帶式運輸機機械傳動裝置設計課程設計-wenkub

　

【正文】 6 Pr = (p0 +?p0)k[KL = (+ ) = F0 = 500(? k[)p][k[zv+ qv2 Fp = 2zF0sina12 = 23 sin155176。106)24500 = 1683mm 由書 p145 表 82選帶的基準長度 L^ = 1640mm (3)按書 p158 式（ 823）計算實際中心距 a a ≈ a0 + Ld。420420 100%= % 各級傳動比 iv = 3 i1 = 4 i2 = 4 第四章 計算各軸的功率、轉速和轉矩 各軸轉速 根據課程設計手冊 p203，減速箱內共有三根軸，轉速分別為 ： n1 = nmiv= 14403 = 480r/min n2 = n1i1= 4804 = 120r/min n3 = n2i2= = 42r/min 各軸功率 p1 = p^η 1 = = 3kw p2 = p1η 2η 3 = 3 = p3 = p2η 2η 3 = = 各軸轉矩 由 課程設計手冊 p204得電動機輸出軸轉矩 T^ = 9550 pdnm=9550 = Nm,三根軸的輸入轉矩分別為： T1 = T^η 1iv = 3 = Nm T2 = T1η 2η 3i1 = 4 = Nm T3 = T2η 2η 3i2 = = Nm 第五章 普通 V 帶傳動設計 確定計算功率 根據設計要求，采用雙班制工作，有輕微振動，查機械設計p156 表 88 得工作情況系數 KA = p][ = KAp^ = = 選擇 V 帶的帶型 根據 p][、 nm由 機械設計 p157 圖 811 選用 A型 帶 。據以上分析，查課程設計手冊 P173,選出符合要求的兩款電動機，參數如下 : 方案 電機型號 額定功率 /kw 同步轉速 r/min 滿載轉速 r/min 質量 /kg 參考價比 1 Y132M16 4 1000 960 73 2 Y112M4 4 1500 1440 43 i總 1 = 96042 = ， i總 2 = 144042 = ， 兩者計算出的總傳動比相差不大，方案 2 電機重量較輕，價格更低，總傳動比不超過50，故選擇方案 2較為合理。不采用直流電動機，因其需要直流電源，結構復雜，價格較高。帶傳動具有傳動平穩和緩沖西吸振的優點，并能在過載時保護電機 ，常布置在高速級。簡圖如下： 二、設計內容 電動機選型； V 帶傳動設計；減速器設計；聯軸器選型 三、設計工作量 繪制齒輪減速器裝配圖一張（ A0 圖幅） 繪制高速軸上齒輪的傳動件工作圖（ A3 或 A4 幅面） 繪制從動軸的零件工作圖（ A3 或 A4 幅面） 寫出設計 計算 說明書 一份 四、設計要求 （ 1）減速器中的齒輪傳動設計成：高速級為斜齒輪，低速級為直齒輪 （ 2）減速器中齒輪設計成：標準或變位齒輪，變位與否由設計者自 定 1 計算及說明 計算結果 第一章 傳動方案的確定 傳動裝置簡圖 工作原理 帶式運輸機的動力源為電動機，電動機通過帶傳動將動力傳入二級圓柱齒輪減速器，輸出軸通過聯軸器將動力源輸出給運輸帶的卷筒。 ② 打印排版：正文用宋體小四號， 倍行距，頁邊距采取默認形式（上下，左右 ，頁眉 ，頁腳 ）。字符間距為默認值（縮放 100%，間距：標準）；頁碼用小五號字底端居中。 原始數據 運輸帶卷筒轉速為 42r/min，減速器輸出軸功率 P= 馬力 工作條件 運輸機連續工作，雙班制工作日，單向運轉，工作時有輕度振動，空載啟動，小批量生產，軸承壽命 3年，每年按 300 個工作日計算，減速器年限為 10 年，運輸帶允許誤差 177。減速箱采用的是二級圓柱齒輪傳動，其平穩性比直齒輪傳動更為優異，性價比高，采用展開式布局。 電動機容量的確定 根據 工作條件， P減速器輸出馬力 = 馬力值 = = 。即選用 Y112M4型電動機。 5 確定帶輪的基準直徑 ，并驗算帶速 ① 初選小帶輪的基準直徑 d^ 機械設計 p155 表 87 和 p157 表89，取小 帶 輪的基準直徑 d^1 = 106mm ②驗算帶速 v，按機械設計 p150 式（ 813）驗算帶的速度 v = π^d1nm601000 = π1061440601000 = 因為 5m/sv30m/s，故帶速合適 ③計算從動輪的基準直徑 d^2 根據機械設計 p150 式（ 810）得 d^2 = ivd^1 = 3106 = 318 mm 由機械設計 p157 表 89 取標準值 d^2 = 315mm 確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 L^ (1)根據機械設計 p154 式（ 820）， 初定中心距 a0 = 500mm 。Ld02 = 500+1640。2 = =180176。)3 + = 計算壓軸力 由書 P159 式 831計算 大帶輪結構設計 查書 p161 表 811 知 b^ = 11mm,取 e = 15mm,h[ =,h` = ,f = 10mm,φ = 38176。 3）材料選擇。 按齒面接觸疲勞強度計算 (1)由書 p219 式（ 1024）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t = √2KHtT1?du:1u (ZHZEZεZβ[σH] )23 1)確定公式中的各參數值 ① 試選載荷系數 KHt = ，由書 p206 表 107 選齒寬系數?^ = 1， T1 = ② 由書 p203 圖 1020 查取區域系數 ZH = ，查表 105 得ZE = 12 ③ 由書 p219 式（ 1021）計算接觸疲勞強度用重合度系數 Zε αt=tan1(tanαn cosβ? )=tan1(tan20176。1[z1 cosαt (z1 + 2h[n? cosβ)? ] = cos。 α[t2 = cos。)] = 176。)]/2π = εβ = ?dz1t[n βπ = 120 t[n14π = zε = √4。 = ⑤ 計算接觸疲勞許用應力 [σ H]。 tddb 1?? =1???? = ???? 2）計算實際載荷系數 KH ①由 書 p192 表 102查得使用系數 AK =。 ① 試選載荷系數 kFt = 。 ) = 176。 = 1? 14176。由書 p200 圖 1017 得外齒齒形系數 ?1FaY ， ?2FaY 由 書 p201圖 1018的外齒輪應力修正系數 1SaY =， 2SaY =。 ①根據 v = s? 、 7級精度，由 書 p194 圖 108查得動載系數 12 kv = 。即： z1 = ^1 ]osβmn= ]os14176。為了節省篇幅，這里僅給出 簡要過程及 計算結果： 查 p192 表 102得 KA = ， 查 p194 表 108 得 ???? = ,查 p195 得 KHα =,KHβ = ,則 KH = KA????KHαKHβ = , T1 = 59790Nmm，?d = 1 ， d1 = ， u = 4 ， 查圖 1020 得 ZH = ，ZE = 12， Zε = ， Zβ = ，將它們代入式 1022，得到 σ H = √2kHT1?dd13u:1u2 zHzEzε zβ =√2597901 4:14 =[σH] 滿足齒面接觸疲勞強度條件。將它們代入式 1017，得到 14 σ F1 = 2kFT1YFaYsaYε Yβ cosβ2?dmn3z12= 2 2 59790123 262 σ F2 = 2kFT1YFaYsaYε Yβ cosβ2?dmn3z12= 2 59790 2123 262 =[σ F]1 =[σ F]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 小齒輪選用 40Cr（調質后表面淬火），大齒輪用 45 鋼（調質后表面淬火），齒輪按 7級精度設計。查書 p191 表 101，大小齒輪均選用 45 鋼（調質后表面淬火），齒面硬度 240HBS。 α[1 = cos。 α[2 = cos。 ε[ = [z1(tanα[1 ? tanα‘)+ z2(tanα2 ? tanα’)]/2π = [24(176。εα3 = √4。 v= πd1tn1601000 =π 120601000 m s? = s? ②齒寬 b。 ① 試選載荷系數 kFt = 。 由 書 p209圖 1024c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 σFlim1 = σFlim2 = 380Mpa 由 書 p208 圖 1022 查得彎曲疲勞壽命系數 ?FNK ， ?FNK 。 ③由 書 p196 表 104 用 插值 法查 得 kHβ = ，結合b h? = 書 p197 圖 1013 得 kFβ = 。為了節省篇幅，這里僅給出 簡要過程及 計算結果： 查 p192 表 102得 KA = ， 查 p194 圖 108 得 ???? = ,查書 p195 表 10?3 得 KHα = ,KHβ = ,則 KH = KA????KHαKHβ = , T1 =229670Nmm， ?d = ， d1 = ， u = ， 查書 p203 圖 1020 模 數 m= b1 =107mm b2 =102mm 20 得 ZH = ， ZE = 12， Zε = ，將它們代入式 1010，得到 σ H = √2kHT1?dd13u:1u2 zHzEzε =√2 : =515Mpa[σH] 滿足齒面接觸疲勞強度條件。,變位系數 x1 = x2 = 0，中心距 a=180mm，齒寬 mmb 1071 ? ， 1022 ?b mm。 = Fα = Ft tanβ = 176。因直徑 d100mm，軸徑增大 5%~7%,取 6%，然后將軸徑圓整為標準直徑，根據課程設計手冊 p11 表 114，按優先數系得 dmin = 25mm，輸入軸最小 直徑為帶輪轂孔直徑。大帶輪與軸配合的轂孔長度 B=50mm，考慮到軸端擋圈應壓在帶輪上，故 12 段長度比 B 略短，取 l1。因軸承同時受徑向力和軸向力作用，故初選角接觸球軸承，參照工作要求并根據 d2。4 = l7。7 = 41mm。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據軸承端蓋 的裝拆以及箱體外零件不可離軸承端蓋過近的原則，參考課程設計手冊 p217，取端蓋外端面與帶輪右端面的距離 L=20mm，故 l2。\22 ?2 = 10+ 107+8 ?60。為保證帶輪與軸的配合有良好的對中性，取帶輪輪轂與軸的配合為 H7K6。 24 求作用在齒輪上的力 （ 1）斜齒輪 斜齒輪的直徑 d2 = Ft = Fr = F[ = (2)直齒輪 直齒輪的直徑 d1′ = ，圓周力 Ft1 = 2T2^1′= 2 =4956N，徑向力 Fr1 = Ft1 tanα = 4956tan20176。根據書 p366表 153，取 A0 = 110，