带式输送机传动装置设计毕业设计Word文档下载推荐.docx
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P2m=P2*KA*KS*KR,其中P2为工作功率;
KA为使用系数;
KS为启动系数;
KR为可靠系数。
(2)热功率效核.减速器的许用热功率PG适用于环境温度20℃,每小时100%连续运转和功率利用律(指P2/P1N×
100%)为100%的情况,不符合上述情况时,应进行修正。
(3)校核轴伸部位承受的径向载荷。
2结构设计
2.1V带传动
带传动设计时,应检查带轮的尺寸与其相关零部件尺寸是否协调。
例如对于安装在减速器或电动机轴上的带轮外径应与减速器、电动机中心高相协调,避免与机座或其它零、部件发生碰撞。
2.2减速器内部的传动零件
减速器外部传动件设计完成后,可进行减速器内部传动零件的设计计算。
1)齿轮材料的选择应与齿坯尺寸及齿坯的制造方法协调。
如齿坯直径较大需用铸造毛坯时,应选铸刚或铸铁材料。
各级大、小齿轮应该可能减少材料品种。
2)蜗轮材料的选者与相对滑动速度有关。
因此,设计时可按初估的滑速度选择材料。
在传动尺寸确定后,校核起滑动速度是否在初估值的范围内,检查所选材料是否合适。
3)传动件的尺寸和参数取值要正确、合理。
齿轮和蜗轮的模数必须符合标准。
圆柱齿轮和蜗杆传动的中心距应尽量圆整。
对斜齿轮圆柱齿轮传动还可通过改变螺旋角的大小来进行调整。
根据设计计算结果,将传动零件的有关数据和尺寸整理列表,并画出其结构简图,以备在装配图设计和轴、轴承、键联结等校核计算时应用。
联轴器的选择
减速器的类型应该根据工作要求选定。
联接电动机轴与减速器,由于轴的转速高,一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器,例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。
减速器低速轴(输出轴)与工作机轴联接用的连周期,由于轴的转速较低,传递的转距较大,又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移,因此常选用刚性可以移动联轴器,例如滚子链联轴器、齿式联轴器。
对于中、小型减速器,其输出与工作机轴的轴线便宜不很大时,也可以选用弹性柱销联轴器这类弹性可移式联轴器。
联轴器型号按计算转距进行选择。
所选定的联轴器,起轴孔直径的范围应与被联接两轴的直径相适应。
应注意减速器高速轴外伸段轴径与电动机的轴径不得相差很大,否则难以选择合适的联轴器。
3设计计算过程及说明
3.1选择电动机
3.1.1电动机类型和结构型式选择
Y系列笼型三相异步电动机,卧式闭型电电动机。
3.1.2选择电动机容量
工作机所需功率
==7.98kw
=80.7r/min
电动机的输出功率
==10.4kw
η=*…..*=0.82*0.98*0.95*0.98*0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77
确定电动机的额定功率
Ped>
=Pd
3.1.3选择电动机的转速
同步转速1500r/min。
3.1.4确定电动机型号
选择Y160M-4额定功率11kw转速1460r/min
3.2传动装置的总传动比及其分配
i==18.1带传动i=2圆锥i=2.5圆柱i=4
3.3计算传动装置的运动和动力装置参数
各轴转速:
电动机轴=1460r/min
减速箱输入轴==486.7r/min
高速轴==235.1r/min
低速轴==58.8r/min
各轴输入功率:
==11kw
=*0.95=10.45kw
=*0.98*0.97*0.98=9.73KW
=*0.98*0.97*0.98=9.07KW
各轴转矩:
T0=9550*/=72.0N*m
T1=9550*/=205.0N*m
T2=9550*/=395.2N*m
T3=9550*/=1493.1N*m
3.4带传动设计
3.4.1定v带型号和带轮直径
工作情况系数=1.1
计算功率==1.1*11=12.1kw
选带型号A型
小带轮直径=100mm
大带轮直径=(1-0.01)*100*3=297mm
大带轮转速==481.8r/min
3.4.2计算带长
求=(+)/2=198.5mm
求ΔΔ=(-)/2=98.5mm
2(+)>
=a>
=0.7*(+)
初取中心距a=600mm
带长L=πDm+2*a+=1839.5
基准长度=2000mm
求中心距和包角
中心距a=+=344.18+337.06=681.24<
700mm
小轮包角α1=180°
-(D2-D1)*60°
=180°
-(297-100)*60°
/681.24=162.6>
120°
数求带根v=3.14**/(60*1000)=7.64m/s
传动比i=/=2
带根数=1.32kw=0.95
=1.03ΔP=0.17kw
z=/((+Δ)**)=12.1/((1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3取9根
求轴上载荷
张紧力=500*/v*z(2.5-)/+qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*=149.3N
轴上载荷=2*sin(/2)=2*9*149.3*sin(162.6°
/2)=2656.5N
3.5齿轮传动设计
直齿锥齿:
轴交角∑=90°
传递功率P=10.45kw
小齿轮转速=486.7r/m传动比i=2.07
载荷平稳,直齿为刨齿,小齿轮40Cr,调质处理,241HB~~286HB
平均260HB,大齿轮用45号钢,217HB~~255HB平均230HB
齿面接触疲劳强度计算
齿数和精度等级取=24=i*=48
选八级精度
使用系数=1.0动载荷系数=1.15
齿间载荷分配系数估计*Ft/b<
100N/mm
cos=u/=2/=0.89
cos=1/=1/=0.44
=/cos=24/0.89=26.97
=/cos=48/0.44=109.1
αv=(1.88-3.2(1/(2*)+1/(2*)))cos=1.85
==0.85
==1.4
齿向载荷分布函数=1.9
载荷系数==1*1.5*1.4*1.9=3.99
转矩=9.55**=9.55**10.45/486.7=20505N.mm
弹性系数=189.8
节点区域系数=2.5
接触疲劳强度=710Mpa
=680Mpa
接触最小安全系数=1.5
接触寿命系数==1.0
许用接触应力[]=*/=710*/1.05=676Mpa
[]=*/=680*/1.05=648Mpa
小轮大端分度圆直径=0.3
=70mm
验算圆周速度及Ka*Ft/b
=(1-0.5R)=(1-0.5R)70=59.5mm
==3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s
=
b=*R=*d/(2*sin)=*/(2*=20.4mm
*/b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm<
确定传动尺寸
大端模数m=/=70/24=2.9mm
实际大端分度圆直径d=m=3*24=84
=m=3*48=144
b=*R=0.3*80.5=24.15mm
齿根弯曲疲劳强度计算
齿面系数=2.72=2.38
应力修正系数=1.66=1.78
重合度系数=0.25+0.75/=0.25+0.75/0.85=0.66
齿间载荷分配系数*/b<
=1/=1/0.66=1.56
载荷系数==1*1.15*1.56*1.9=3.4
弯曲疲劳极限=600MPa
=570MPa
弯曲最小安全系数=1.25
弯曲寿命系数==1.0
尺寸系数=1.0
许用弯曲应力[]=lim/=600*1.0*1.0/1.25=480MPa
[]=570*1.0*1.0/1.25=456MPa
验算
===152
<
[]
==152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa
标准斜齿圆柱齿轮
小齿轮用40Cr调质处理,硬度241HB~~286HB平均260MPa
大齿轮用45号钢,调质处理,硬度229HB~~286HB平均241MPa
初步计算
转矩=9.55**9.73/235.1=39524N.mm
齿数系数=1.0
值取=85
初步计算的许用接触应力[H1]=0.96Hlim1=0.9*710=619MPa
[H2]=0.9Hlim2=1.9*580=522MPa
初步计算的小齿轮直径=Ad=85*=48.1mm
取d1=50mm
初步尺宽b=d*=1*50=50mm
校核计算
圆周速度v==0.62m/s
精度等级选九级精度
齿数z和模数m初步齿数=19;
=i*19=4*19=76
和螺旋角=/=50/19=2.63158
=2.5mm
=arcos=arccos2.5/2.63158=18.2°
使用系数=1.10
动载系数=1.5
齿间载荷分配系数
==2*39524/50=1581N
=1.1*1.581/50=34N/mm<
=[1.88-3.2[1/+1/]cos=[1.88-3.25*(1/19+1/76)]cos18.2°
=1.59
===2.0
==1.59+2.0=3.59
=arctan=arctan=20.9°
cos=cos18.2°
20cos°
/20.9cos°
=0.95
齿向载荷分布系数=A+B[1+0.6*]+c*b/1000=1.36
=***=1.10*1.05*1.76*1.36=2.76
重合度系数取
螺旋角系数=
许用接触应力
=189.8*2.38*0.97=647MPa<
690MPa
齿根弯曲疲劳强