          故軸的選用安全。 
          I軸: 
          1.作用在齒輪上的力 
          FH1=FH2=337/2=168.5 
          Fv1=Fv2=889/2=444.5 
          2.初步確定軸的最小直徑 
           
          3.軸的結構設計 
          1) 確定軸上零件的裝配方案 
          2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 
          d) 由于聯軸器一端連接電動機,另一端連接輸入軸,所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制,選爲25mm。 
          e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠,定位軸肩高度應達2.5mm,所以該段直徑選爲30。 
          f) 該段軸要安裝軸承,考慮到軸肩要有2mm的圓角,則軸承選用30207型,即該段直徑定爲35mm。 
          g) 該段軸要安裝齒輪,考慮到軸肩要有2mm的圓角,經標準化,定爲40mm。 
          h) 爲了齒輪軸向定位可靠,定位軸肩高度應達5mm,所以該段直徑選爲46mm。 
          i) 軸肩固定軸承,直徑爲42mm。 
          j) 該段軸要安裝軸承,直徑定爲35mm。 
          2) 各段長度的確定 
          各段長度的確定從左到右分述如下: 
          a) 該段軸安裝軸承和擋油盤,軸承寬18.25mm,該段長度定爲18.25mm。 
          b) 該段爲軸環,寬度不小于7mm,定爲11mm。 
          c) 該段安裝齒輪,要求長度要比輪轂短2mm,齒輪寬爲90mm,定爲88mm。 
          d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm(采用油潤滑),軸承寬18.25mm,定爲41.25mm。 
          e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸,定爲57mm。 
          f) 該段由聯軸器孔長決定爲42mm 
          4.按彎扭合成應力校核軸的強度 
          W=62748N.mm 
          T=39400N.mm 
          45鋼的強度極限爲 ,又由于軸受的載荷爲脈動的,所以 。 
           
          III軸 
          1.作用在齒輪上的力 
          FH1=FH2=4494/2=2247N 
          Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 
          2.初步確定軸的最小直徑 
          3.軸的結構設計 
          1) 軸上零件的裝配方案 
          2) 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 
          I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 
          直徑 60 70 75 87 79 70 
          長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 
           
          5.求軸上的載荷 
          Mm=316767N.mm 
          T=925200N.mm 
          6. 彎扭校合 
          滾動軸承的選擇及計算 
          I軸: 
          1.求兩軸承受到的徑向載荷 
          5、 軸承30206的校核 
          1) 徑向力 
          2) 派生力 
          3) 軸向力 
          由于 , 
          所以軸向力爲 , 
          4) 當量載荷 
          由于 , , 
          所以 , , , 。 
          由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
          5) 軸承壽命的校核 
          II軸: 
          6、 軸承30307的校核 
          1) 徑向力 
          2) 派生力 
          , 
          3) 軸向力 
          由于 , 
          所以軸向力爲 , 
          4) 當量載荷 
          由于 , , 
          所以 , , , 。 
          由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
          5) 軸承壽命的校核 
          III軸: 
          7、 軸承32214的校核 
          1) 徑向力 
          2) 派生力 
          3) 軸向力 
          由于 , 
          所以軸向力爲 , 
          4) 當量載荷 
          由于 , , 
          所以 , , , 。 
          由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
          5) 軸承壽命的校核 
          鍵連接的選擇及校核計算 
           
          代號 直徑 
          (mm) 工作長度 
          (mm) 工作高度 
          (mm) 轉矩 
          (N•m) 極限應力 
          (MPa) 
          高速軸 8×7×60(單頭) 25 35 3.5 39.8 26.0 
          12×8×80(單頭) 40 68 4 39.8 7.32 
          中間軸 12×8×70(單頭) 40 58 4 191 41.2 
          低速軸 20×12×80(單頭) 75 60 6 925.2 68.5 
          18×11×110(單頭) 60 107 5.5 925.2 52.4 
          由于鍵采用靜聯接,沖擊輕微,所以許用擠壓應力爲 ,所以上述鍵皆安全。 
          連軸器的選擇 
          由于彈性聯軸器的諸多優點,所以考慮選用它。 
          二、高速軸用聯軸器的設計計算 
          由于裝置用于運輸機,原動機爲電動機,所以工作情況系數爲 , 
          計算轉矩爲 
          所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4(GB4323-84),但由于聯軸器一端與電動機相連,其孔徑受電動機外伸軸徑限制,所以選用TL5(GB4323-84) 
          其主要參數如下: 
          材料HT200 
          公稱轉矩 
          軸孔直徑 , 
          軸孔長 , 
          裝配尺寸 
          半聯軸器厚 
          ([1]P163表17-3)(GB4323-84 
          三、第二個聯軸器的設計計算 
          由于裝置用于運輸機,原動機爲電動機,所以工作情況系數爲 , 
          計算轉矩爲 
          所以選用彈性柱銷聯軸器TL10(GB4323-84) 
          其主要參數如下: 
          材料HT200 
          公稱轉矩 
          軸孔直徑 
          軸孔長 , 
          裝配尺寸 
          半聯軸器厚 
          ([1]P163表17-3)(GB4323-84 
          減速器附件的選擇 
          通氣器 
          由于在室內使用,選通氣器(一次過濾),采用M18×1.5 
          油面指示器 
          選用游標尺M16 
          起吊裝置 
          采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 
          放油螺塞 
          選用外六角油塞及墊片M16×1.5 
          潤滑與密封 
          一、齒輪的潤滑 
          采用浸油潤滑,由于低速級周向速度爲,所以浸油高度約爲六分之一大齒輪半徑,取爲35mm。 
          二、滾動軸承的潤滑 
          由于軸承周向速度爲,所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 
          三、潤滑油的選擇 
          齒輪與軸承用同種潤滑油較爲便利,考慮到該裝置用于小型設備,選用L-AN15潤滑油。 
          四、密封方法的選取 
          選用凸緣式端蓋易于調整,采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。 
          密封圈型號按所裝配軸的直徑確定爲(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 
          軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 
          設計小結 
          由于時間緊迫,所以這次的設計存在許多缺點,比如說箱體結構龐大,重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷,我相信,通過這次的實踐,能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作,有能力設計出結構更緊湊,傳動更穩定精確的設備。
           
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