2022年带式输送机传动装置课程设计方案3.docx

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1、精品学习资源1. 传动装置的总体方案设计1.1 传动装置的运动简图及方案分析1.1.1 运动简图表 11 原始数据学题 输送带工作拉力输送带工作速度号号F / kMv / m03s1 6.50.85滚筒直径D / mm3501.1.2 方案分析该工作机有稍微振动，由于 V 带有缓冲吸振才能，采纳 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采纳 V 带这种简洁的结构，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了成本；减速器部分两级绽开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种；齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度；高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减

2、小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象；原动机部为 Y 系列三相沟通异步电动机；总体来讲，该传动方案满意工作机的性能要求，适应工作条件、工作牢靠，此外仍结构简洁、尺寸紧凑、成本低传动效率高；欢迎下载精品学习资源1.2 电动机的挑选1.2.1 电动机的类型和结构形式电动机挑选 Y 系列三相沟通异步电动机，电动机的结构形式为封闭式；1.2.2 确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低；在一般欢迎下载精品学习资源械中，用的最多的是同步转速为1500 或 1000 r机；/ min的电动机；这里1500 r / min的电动欢迎下载精品学习资源1.2.3

3、确定电动机的功率和型号1.运算工作机所需输入功率PFvw欢迎下载精品学习资源由原始数据表中的数据得Pw6.5103100010000.85 kW5.525kW欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源2. 运算电动机所需的功率Pd kW欢迎下载精品学习资源PdPw /式中，为传动装置的总效率12n欢迎下载精品学习资源式子中1, 2 ,n 分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率；欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源带传动效率10.95欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源一对轴承效率20.99欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源齿轮传动效率30.98欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习

4、资源联轴器传动效率40.99欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源滚筒的效率50.96欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源总效率0.950.9930.9820.990.960.84欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源PdPw /5.525 kW 0.846.58kW取 Pd7.5kW欢迎下载精品学习资源查2 表 9 39 得 挑选 Y132M 4 型电动机电动机技术数据如下：欢迎下载精品学习资源额定功率（ kW ： 7.5kW满载转速（ r/min : 1440r/min欢迎下载精品学习资源额定转矩（ N/ m ：2.2 N / m欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源最大转矩（

5、N/ m ：2.2 N / m欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源运输带转速 n60v D603.140.850.3546.4 r/ min欢迎下载精品学习资源1.3 运算总传动比和安排各级传动比1.3.1 确定总传动比inm / nw欢迎下载精品学习资源电动机满载速率nm ，工作机所需转速 nw欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源总传动比 i 为各级传动比的连乘积，即ii1i2in欢迎下载精品学习资源1.3.2 安排各级传动比欢迎下载精品学习资源总传动比 inm / nw14403146.4欢迎下载精品学习资源初选带轮的传动比 i12.5，减速器传动比 i312.512.4欢迎下载精

6、品学习资源欢迎下载精品学习资源取高速级齿轮传动比i2 为低速级齿轮传动比i 3 的 1.3 倍，所以求的高速级传动比i 2 =4，低欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源速级齿轮传动比i 3 =3.1欢迎下载精品学习资源1.4 运算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1 运算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴；欢迎下载精品学习资源nnmi114402 .5r / min576 r/ min欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源nn IIi 25764r / min144 r/ min欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源nIIIII144ni 33.1r

7、 / min46 .5r/ min欢迎下载精品学习资源nIIInIV欢迎下载精品学习资源pIpd16.580.95kW6.25kWpIIpI236.580.990.98kW6.06kWpIIIpII236.060.990.98kW5.88kWpIVpIII246.060.990.99kW5.76kW1.4.3 运算各轴的输入转矩T19550 pInI95506.25 N 576m103.62NmT29550 pIInII95506.06 N 144m401.90NmT39550 p IIIn III95505.88 N 46.5m1207.61Nm传动装置参数见表1 2表 1 2 传动装置的运

8、动参数和动力参数1.4.2 运算各轴的输入功率轴号转速 输入转矩 N mI5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.61欢迎下载精品学习资源2.传动零部件的设计运算2.1 带传动2.1.1 确定运算功率并挑选V 带的带型欢迎下载精品学习资源1. 确定运算工率pca欢迎下载精品学习资源由1 表 8 7 查的工作情形系数 K A1.2 ，故欢迎下载精品学习资源PcaK A p1.27.5kW9kW欢迎下载精品学习资源2. 挑选 V 带的带型依据 pca ， nm 由1 图 8 11 选用 A 型；2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速欢迎下载精品学习资

9、源1. 初选小带轮的基准直径dd ；由 1 表 8 6 和表 88，取小带轮的基 dd112mm ；欢迎下载精品学习资源112. 验算带速 v ；按 1 式8 13）验算带的速度欢迎下载精品学习资源1d d nmv3.141121440 m / s8.44m / s欢迎下载精品学习资源601000601000欢迎下载精品学习资源由于 5m / sv30m /s，故带速合适；欢迎下载精品学习资源3. 计 算 大 带 轮 的 基 准 直 径 ； 由 1 式 8 15a ） , 计 算 大 带 轮 的 基 准 直 径欢迎下载精品学习资源d22dddi1dd2.5112mm280mm欢迎下载精品学习资

10、源12依据 1 表 8 8，圆整为 dd280；2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度1.依据 1 式8 20）欢迎下载精品学习资源10.7dddd a02 dddd欢迎下载精品学习资源212274.4mma0784mm初定中心距为 a0500mm；欢迎下载精品学习资源2. 由1 式8 22）运算所需基准长度dd2欢迎下载精品学习资源Ld 02a02 dd1dd2 d 2d14a0欢迎下载精品学习资源25003.142112280 28041122500mm欢迎下载精品学习资源1630mm欢迎下载精品学习资源由1 表 8 2 选带轮基准长度Ld1600mm；欢迎下载精品学习资源3. 按 1

11、 式8 23）运算实际中心距 a ；欢迎下载精品学习资源aa0LdL d 0250016001630 mm2485mm欢迎下载精品学习资源中心距的变化范畴为461 533mm ；欢迎下载精品学习资源2.1.4 验算带轮包角1欢迎下载精品学习资源1180（ d d 2d d1 57 .3a180 280112 57 .3485160120欢迎下载精品学习资源2.1.5 运算带的根数1. 运算单根 V 带的额定功率Pr欢迎下载精品学习资源d1由 d112mm 和 nm1440r/ min ，查1 表 8 4a 得 P01.6kW欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源依据 nm1440r/ min

12、 ， i12.5 和 A 型带查 1 表 8 4b 得 P00.16kW欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源查的 1 表 8 5 得 K0.95，表 8 2 得 KL0.99 ，于是欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源Pr P0P0） KK L1.60.160.950.99kW1.66kW欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源2. 运算 V 带的根数 ZZPca Pr91.665.4取 6 根欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源2.1.6 确定带的初拉力和压轴力由 表 1表 8 3得A型 带 单 位 长 度 质 量 q0.10kg / m， 所 以欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品

13、学习资源（ F ）500 2.5K Pcaqv 25002.50.9590.108.442 N216 N欢迎下载精品学习资源0 minKzv0.9568.44欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源应使带的实际初拉力F0 F0 min欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源压轴力最小值 FP min2 zF0minsin1226216sin 160 N22553N欢迎下载精品学习资源2.1.7 带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式6 孔）详细尺寸参照 1 表 8 10 图 8 14 确定；大带轮结构简图如图2 1欢迎下

14、载精品学习资源图 2 1欢迎下载精品学习资源2.2 齿轮传动，硬度为280HBS, 大齿轮材料为 45 刚调质） 硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS ；欢迎下载精品学习资源3. 选小齿轮齿数 z125 ，大齿轮齿数 z225i 2254100欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源2.2.2 齿轮强度设计1. 选取螺旋角 初选螺旋角 =142. 按齿面接触强度设计按1 式10 21）试算，即d1t2KtT1 u31 ZH ZE 2欢迎下载精品学习资源1）确定公式内的各运算数值duH 欢迎下载精品学习资源1） 试选载荷系数 K t1.6欢迎下载精品学习资源2） 小齿轮的传递转矩由

15、前面算得T1103.62N m10.362104 Nmm欢迎下载精品学习资源3） 由 1 表 107 选取齿宽系数d1欢迎下载精品学习资源4） 由 1 表 106 差得材料的弹性影响系数1ZE189.8MPa 2 ；欢迎下载精品学习资源5） 由 1 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限H lim 1600MPa ；欢迎下载精品学习资源大齿轮的接触疲惫强度极限H lim 2550MPa ；欢迎下载精品学习资源6） 由式 110 13 运算应力循环次数欢迎下载精品学习资源N160n1 jLh6057611.65910910300821.659109欢迎下载精品学习资源N20.4

16、154109欢迎下载精品学习资源7） 由 1 图 10 19 取接触疲惫强度寿命系数K HN 10.97 ，K HN 21.05欢迎下载精品学习资源8） 运算接触疲惫许用应力H 1H 2K HN 1s K HN 2slim 1lim 20.971.05600 MPa550 MPa582 MPa577.5MPa欢迎下载精品学习资源9） 由 1 图选取区域系数 ZH2.433欢迎下载精品学习资源10）由 1 图 10 26 查的10.781，20.885欢迎下载精品学习资源就120.7810.8851.67欢迎下载精品学习资源11）许用接触应力欢迎下载精品学习资源H H 1 2H 2582577.

17、5 MPa 2579.75MPa欢迎下载精品学习资源2 ）运算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ，有运算公式得欢迎下载精品学习资源4d1t3 21.610.362105 2.433189.8 253.98mm欢迎下载精品学习资源2） 运算圆周速度vd1tn111.6743.1453.98576579.751.63m / s欢迎下载精品学习资源3） 运算齿宽 b 及模数60mnt1000601000欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源bd d1t153.98mm53.98mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源mntd1t cosz153.98 cos14 252.1欢迎下载精品学习资源h

18、2.25mnt4.725mm欢迎下载精品学习资源4） 运算纵向重合度b / h53.984.72511.42欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源0.318d z1 tan0.318125tan141.98欢迎下载精品学习资源5） 运算载荷系数欢迎下载精品学习资源已知使用系数K A1 ，依据 v1.63m /s， 7 级精度，由 1 图 10 8 查的动载系数欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源KV1.08 ；由表 10 4 查的 KH1.42 ；由表 10 13 查得 KF1.4 ；由表 10 3 差得欢迎下载精品学习资源KHKF1.2 ；故载荷系数欢迎下载精品学习资源KK AKV K

19、H K H1 1.081.21.421.84欢迎下载精品学习资源6） 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1 式10 10a）得欢迎下载精品学习资源Kd1d1t 3Kt53.9831.84mm 1.656.56mm欢迎下载精品学习资源7） 运算模数 mnmd 1 cosnz156.56cos14 252.2mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源3. 按齿根弯曲疲惫强度设计由1 式10 17）mn2K T1Y3z2cos2YFa YSa欢迎下载精品学习资源得欢迎下载精品学习资源F 1K FN 1FE 10.87500310.71MPa欢迎下载精品学习资源S1.4欢迎下载精品学习资源F

20、 2K FN 2FE 20.9380244.29MPa欢迎下载精品学习资源9） 运算大小齿轮的SYFaYSa F 1.4欢迎下载精品学习资源YFa 1YSa12.621.590.0134欢迎下载精品学习资源F 1310.71欢迎下载精品学习资源YFa 2YSa22.181.790.016欢迎下载精品学习资源F 2244.29大齿轮数值大；2）设计运算欢迎下载精品学习资源21.8110.3621040.88cos2 14欢迎下载精品学习资源2mn30.0161.68mm欢迎下载精品学习资源1251.67欢迎下载精品学习资源由接触疲惫强度运算的模数m 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的模数；取mn2.0

21、 以欢迎下载精品学习资源满意弯曲疲惫强度；为同时满意接触疲惫强度需按接触疲惫强度算得的分度圆直径欢迎下载精品学习资源d156.56运算齿数；zd1 cos1m56.56 cos14 227.44欢迎下载精品学习资源取 z127 ，就 z2427108欢迎下载精品学习资源2.2.3 几何尺寸运算1.运算中心距欢迎下载精品学习资源a z1z2 mn271082 mm139.18mm欢迎下载精品学习资源2 cos将中心距圆整为 140mm；2.按圆整后的中心距修螺旋角2 cos14欢迎下载精品学习资源arccos z1z2 mn za（ 27 arccos2108） 214015.36欢迎下载精品学

22、习资源因 值转变不大故参数，K, ZH不必修正；欢迎下载精品学习资源3. 运算大小齿轮分度圆直径欢迎下载精品学习资源dz1mn1272mm56mm欢迎下载精品学习资源coscos15.36欢迎下载精品学习资源dz2mn21082mm224mm欢迎下载精品学习资源coscos15.36欢迎下载精品学习资源4. 运算齿轮宽度bd d1156mm56mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源圆整后取B256mmB161mm欢迎下载精品学习资源2.2.4 齿轮结构设计 中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜；其他有关尺寸按1 图 10 39 荐用的结构

23、尺寸设计；大齿轮结构简图2 2图 2 2，硬度为 280HBS, 大齿轮材料为45 刚调质）硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS ；欢迎下载精品学习资源3. 选小齿轮齿数z130 ，大齿轮齿数z230i 2303.193欢迎下载精品学习资源2.2.6 齿轮强度设计1. 选取螺旋角 初选螺旋角 =12 2. 按齿面接触强度设计按1 式10 21）试算，即欢迎下载精品学习资源d1t2KtT2 u31 ZH ZE 2欢迎下载精品学习资源duH 1）确定公式内的各运算数值41） 试选载荷系数 Kt1.6欢迎下载精品学习资源2） 小齿轮的传递转矩由前面算得T2401.90Nm40.1910

24、 Nmm欢迎下载精品学习资源3） 由 1 表 10 7 选取齿宽系数d1欢迎下载精品学习资源4） 由 1 表 10 6 差得材料的弹性影响系数1ZE189.8MPa 2 ；欢迎下载精品学习资源5） 由 1 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限H lim 1600MPa ；欢迎下载精品学习资源大齿轮的接触疲惫强度极限H lim 2550MPa ；欢迎下载精品学习资源6） 由式 110 13 运算应力循环次数欢迎下载精品学习资源N160n1jLh60144110300820.41472109欢迎下载精品学习资源2N0.414723.11090.13378109欢迎下载精品学习资

25、源7）由 1 图 10 19 取接触疲惫强度寿命系数K HN 11.06 ， K HN 21.12欢迎下载精品学习资源8）运算接触疲惫许用应力欢迎下载精品学习资源H 1H 2K HN 1s K HN 2slim 1lim 21.061.12600 MPa550 MPa636 MPa616MPa欢迎下载精品学习资源9） 由 1 图选取区域系数 ZH2.4510） 由端面重合度近似公式算得欢迎下载精品学习资源1.8813.21 cos1.8813.21 cos121.7欢迎下载精品学习资源z1z2309311）许用接触应力欢迎下载精品学习资源H H 1 2H 26366162MPa626MPa欢迎

26、下载精品学习资源2）运算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ，有运算公式得欢迎下载精品学习资源d1t3 21.640.191044.1 2.45189.8282mm欢迎下载精品学习资源2） 运算圆周速度11.73.1626欢迎下载精品学习资源vd1t n13.14821440.62m / s欢迎下载精品学习资源601000601000欢迎下载精品学习资源3） 运算齿宽 b 及模数mnt欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源bd d1t182mm82mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源mntd1tcos z182 cos12302.67欢迎下载精品学习资源h2.25mnt6.01mm欢迎

27、下载精品学习资源4） 运算纵向重合度b / h826.0113.64欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源0.318d z1tan0.318130tan122.03欢迎下载精品学习资源5） 运算载荷系数欢迎下载精品学习资源已知使用系数K A1 ，依据 v0.62m /s ， 7 级精度，由 1 图 10 8 查的动载系数欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源KV1.02 ；由表 10 4 查的 KH1.425；由表 10 13 查得 K F1.41；由表 10 3 差欢迎下载精品学习资源得 KHK F1.2 ；故载荷系数欢迎下载精品学习资源KK AKV K H KH11.021.21.42

28、51.74欢迎下载精品学习资源6） 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1 式10 10a）得欢迎下载精品学习资源Kd1d1t 3Kt8231.74mm 1.684.39mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源7） 运算模数 mnmnd 1 cosz184.39cos12 302.75mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源3. 按齿根弯曲疲惫强度设计由1 式10 17）mn2K T2Y3z2cos2YFa YSa欢迎下载精品学习资源得欢迎下载精品学习资源F 1K FN 1FE 10.9500321.43MPa欢迎下载精品学习资源F 2S K FN 2FE 21.40.93380252.43MPa欢迎下载精品学习资源9） 运算大小齿轮的SYFaYSa F 1.4欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源YFa1YSa12.4921.5950.01234欢迎下载精品学习资源F 1321.43