机械设计课程设计说明书链板式输送机传动装置Word文档格式.docx
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16
所需电动机的功率
pd
电动机额定功率
pm
3、确立电动机转速：
计算鼓轮工作转速：
V
60
1000
n
d
163.7022r/min
按手册介绍的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级
减速器传动比范围i1=2～3。
取V带传动比i2=2～4，则总传动比理时范围为i=4～12。
憚驾劝勸噴鄒靈籟鹞硖绶议农趲滎谍诋鸟蕭盏檁烨詼領歼倾纠媽傖张飙绳莖還驃鑣緗綁闋俣谔绢椏薺遷鵜栾預韪览壞魷绣跹糶靜浍愴鐋单泶憒禍鏘胫專势瀟钴辐峥屉坟腻钧鐿厨廈嶺澮铝蜆槳繹匀鰳為鬩湯匱芈檁赋铭酽纤别维伧邊。
切合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价钱和带传动、减速器的传动比，可见转速1500r/min比较适合，则选n=1500r/min。
检沒鈑魴剎稳僨棧呐紜鄉跡謎婦赞称缭瘍桢昙铣鳎误覘婁還闸狀萧鏡鈔丟桧鍵麼眾鲷攝瘾捞開緦膾蕁辩骣壟憤礪骞维贴唢镟犹渊贏幘鍵烦褛蹑遠槨轧麗络阀实贱绡枢齟養医泺经叹韻戲診谐鳗诲猎吗饅绕绗赕烨铴纫儻败繳钶攆閼辍。
4、确立电动机型号
电动机型号
依据以上采纳的电动机种类，由理论需求电机功率：
为Y90L-4
pdpw1.0809kw及同步转速，选定电
动机型号为Y90L-4。
其主要性能：
额定功率：
1.5KW，满载转速1400r/min。
第三部分计算总传动比及分派各级的传动比
1、总传动比：
1400
i
2、分派各构件传动比：
ii1i2
3、初定减速器内的传动比i2
3，则带传动的传比就为
i2=3
i1
i2
3
第四部分运动参数及动力参数计算
1、各轴转速：
电动机转速n01400r/min
n1
n0
491.1074r/min
小锥齿轮轴转速
n2163.7025r/min
大锥齿轮转速i2
链轮轴转速n3n2163.7025r/min
2、各轴功率：
P1
PM
P2
5
P3
4
6
3、各轴转矩：
T9550
Pd
9550
10.2321Nm
nd
电动机轴：
轴1：
T19550P1/n1
m
/min
n2
p2
P3
T128.0020Nm
T279.8561Nm
T377.4781Nm
轴2：
T2
P2/n2
轴3：
T3
P3/n3
4、参数汇总
参
转速
功率
转矩
数
（r/min）
（kW）
（Nm）
轴Ⅰ
轴Ⅱ
z型带
轴Ⅲ
第五部分传动部件的设计计算
1.皮带轮传动的设计计算
（1）选择一般V带截型
由机械设计课本表6-6得：
工况系数
pcaKA
n01400r/min
所以由图6-10选择z型v带
（2）确立带轮基准直径，并验算带速
选用dd180mm
dd2
i1dd1
（1）
801
224mm
轴Ⅰ的实质转速
（1ε）n1dd1
（10.01）
80
224
495r/min
dd180mm
dd2224mm
v5.8643m/s
考证带的速度：
Ld1250mm
v
dd1n1
801400
5.8643m/s
介于525之间，适合。
（3）确立带长和中心矩
按设计要求
0.7（dd1
dd2）a0
2（dd1dd2）
取a0
400mm
'
2
a0
dd1
（dd2dd1）
Ld
4a0
查表6-2
取Ld
1250mm
实质轴间距
a
Ld'
380mm
400
安装时所需最小轴间距离
amind3800.0151250
张紧或赔偿伸长所需最大轴间距离
amaxd3800.031250
a380mm
1
z=5
F0
（4）验算小带轮包角
1180
dd2dd157.3158.29120
包角
包角适合。
Fr
（5）确立带的根数
由n
1400r/min，dd1
80mm
得p1
，p1
，ka
，kL
，则
z
p1KKL
p1
能够选用z5
（6）计算轴压力
单根v带的初拉力：
z120
z260
F0
500Pd
（
1）mv2
zv
k
u3
压轴力：
Fr
2zF0
sin
2556.9663sin
559.47N
小轮基准直径dd180mm
小轮外径da1dd12ha84mm
带轮宽B（z'
-1）e2f（51）122864mm
大轮基准直径dd2224mm
大轮外径da2dd22ha17022228mm
2．齿轮传动的设计计算
1、选定精度等级，资料热办理方式，齿数初定：
1）本运输机工作速度、功率都不高，采纳7级
精度；
2）选择小齿轮资料为40Cr，调质办理，硬度
HBS1241~286，
3）大齿轮资料为45钢，调质办理，硬度为
HBS2217~255
4）选用小齿轮齿数Z1=20，初步确立传动比为
i2=3则大齿轮齿数Z2=i2Z1=3×
20=60
u1
z2
z1
5）此时传动比
20
2、按齿面接触疲惫强度计算：
锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依照进行计算。
由公式
d13
4KtT1
R（1
R）U[H]
1）
初拟载荷系数K
，取齿宽系数L
计算节锥角
arccotu
90
2）按齿面硬度查得齿轮的接触疲惫强度极限为：
应以大齿轮资料所决定的许用接触应力为准,
对45号钢,取
HBS2
230,
Hlim2539MPa
大齿轮：
3）接触疲惫强度寿命系数取安全系数sH,
KHN
6N0
N,式中
计算接触疲惫的寿命系数
N60ntn
16300
108
N0
30（HBS）
30
（230）
1.397107
因N
N0,故KHN
m3
4）计算接触疲惫许用应力
许用接触应力
lim
539MPa
H
SH
5）按齿面接触强度设计传动
地区系数zH
弹性影响系数zE189.8MPa
由式8-11得小齿轮分度圆直径：
4KT1（zHzE）2
d13
L（10.5L）2u
103
0.3）23（
539
）2
d1
Z1
齿轮模数
3、按齿根曲折疲惫强度计算：
两齿轮的当量齿数
ZV1
cos1
Z2
ZV2
cos2
查6-5表得YFa12.77,YFa2
对小齿轮取HBS1260,对大齿轮仍用接触强度时的数据,
取HBS2230,按线性插值得曲折疲惫极限分别为
218
278
Flim1
353
200
Flim2
155
185
155（230120）192MPa
210
120
许用应力
KFN
186MPa
F1
SF
148MPa
F2
YFa1
[
]F1
186
YFa2
]F2
148
YFa1
较[]F1大，应选其校验
4kT1（10.5L）YFa1
L
1.77mm
Z
u2
1[]
L1
103（1
0.3）
32
4、确立模数
综上,依据标准模数表取m3
5、齿轮参数计算：
由齿数求分度圆直径
d1Z1m20360mm
d2Z2m603180mm
锥距R，由
Rd1
齿宽b
R
圆整取b1
28mm
b2
6、齿轮参数汇总：
名称代号小锥齿轮大锥齿轮
齿数
模数
M
3mm
分锥角
δ
分度圆直径
d（mm）
180
齿顶高
h（mm）a
齿根高
hf（mm）
齿顶圆直径
da（mm）
齿根圆直径
df（mm）
锥距
R（mm）
顶隙
c（mm）
分度圆齿厚
S（mm）
当量齿数
ZV
齿宽β（mm）28
齿宽系数φR
均匀分度圆直
（mm）
51
153
径
第六部分轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、依照扭转强度初定直径
采纳45号钢作为轴的资料，调质办理，取
[]35MPa
估量最小轴径：
9550000P
9550000
dmin3
0.2n[]T
0.2491.107430
考虑有键槽，将直径增大5%，则
考虑到键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较
大的拉力，我们选择小轴最小径d20mm。
2、输入轴的构造设计
（1）轴上部件的定位，固定和装置
123456
（2）确立轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=20mm长度取L1=60mm
键长50mmb=h=6mm
Ⅱ段:
d2=25mm长度取L2=30mm
Ⅲ段:
d3=30mm长度取L3=15mm用来和轴承进
行过分配合，初采纳30206型圆锥滚子轴承。
Ⅳ段：
d4=28mm
长度为
L4=42mm
Ⅴ段：
d5=30mm
L5=26mm
用来和轴承
进行过分配合，初采纳
30206
型圆锥滚子轴承。
输入轴
Ⅵ段：
齿轮部分
知足要求
（3）轴强度校核
齿轮之间的力：
对小锥齿轮受力剖析：
（外）
（左）
（下）
带轮处：
（下）
对输入轴进行受力剖析得
轴承1：
（上）
Ft1=1.029KN（外）
轴承2：
Fr=0.206KN（下）
（里）
轴承3地点为危险截面
这里只校核危险截面3的强度。
轴单向旋转，扭转
切应力为脉动循环变应力，取折合系数0.59第一计算截面3的抗弯截面系数W
MH
MV
MV2
MH2
51.165N
Wc
dc3
303
2650.719mm
轴的计算应力
M2
（T1）2
51.1652
（0.5928.002）2
ca
20.284MPa
该轴资料为45号钢，调质办理，查得其许用应力
60MPa所以，ca，故知足要求。
输出轴的设计计算
采纳45号钢最为轴的资料
0.2n[]
0.2163.702530
考虑到联轴器的尺寸，我们选大轴最小径d28mm
2、输出轴的构造设计
d1=28mm、长度取L1=60mm，与联轴器相
连。
d2=32mm长度取L2=31mm。
d3=33mm长度取L3=35mm用来和轴承进
行过分配合，初采纳30207型圆锥滚子轴承。
输出轴
d4=40mm长度为L4=82mm，定位。
d5=36mm长度为L5=43mm，与大齿轮配
合。
VI段：
d6=35mm长度为L6=31mm，和轴承进行过分配合,初采纳30207型圆锥滚子轴承。
識驸藍鱒頊擋級廟瓒摟簫娲贈铉謊訃鶴铲誣哓胀鵑躕骝嘸柠羅齑綴蝼颀兗础谠犧繅铋虯測裤鲧諞閶礙怀閿話鐋暂張极鳗寵唤盤调挣諾預诡酝紋辐锯瓏監钟兖筚憲鑭紆缋冈尴頃姍洶釧晕負辩鈉氫潿驼饴湯枨邐栖宝跞軼阌胫鬢关傾鍬。
大齿轮上的动力参数：
输出轴承
P2=1.382832kw转速唛谅鋃检倆项凛绷黽擞盜鉀簣闺稅纰敵贿陈鉅铱烫參嬡腦獻蠟绺嫻婵轻钐躦驭進诅凉紺參勞呂锱独罚网际槧窪驿敵觅躚贰滟驅钹蓥賬鉚赛浅讦滨陧萝謬單艤垒鍍矚锩认锇貼鹌齐訖讖貼噸棧薮饼蝇亲葉瓒齷鳶鳧礡趋稅鈴聰緱聩鳄陽。
危险面2处的弯矩：
MH
17.112N
MV
43.958N
Mc
47.171Nm
T2
80.6710N
W
d03
363
输入轴承
因为轴单向转动，扭矩能够以为按脉动循环变化，故取
折合系数
（T）2
（0.5980.6710）2
前已选定轴的资料为45号钢，正火办理，查得
60MPa，所以ca，故知足要求。
第七部分圆锥滚子轴承的选择及校核计算
依据依据条件，轴承估计寿命
L=10×
300×
16=48000h
因为轴承会遇到较大的轴向力，应选择深沟球轴
承
A型键
1、关于从动轴，选择30207
轴承，由受力剖析知：
6×
6×
50
R1
RV21
RH2
，
R2
RV2
S1
S2
A1
A2
A1/R10.87e
A2/R2
0.68e
而查表知基本额定动载荷C
54.2kN
故查表得X1
，Y1
，X2
Y21.6则当量动载荷,
载荷系数fp
fp（X1R1
Y1A1）
0.663）1.638kN，10×
8×
fp（X2R2
Y2A2）
，因P1
P2,所以按轴承
1的受力大小验算
Lh
106
（C）
（54200）3
106h
60n1
1638
而使用限期L
10
300
16
48000h，故Lh
L，知足要求。
2、关于主动轴，选择30206
1.539kN，R22.137kN，
7×
S2
/R1
e
A2/R2
43.2kN,
故查表得
载荷系数
X1
fp
fp（X1R1Y1A1）
1.579）3.77KN，
，且n2
/min，则
凸缘联轴器
（43.2）3
104h
3001648000h，故LhL，知足要求。
第八部分键联接的选择及校核计算
（1）带轮与输入轴所用键的校核
锂基润滑脂
轴径d20mm，轴长l60mm
采纳A型平键，经过查表获得
L50mmb6mmh6mm
轮毂的资料是铸铁，键和轴的资料是45号钢，选
用较小的资料做为计算，即
bs5060Mpa
4T1
28002
bs]
bs
206
21.21MPa[
dhl
（506）
，知足要求。
（2）输出轴和齿轮连结采纳的键的校核
轴径d36mm，轴长l43mm
采纳A型平键连结。
经过查表获得
L32mmb10mmh8mm
轴和齿轮的资料都是45号钢，所以抗压需用应
力是：
100~120Mpa
bs]，知足要
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