干粉压片机传动装置设计【5张CAD图纸】【课设】
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干粉压片机传动装置设计
17页 3900字数+说明书+6张CAD图纸
传动装置减速器.dwg
分析图.dwg
原理图.dwg
受力分析.dwg
干粉压片机传动装置设计说明书.doc
轴+齿轮.dwg
设计课题 干粉压片机
主要技术条件
将陶瓷干粉料压制成直径为34mm,厚度为5mm的圆形片坯;
冲头压力为15吨,每分钟压制25片
机器许用运动不均匀系数为0.01
驱动电机Y112M-6(或Y112M-4)额定功率2.2kw(2.8kw),满载转速940r/min(1440r/min)
干粉压片总体方案设计(传动方案)
由电动机通过皮带轮传动传给减速器,减速器通过联轴器联接干粉压片机主动轴,主动轴带动主加压机构,移动料筛机构,处冲头辅助加压机构进行工作。
选择电动机
驱动电动机Y112M-6. 额定功率2.2kw 满载转速940r/min
计算总传动比和分配各级传动比
传动装置的总传动比要求应为i= nw=940/25=37.6
nm-电动机满载转速r/min
nw干粉压片机驱动轴转速r/min
各级传动中,总传动比应为i=i1i2i3
在己知传动比要求时,如何合理选择和分配各级传动比要考虑以下几点
各级传动机构的传动比应级尽量在推荐范围内选取
i1=2.5 i2=3.5 i3=4.297
计算传动件时,需要知道各轴的转速,转矩或功率,因此应将工作机上的转速,转矩或功率推算到各轴上,如传动装置从电动机到工作机三轴,依次为A,B,C,D,E轴 则:


- 内容简介:
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一 设计课题 干粉压片机二 主要技术条件1 将陶瓷干粉料压制成直径为34mm,厚度为5mm的圆形片坯;2 冲头压力为15吨,每分钟压制25片3 机器许用运动不均匀系数为0.014 驱动电机Y112M-6(或Y112M-4)额定功率2.2kw(2.8kw),满载转速940r/min(1440r/min)干粉压片总体方案设计(传动方案)由电动机通过皮带轮传动传给减速器,减速器通过联轴器联接干粉压片机主动轴,主动轴带动主加压机构,移动料筛机构,处冲头辅助加压机构进行工作。选择电动机驱动电动机Y112M-6. 额定功率2.2kw 满载转速940r/min计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求应为i= nw=940/25=37.6nm-电动机满载转速r/minnw干粉压片机驱动轴转速r/min各级传动中,总传动比应为i=i1i2i3在己知传动比要求时,如何合理选择和分配各级传动比要考虑以下几点(1) 各级传动机构的传动比应级尽量在推荐范围内选取i1=2.5 i2=3.5 i3=4.297计算传动件时,需要知道各轴的转速,转矩或功率,因此应将工作机上的转速,转矩或功率推算到各轴上,如传动装置从电动机到工作机三轴,依次为A,B,C,D,E轴则:1 各轴转速:n= nm/io=940r/min nA,nB,nC,nD,nE分别为A,B,C,D,E轴的转速n= n/i1=376r/min nA为高速轴,nE为低速轴n= n/i2=107.43r/minn= n/i3=25r/min io,i1,i2,i3,i4依次为电动轴至高速轴A,AB轴,BC轴,CD轴,DE轴的传动比n= n/i4=25r/min2 各轴功率PA=Pd=2.2kw PD-电动机输出功率PB=Paa=2.2*0.96=2.112kwPc=PB=2.112*0.97=2.04864kwPD=Pc=2.04864*0.97=1.9871808kwPE=PD=1.9871808*0.995=1.977244896kw3.各轴转矩TATd*io*=22.35106383NmTB=TAi1=53.64255319NmTc=Tbi2=182.1164681NmTD=Tci3=759.0778295NmTE=Tdi4=755.2824403Nm式中Td-电动机轴的输出转矩Td=9550Pd/ nm=9550*2.2/940=22.35106383Nm设计带传动确定设计功率 (1)表9-9查得工作情况系数kA=1.3(干粉压片机的载荷变动较大,每天工作8小时)(2) 据式9-12 Pd=kA*=1.3*2.2=2.86kw选择V带型号 查图9-9,选A型V带确定带轮直径dd1,dd2 (1)参考图9-9及表9-4 选取小带轮直径dd1=100mm(2)验算带速 V1=dd1n1/60*1000=4.92182849(m/s)(3)从动带轮直径 dd2=idd1=2.5*100=250mm查表9-4取dd2=250mm确定中心距 (1)按式9-19初选中心距ao0.7(100+250)ao(100+250) 即245ao700取ao500mm(2)按式9-20求带的计算基准长度LdoLdo=2ao+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4ao =1560mm (3)查表9-2,取带的基准长度Ld=1600mm按式9-21计算实际中心距a=ao+Ld-Lo/2=500+1600-1560/2=520mm (4)按式9-22确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=500+0.03*1600=568mm amin=a-0.015Ld=520-0.015*160=496mm验算小带轮包角1180-dd2-dd1/a*57.3=180-250-100/520*57.3163.47120 合适确定V带根数Z (1)由表9-5查dd1=100mm, n1=800r/min及n1=950r/min时单根A型V带的额定功率分别为0.83kw和0.95kw,用线性插值法求n1=940r/min时的额定功率值。P1=0.83+(0.95-0.83)/(950-800)(940-800)=0.942kw由表96查得Po=0.11kw(2) 由表97查得包角修正系数k=0.96(3)由表98查得带长修正系kl=0.99(4)计算V带根数Z 由式9-24ZPa/(p1+Po) kkl=2.86 Z取3根由表91查得m=0.1kg/m由式925 Fo=500Pd/VZ2.5/ k-1+mV=146N计算单根V带初拉力Fo和对轴的压力FQ由式926 FQ=2Zfosin(/2)=876N设计I,II两对齿轮传动1、 选择齿轮材料,热处理方法及精度等级。减速机选闭式传动,无特殊要求,为制造方便,采用软齿面钢制齿轮。查表61并考虑HBS1HBS23050的要求,小齿轮选用45钢,调质处理,齿面硬度217255HBS,大齿轮选用45钢,正火处理,齿面硬度162-217HBS计算时取HBS1240,HBS2200,该减速机为一般传动装置,转速不高,根据表6-2,初选8级精度3 按齿面接触疲劳强度设计载荷系数k 由于工作平稳,精度不高,且齿轮为对称布置,查表63取k=1.5(中等冲击)小齿轮传递的转矩T1 T119.55*102.112/37653642.5NmmT219.55*102.04864/107.43182114Nmm齿数Z和齿宽系数 取小齿轮系数Z1128 Z2130取大齿轮系数Z21i2Z2=3.5*2898 Z22128.91实际传动比:i23=129/30=4.3误差I=i23-i/I=0.069%2.5% 合适齿数比U13.5 U24.3查表6-6,取d=0.9 HHlimZnt/sH由图6-8查得Hlim1595Mpa Hlim2555Mpa取SH1,计算应力循环次数(每天工作8小时)每年工作300天,预期使用寿命为20年N1160n1j=60*376*1*8*300*20=1.08288*10 N12=N11/u1=3.0939*10N21=60n2j=60*107.43*1*18*300*20=3.09394*10 N22=N21/u2=7.195*10由图6-6查得Zn11=1.0 Zn12=1.06 Zn21=1.06 Zn22=1.16H11=595*1.0/1=595Mpa H12=555*1.06/1=588.3MpaH21=595*1.06/1=630.7Mpa H22=555*1.6/1=643.8Mpa取小值代入 故取H1588.3Mpa H2=630.7Mpa标准齿轮 =20则Zh=2.49两对齿轮材料均为钢,查表6-4 ZE=189.8 (弹性系数)由于是闭式软齿面齿轮传动,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定由式6-11d11=52.93893654mmd21=74.91376821mm模数M1=d11/Z1=49.14415534/28=1.890676305 M2=d21/Z2=69.543782/30=2.497125607由表52取M1=2.0mm 取M2=2.5mm3.主要尺寸计算 d11=M1Z11=2.0*2.8=56mm d22=M1Z12=2.0*98=196mm d21=M2Z21=2.5*30=75mm d22=M2Z22=2.5*129=322.5mm 齿宽 b1=d1d11=0.9*56=50.4mm b2=d1d21=0.9*75=67.5mm 取b11=55mm b12=50mm b21=70mm b22=65mm 12=12Ynt12/ S=300Mpa21=21Ynt21/ S=314.3Mpa22=22Ynt22/ S=300Mpa11=(2KT11/bm1Z11) 1111=2*1.2*53642.5/50*2.0*28*2.55*1.61=94.381112=11(1212/1112)=94.38*2.18*1.79/2.55*1.61=89.711221=(2KT21/bm2Z21) 2121=2*1.2*182114/65*2.5*30*2.52*1.625=146.852122=21(2222/2121)=146.85*2.16*1.81/2.52*1.625=140.21225.齿轮的圆周速度 V1d11n11/60*1000=3.14*56*376/60*1000=1.1m/s V2d21n21/60*1000=3.14*75*107.43/60*1000=0.442m/s6.齿轮结构设计设计B,C,D三轴选择轴的材料并确定许用应力 (1)选用45钢正火处理 (2)由表52查得强度极限588Mpa(3) 由表51查得许用弯曲应力=54Mpa确定B,C,D轴的直径dmin (1)按扭转强度估算轴的直径dmin(2)由表53取A110,则 d=A=19.6mm d=A=29.4mmd=A=47.3mm(3)考虑有键槽,将直径增大5%,则d=19.6*(1+5%)=20.58mm d=47.3*(1+5%)=49.665mm(3) B轴输入端的直径和长度应和大带轮相同,故轴输入端下径d=30 mm,L48 mm;C轴两端直径应和轴承相符,选取63型滚动轴承,其轴承孔直径为35mm和轴配合部分长度为21mm,故轴两端直径d=35 mm。D轴输出端的直径和长度应和联带轮相符。选取TL9型弹性柱销联轴器,其轴孔直径为50mm,和轴配合部分长度为84mm,故轴输出端直径d=50mmC轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配二级减速器中,可将齿轮安排在箱体中部,相对两轴承不对称分布,小齿轮设计在轴上靠右,大齿轮右面由小齿轮定位,周向靠干键和过渡配合固定,两轴承分别以套筒和轴肩定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定。轴做成阶梯形,右轴承从右面装入,大齿轮,套筒,左轴承依次从左面装到轴上。(2)确定轴各段直径和长度1段直径d1=35mm L1=21mm (初选6307型滚动轴承,其内径35mm,外径80 mm,宽度21 mm)2段直径d2=45mm 小齿轮与轴承有一定距离 L2=10mm3段直径d3=75mm L3=70mm(小齿轮段)4段直径d4=55mm L4=60-2=58mm5段直径d5=35mm L5=2+20+21=43mm(3)绘制轴的结构设计草图(4) 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=181mm按弯扭合成强度(1)绘制轴受力简图校核C轴和强度(2)计算轴所受力 Ft1=2T1/d1=2*182114/75=4856.4N Fr1=Ft1*tan=1767.6N Ft2=2T1/d2=2*182114/196=1858.3N Fr2=Ft2*tan=676.4N(3)绘制垂直弯距图b FRBV=(1767.6*125.5-676.4*60.5)/181=999.5N FRAV=(1767.6*55.5-676.4*120.5)/181=91.7N 计算弯距 MCV(左)= FRAV*l1=91.7*60.5*0.001=5.55N*m MCV(右)=FRAV*l3- Fr1(l3-l2)=5.55N*m MDV(左)=(91.7*125.5+676.4*65)*0.001=55.47N*m MDV(右)=999.5*55.5*0.001=55.47 N*m MCV=-(MCV(左)-60.5/125.5*MCV(右))=21.19N*m MDV= MDV(左)-55.5/120.5*MDV(右)=52.91N*m(4) 绘制水平弯距图C FRBH=(4856.5*125.5-1858.3*60.5)=2746.1N 截面D处的当量弯距为 FRAH=(4856.5*55.5-1858.3*120.5)=252.0N MCH(左)=FRAH*l1=252.0*60.5*0.001=15.25 N*m MCH(右)=(2746.1*120.5-4856.4*65)*0.001=15.24 N*m MDH(左)=(252*125.5+1858.3*65)*0.001=152.42 N*m MDH(右)=2746.1*55.5*0.001=152.41N*m MCH=60.5/125.5*MCH(左)-MCH(右))=58.23N*m MDH=MDH(左)-55.5/120.5*MDH(右)=145.39N*m(5)绘制合成弯距图d (6)绘制弯距图e T=9550*P/n=9550*2.04864/107.43=182.114N*m(7)绘制当量弯距图f 转距产生的扭转剪应力按脉动循环变化,取=0.6截面C处的当量弯距为截面D处的当量弯距为(8)校核危险截面C处的强度强度足够; 校核危险截面D处的强度强度足够。B轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配二级减速器中,可将齿轮安排在箱体中部,相对两轴承不对称分布,齿轮设计在轴上靠左,周向则采用过渡配合或过盈配合固定。轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,右轴承和大带轮依次从右面装到轴上。(2)确定轴各段直径和长度1段直径d1=30mm L1=48mm2段直径d2=35mm(装有6307型滚动轴承)带轮与箱体外壁有一定距离而定,为此该段长为70mm, L2=21+70=101mm3段直径d3=45mm L3=83mm4段直径d4=56mm L4=22mm5段直径d5=35mm (装有6307型滚动轴承) L5=21mm(3)绘制轴的结构设计草图(4)由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=181mm(5)按弯扭合成强度(1)绘制轴受力简图a校核B轴和强度 计算轴所受力 Ft=1915.8N Fr=697.3N(2)绘制垂直弯距图b FRBV=(60*697.3)/181=231.1N FRAV=(121*697.3)/181=466.2N 计算弯距 MCV(右)= =121*231.1*0.001=27.97N*m MCV(左)=60*466.2*0.001=27.97N*m(3) 绘制水平弯距图c FRBv=60*1915.8/181=635N FRAv=121*1915.8/181=1280.7N(4)绘制合成弯距图d (5)绘制弯距图e T=9550*P/n=9550*2.112/376=53.64N*m(6)绘制当量弯距图f 转距产生的扭转剪应力按脉动循环变化,取=0.6(7)校核危险截面C处的强度强度足够D轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配二级减速器中,可将齿轮安排在箱体中部,相对两轴承不对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用轴端定位环轴向定位,周向靠平键和过渡配合固定,联轴器轴向以靠阶梯键和过渡配合固定,周向则采用过渡配合或过盈配合固定。轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,齿轮,定位环,右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。(2)确定轴各段直径和长度1段直径d1=50mm 联轴器轴孔长度为80mm L1=80mm2段直径d2=55mm (装有6311型滚动轴承 ) 带轮与箱体外壁有一定距离而定,为此该段长为75mm, L2=2+12+29+75=118mm3段直径d3=75mm L3=65-2=63mm4段直径d4=65mm (右端轴肩d3=85mm)L4=83mm5段直径d5=55mm (装有6311型滚动轴承) L5=29mm(3)绘制轴的结构设计草图(4)由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=189mm(5)按弯扭合成强度(1)绘制轴受力简图a校核D轴和强度 计算轴所受力 Ft=4707.2N Fr=1713.3N(2)绘制垂直弯距图b FRBV=(59*1713.3)/189=534.8N FRAV=(150*1713.3)/189=1178.5N 计算弯距 MCV(右)=MCV(左)=1178.5*59*0.001=69.53N*(3) 绘制水平弯距图c FRBv=59*4707.2/189=1469.4N FRAv=130*4707.2/189=3227.8N(4)绘制合成弯距图d (5)绘制弯距图e T=9550*P/n=9550*1.987/25=759N*m(6)绘制当量弯距图f 转距产生的扭转剪应力按脉动循环变化,取=0.6(7)校核危险截面C处的强度强度足够减速器设计资料铸铁减速器箱体主要结构尺寸(齿轮减速器)名称 符号 取值箱座壁厚 8箱盖壁厚 1 8箱座凸缘壁厚 b 12箱盖凸缘壁厚 b1 12箱座低凸缘壁厚 b2 20地脚螺钉直径 df 20地脚螺钉数目 n 6轴承旁联接螺栓直径 d1 16盖与座联接螺栓直径 d2 12联接螺栓d2的间距 L 160轴承端盖螺栓直径 d3 8视孔盖螺栓直径 d4 6定位销直径 d 10到外箱壁距离 c1 c1(df)=26 c1(d1)=22 c1(d2)=18到凸缘边壁距离 c2 c2(df)=24 c2(d1)=20 c2(d2)=16轴承旁凸台半径 R c2凸台高度 h 50外箱壁到轴承端面距离 L1 47铸造过渡尺寸 x,y 3,15或4,20大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 10齿轮端面与内箱壁距离 2 8箱座肋厚 m 6.8轴承端盖外径 D2 120和170轴承旁联接螺栓距离 s s=D2起重吊耳和吊钩 d=b b=20 R=24 E=16 K=34 H=14 R=8.5 B=20通气帽 M36x2杆式油标 M16x1.5型无骨架橡胶油封 35*60*12和55*80*12键的选择和强度校核 A型平键(45钢)公称直径d 公称尺寸bxh 轴深t L k30 8x7 4.0 40 3.26855 16x10 6.0 55 4.58575 20x12 7.5 65 5.17055 16x10 6.0 80 4.644p1=(2*53642.5)/(30*3.268*40)=27.36Mpap2=(2*182114)/(55*4.585*55)=26.26Mpap3=(2*759034)/(75*5.170*65)=60.23Mpap4=(2*759034)/(55*4.644*80)=81.722Mpa查表13-2键联接的许用挤压应力p 取冲击载荷p=90Mpa则四键的强度都足够上冲头主加压机构设计该机构选定方案是由曲柄摇杆机构和摇杆串联而成的。设OAA=AB=200mm 2*OAA(1-sin)=0.4 =2.56 2*T*9.8*cossinc
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