0120-鏈式提升機傳動裝置設計

0120-鏈式提升機傳動裝置設計,鏈式,提升,晉升,傳動,裝置,設計 目 錄 設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1 傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2 電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5 傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6 軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8 聯(lián)軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10 滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14 減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15 潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16 設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16 參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16 1.擬定傳動方案 　為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速nw,即 v=1.1m/s;D=350mm; nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為１０００r/min或１５００r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為１7或25。 2.選擇電動機 １）電動機類型和結構形式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（ＩＰ４４）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。 ２）電動機容量 （１）卷筒軸的輸出功率Ｐｗ F=2800r/min; Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000 (2)電動機輸出功率Pd Pd=Pw/t 傳動裝置的總效率　　t=t1*t2^2*t3*t4*t5 式中，t1,t2,…為從電動機到卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表２－４查得： 彈性聯(lián)軸器 1個 t4=0.99; 滾動軸承 2對 t2=0.99; 圓柱齒輪閉式 1對 t3=0.97; V帶開式傳動 1幅 t1=0.95; 卷筒軸滑動軸承潤滑良好 1對 t5=0.98; 則 t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762 故 Pd=Pw/t=3.08/0.8762 （３）電動機額定功率Ped 由第二十章表２０－１選取電動機額定功率ped=4KW。 3）電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動事，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表２－１查得V帶傳動常用傳動比范圍2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍3~6， 可選電動機的最小轉(zhuǎn)速 Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可選電動機的最大轉(zhuǎn)速 Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min 同步轉(zhuǎn)速為960r/min 選定電動機型號為Ｙ１32Ｍ1－６。 ４）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表２０－１、表２０－２查出Ｙ１32Ｍ1－６型電動機的方根技術數(shù)據(jù)和 外形、安裝尺寸，并列表刻錄備用。 電機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電機質(zhì)量 軸徑mm Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28 大齒輪數(shù)比小齒輪數(shù)=101/19=5.3158 ３．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 １）傳動裝置總傳動比 nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ２）分配各級傳動比 取V帶傳動比為 i1=3; 則單級圓柱齒輪減速器比為 i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 ４．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) １）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為０軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為 n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ２）各軸輸入功率 按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即 P0=Ped=4kw 軸I 的功率 P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw 軸II功率 P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ３）各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm 二、設計帶輪 1、計算功率 P=Ped=4Kw 一班制，工作８小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機 查課本表８－１０，得KA=1.1; 計算功率 Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw 2選擇普通Ｖ帶型號 n0 =960r/min 根據(jù)Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位于A型 d1=80~100 ３、確定帶輪基準直徑 表８－１１及推薦標準值 小輪直徑 d1=100mm; 大輪直徑 d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取標準件 d2=355mm; 4、驗算帶速 驗算帶速 v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在5~25m/s范圍內(nèi) 從動輪轉(zhuǎn)速 n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 從動輪轉(zhuǎn)速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857 =-0.0141 5、V帶基準長度和中心距 初定中心距 中心距的范圍 amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算帶長 Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0 Lc = 1461.2mm 選定基準長度 表8-7,表8-8查得 Ld=1600mm; 定中心距 a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm 6、驗算小帶輪包角 驗算包角 ＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a 145.2107 >120度 故合格 7、求V帶根數(shù)Z 由式（13-15）得 查得 n1=960r/min , d1=120mm 查表13-3 P0=0.95 由式13-9得傳動比 i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5 查表（13-4）得 由包角145.21度 查表13-5得Ka=0.92 KL=0.99 z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3 8、作用在帶上的壓力F 查表13-1得q=0.10 故由13-17得單根V帶初拉力 三、軸 初做軸直徑： 軸I和軸II選用45#鋼 c=110 d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm 取d1=28mm d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm 由于d2與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標準件，由軸II扭矩，查162頁表 取YL10YLd10聯(lián)軸器 Tn=630>580.5878Nm 軸II直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致 取d2=45mm 四、齒輪 1、齒輪強度 由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3 采用軟齒面，小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調(diào)質(zhì)齒面硬度為225HBS。 因， SH1=1.1， SH2=1.1 ， ， 因：，，SF=1.3 所以 2、按齒面接觸強度設計 設齒輪按9級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.5，齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 按 計算中心距 u=i=5.333 mm 齒數(shù)z1=19,則z2=z1*5.333=101 模數(shù)m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數(shù)m＝2.5 確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm 齒寬b= b1=70mm,b2=60mm 3、驗算彎曲強度 齒形系數(shù)YF1=2.57，YF2=2.18 按式（11-8）輪齒彎曲強度 4、齒輪圓周速度 按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。 五、軸校核： 圓周力Ft=2T/d1 徑向力Fr=Ft*tan =20度 標準壓力角 d=mz=2.5*101=252.5mm Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N Fr=5852.5*tan20=2031.9N 1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2 由Fr2*L-Fr*L/2=0 得Fr2=Fr/2=1015.9N 2、求水平平面的支承力 FH1=FH2=Ft/2=2791.2N 3、畫垂直面彎矩圖 L=40/2+40/2+90＋10=140mm Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm 4、畫水平面彎矩圖 MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm 5、求合成彎矩圖 6、求軸傳遞轉(zhuǎn)矩 T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm 7、求危險截面的當量彎矩 從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為 軸的扭切應力是脈動循環(huán)應力 取折合系數(shù)a=0.6代入上式可得 8、計算危險截面處軸的直徑 軸的材料，用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表14-1查得 由表13-3查得許用彎曲應力， 所以 考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。 故d=1.04*25.4=26.42mm 由實際最小直徑d=40mm,大于危險直徑 所以此軸選d=40mm,安全 六、軸承的選擇 由于無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列 徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，F(xiàn)r1=2031.9/2＝1015.9N 工作時間Lh＝3*365*8=8760（小時） 因為大修期三年，可更換一次軸承 所以取三年 由公式 式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環(huán)境溫度不高) （深溝球軸承系列） 由附表選6207型軸承 七、鍵的選擇 選普通平鍵A型 由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算 b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm 由公式 所以 選變通平鍵，鑄鐵鍵 所以齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。 八、減速器附件的選擇 1、通氣器： 由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用M181.5 2、油面指示器： 選用油標尺，規(guī)格M16 3、起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊耳 4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M161.5 5、窺視孔及視孔蓋 選用板結構的視孔蓋 九、潤滑與密封： 1、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級大齒輪的速度為： 查《課程設計》P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。 2、滾動軸承的潤滑 采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，并設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。 3、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備選用 L-AN15潤滑油 4、密封方式選?。? 選用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。 設計小結： 二、課程設計總結 設計中運用了Matlab科學工程計算軟件，用notebook命令調(diào)用MS—Word來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟件版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關于力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟件CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。 由于沒有經(jīng)驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現(xiàn)了一些錯誤比如線形，制圖規(guī)格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什么樣子都不知道 ，對于各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經(jīng)驗，不熟悉。 這次設計的目的是掌握機械設計規(guī)律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經(jīng)達到，有許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待于提高水平。 雖然它可能不是良好、優(yōu)秀，但是既然教學環(huán)節(jié)、課程設計目的已經(jīng)達到，那么這次設計做的就是完全合格的。當然還受軟件的熟悉，運用程度的影響，所有這些必須得參加實踐，接觸實際工程設計中才能提高。帶輪，齒輪，軸，軸承這些關鍵的設計計算都達到合格，并且用機械設計手冊2.0 軟件版的驗證了。 通過這次課程設計，感到機械設計綜合了力學，公差，材料，制圖等學科的知識，要好了這些功課，才能做好機械設計。 參考資料： 《工程力學》，《機械設計基礎》，《機械設計指導》，《互換性技術與測量》，《機械制圖》 Nw=60.0241r/min Pw=3.08Kw 效率t=0.8762 Pd = 3.5150 Ped=4Kw i=15.9936 i1=3 i2=5.3312 n0=960r/min n1=320r/min n2=60.0241r/min P0=4Kw P1=3.8Kw P2=3.6491Kw T0=39.7917Nm T1=113.4063Nm T2=589.5878Nm KA=1.1 Pc=4.4Kw d1=100mm d2=355mm 初定中心距 a0=350mm Lc=1461.3mm Ld=1600mm 中心距 a=420mm z=3根 預緊力 FQ＝274.3N d1=28mm d2=45mm YL10YLd10 T1=113.4063Nm m=2.5 a=150mm =20度 Ft=5582.5N Fr=2031.9N FH1=FH2=2791.2N Mav=71.113Nm MaH=195.38Nm Ma＝216.16Nm Me=457.15Nm Fr1=1015.9N Lh=8760小時 6207型 bhL=14980 19