设计带式运输机传动装置
仅供参考
一、传动方案拟定
第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。
(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
(1) 取i带=3
(2) ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率(KW)
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
(1) 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带
(2) 确定带轮基准直径,并验算带速
由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9,取dd2=280
带速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3) 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200(适用)
(5) 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得:
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116:
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力:
圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
(3)、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+19+55)=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:已知d1=195mm
②求转矩:已知T2=198.58N?m
③求圆周力:Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力:
圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:已知d2=50mm
②求转矩:已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
(7) 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
(1)已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表(14-14)得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
根据课本P264(14-7)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264(14-5)式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表(14-14)得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
根据课本P264(14-7)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264(14-5)式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1.根据轴径的尺寸,由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为:键10×40 GB1096-79
2.键的强度校核
大齿轮与轴上的键 :键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度: =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度: =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:
起盖螺钉型号:GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8×20,材料Q235
螺栓:GB5782~86 M14×100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
:
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离:=12 mm
(20)箱盖,箱座肋厚:m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3
D~轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以Md1和Md3 互不干涉为准,一般取S=D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s,当m<20 时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004年7月第2版;
[2] 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
下面是解题步骤,将其中的力,速度,直径数值给换一下就行了,其他数据不用变
(1)工作轴需要功率
Pe =F*V=8×1.4=11.2KW
(2)电机所需的工作功率:
P工作=Pe/η0
=11.2/×0.8692
=12.8854KW
选择电动机额定功率 13KW
其中η0=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×ηw
=0.96×0.992×0.97×0.992×0.96
=0.8962
3、确定电动机转速:
滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×400
=66.8451r/min
计算各轴的功率(KW)
P0=P工作=12.8854KW
PI=P0×η1=12.8854×0.96=12.3700KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=12.3700×0.99×0.97
=11.8789KW
带式运输机P= PII×η联轴器=11.8789×0.992=11.7839kw
计算各轴转速(r/min)
N0= =970r/min
nI=n0/i带=970/4.8371=200.5334(r/min)
nII=nI/i齿轮=200.5334/3=66.8445(r/min)
运输机轴n= nII=66.8445(r/min)
计算各轴扭矩(N�6�1mm)
To = 9550×P0/N0 = 9550×12.8845/970
=126.8614N.m
TI=9550×PI/nI=9550×12.3700/200.5334
=589.0964N�6�1m
TII=9550×PII/nII=9550×11.8789/66.8445
=1697.1253N�6�1m
运输机轴T=9550× / =1683..5528 N�6�1m
第四章 齿轮传动设计
确定有关参数如下:传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3×25=75
齿数比:u=i0=3
(3) 小齿轮轴上名义转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×12.8854/970
=126861.4124N�6�1mm
(4)系数
取k=1.4, Sh=1.1,Sf=1.25, =0.8
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim/SH查表得:
σHlimZ1=700Mpa σHlimZ2=600Mpa
许用接触应力[σH1]= σHlim1/SH=636N/
[σH2]= σHlim2/SH=546N/
计算应力循环次数NL
[σH1]> [σH2], 故取[σH]= [σH2]546 N/
d1≥76.16(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=75.98mm
齿数取Z1=25 则Z2=i×Z=3×25=75
模数m== d1/ Z1=3.04
取标准值m=4
确定中心矩和齿宽
中心矩 a=m/2*( Z1+Z2)=200mm
齿宽b= ×d1=0.8×75.98=60.784
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=100mm
d2=mZ2=300mm
齿宽:b1=87mm b2=82
(6) 齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=75查表得
YF1=2.73 YS1=1.59
YF2=2.27 YS2=1.76
(8)许用弯曲应力[σF]
[σF]= σFE /SF
由设计手册查得:
σFE1=600N/mm σFE2 =450 N/mm
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF1] =σFE1 /SF=480 N/mm
[σF2] =σFE2 /SF =360 N/mm
综上得
σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1YS1
=2×1.4×126861.4124×2.73×2.27/(82×42×25)
=68.79 N/mm < [σF1]
σF2= YF2YS2×σF1/YF1YS1
=68.79×2.27×1.76/(2.73×1.59)
=63.32< [σF2]
所以轮齿弯曲疲劳强度足够 差不多,自己改数据
:中国第一种国产运输机
两侧装有10个简易座椅,壁上各有4个320毫米圆窗。在左侧11号和15号隔框间有一大货舱门,门上装有旅客登机门。货舱内部科进行不同改装。冷气系统可向起落架主轮刹车,或在当地面无气源时给起落架减震支柱或轮胎充气。螺旋桨也有防冰系统。飞机操纵系统为混合式机械操纵。机上电源为一台直流发电机和...
C~~130运输机的改进型和衍生型共有多少种?能否介绍一下
当货物超过 22,000 千克时,需要使用条带式降落伞将货物从货舱中拖出。 从内部看 C-130 的货舱门 C-130 的主起落架舱也设计得很巧妙,起落架收起时...当然缺点也很明显:突起的起落架舱增大了飞行阻力,但总体上利大于弊,因此这一设计也为之后的各种运输机沿袭。C-130 起落架舱内还装有用于启动四台主...
我想了解一下中国的飞机??
民用飞机包括:运输机(客机、客货机、货机)、体育运动飞机、公务飞机、农业飞机、试验研究机和其他专门...按水平尾翼的位置和有无水平尾翼,可分为正常布局飞机(水平尾翼在机翼之后)、鸭式飞机(前机身装有小翼
从俄罗斯租来的那几架超大运输机的资料?
传动系统包括V-26风扇冷却的主传动系统。主减速器传动功率为14710千瓦。单发工作时传动功率8500千瓦。尾传动轴位于座舱顶。 机身传统的全金属铆接的半硬壳式...军用型还装有红外抑制器,红外干扰发射机,红外诱饵投放器等。 目前,米-26有如下几种主要型别: 米-26 军用运输型 该型与米-26基本型相似。 米-26A ...
C-141运输机发展历史
C-141运输机有两种型号,即C-141A基本型和C-141B加长型。1964年4月,首批C-141A订单共计127架,这些飞机在越南战争中发挥了重要作用,还曾为空军在中东战争中空运大量作战物资。随着越南战争需求的增长,1967年追加了两次订单,总订单数达到279架,直到1982年2月全部交付后,C-141A型号停产。C-141...
运输机的未来发展是怎样的?
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运输机的发展
一战后,军事需求的锐减迫使航空工业向民用方面寻找出路。但在民用航空发展的前10年,运输机大都是战时的轰炸机改装的,飞机的速度、载客量、载货量和航程都十分有限,航空客运只能靠补贴生存。1935年,美国道格拉斯公司成功试飞DC—3客机。它不但载客量大(32人),而且飞行平稳。该机投入航线后一举改变...
世界上最大的军用运输机是哪个国家的?
世界上最大的军用运输机是前苏联制造,现属乌克兰所拥有。安-225运输机(英语:Antonov An-225 "Mriya“,北约代号:哥萨克”Cossack“,乌克兰语:Антонов Ан-225 "Мрія",俄语:Антонов Ан-225 "Мрия"),是前苏联安东诺夫设计局研制的超大型军用运输机,该...
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首先世界上仅此一架 安托诺夫安-225“梦想式”运输机(乌克兰文:Антонов Ан-225 "Мрия",Antonov An-225 "Mriya"),北约代号“哥萨克”(Cossack),是一架离陆重量超过600吨的超大型军用运输机,也是迄今为止,全世界承载重量最大的运输机与飞机,而翼展宽度为史上第二,仅次于...
介绍一下C2灰狗舰载运输机的性能及服役情况
C-2A“Greyhound”是由E-2A“鹰眼”飞机发展而来的,专门用于为航空母舰舰载机运输货物。它与CVS-10和CVA-19航空母舰上的升降机和甲板机库相匹配,可用弹射装置起飞(采用机头牵引方式),也可拦阻降落。C-2A的许多部件与E-2A可以通用,具有相似的全天候能力。C-2A 于1964年11月18日首次飞行,1964年...
沙罚健脾: 设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器,已知条件:运输带的工作拉力F=1350 N,运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作(12小时),连续单向运转,载荷平移,工作年限10年,每年300工作日,运输带速度允许误...
独山子区18694985455: 如何 设计 带式输送机传动装置(急急急,谢谢大家了!!!) - ?
沙罚健脾: 一.已知条件:运输带工作拉力F=2000,运输带工作速度V=1.8m/s.滚筒直径D=450mm,每日工作时速24T/h.传动不逆转,载荷平稳,工作年限5年.(启动载荷为名义载荷的1.25倍,输送带的速度允许误差为5%) 二.应完成的工作 1.拟定、分析传动装置的设计方案 2.选择电动机,计算传动装置的运动和动力系数. 3.设计说明书一份.
独山子区18694985455: 设计带式运输机的传动装置...... - ?
沙罚健脾: 带式运输机的传动装置设计
独山子区18694985455: 带式输送机传动装置设计 - ?
沙罚健脾: 带式输送机传动装置一般有机头架、防爆电机、矿用减速器、联轴器、逆止器、制动器、机头清扫器、传动滚筒、卸载滚筒等组成.
独山子区18694985455: 带式运输机的传动装置的设计(一)课程设计谁有?其中运输机滚筒功率P=4.2 运输机滚筒转速n=76 运输带滚筒直径D=300 滚筒中心高度H=300 - ?
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独山子区18694985455: 机械设计课程设计 - --设计带式运输机传动装置 - ?
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沙罚健脾: 带式输送机传动装置设计 目 录 一、选择电动机 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 三、计算传动装置的运动和动力参数 四、减速器的结构 五、传动零件的设计计算 六、轴的计算 七、键的选择和校核 八、轴承的的选择与寿命校核 九、联轴器的选择 十、润滑方法、润滑油牌号 以上资料属于部分资料 来自“三人行设计网” 你可以去看看 希望能帮到你~
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