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带式运输机传动装置的设计.doc

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带式运输机传动装置的设计.doc

1机械设计课程设计1.课程设计目械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节,其基本目的是1通过课程设计,综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识,培养分析和解决实际问题的能力,掌握机械设计的一般规律,树立正确的设计思想2)学会从机器功能要求出发,合理选择执行机构和传动机构的类型,制定传动方案,合理选择标准部件的类型和型号,正确计算零件的工作能力,确定其尺寸、形状、结构及材料,并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题,培养机械设计能力3通过课程设计,学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等,培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上基本要求,但是由目前发展趋势应尽量采用计算机绘图。2.课程设计题目带式运输机传动装置的设计。3.课程设计步骤3.1设计准备3.1.1阅读设计任务书3.1.2看录像、拆装减速器3.1.3阅读有关资料3.2传动装置的总体设计3.2.1选择传动方案选择展开式二级圆柱齿轮减速器3.2.2选择电动机类型2工作机的效率1w传动装置中各部分的效率,查表17①8级精度的一般齿轮传动效率0.97齿弹性联轴器传动效率0.992l齿式联轴器传动效率0.99球轴承传动效率0.99球一对滚子轴承0.99滚一对电动机至工作机之间传动装置的总效率0.9920.990.970.980.970.980.990.879l球齿齿滚滚工作机所需输入功率22001.12.42100010001wwFPKW所需电动机功率2.422.7530.879wdPPKW由601000wDn,得6010006010001.187.535min240wnrD。查表132②,得圆柱齿轮传动单级传动比常值为3~5,故电动机转速的可选范围22123587.535787.8172188.38minwniinr。对Y系列电动机通常多选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机,故选用同步转速为1500r/min。查表121,选用Y100L24,额定功率3KW,满载转速1430r/min,电动机极数为4,轴伸尺寸0.0090.00428603.2.3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为143016.33687.535mwnin式中mn电动机满载转速,r/min.①吴宗泽、罗圣国主编,第5页。②吴宗泽、罗圣国主编,第188页。3一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比21i5.13.1i,取124.782,3.416ii.3.2.4计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则1.各轴转速11430minmnnr11430299.038min4.782nnri212143087.537min16.336mnniii式中mn为电动机满载转速,r/min1n、n、n分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速,r/minⅠ为高速轴,Ⅲ为低速轴.2.各轴功率2.7530.9922.731dlPPKW2.7530.9920.970.992.623dlPPPKW齿球齿球2.7530.9920.970.990.970.982.493dlPPPKW齿滚齿球齿滚式中Pd为电动机输出功率,KWPⅠ、PⅡ、PⅢ分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率,KW3.各轴转矩669.55109.55102.731143018238.50TPnNmm669.55109.55102.623299.03883767.45TPnNmm9.55109.55102.49387.537271978.14TPnNmm3.3传动零件的设计计算3.3.1第一级齿轮传动设计计算4因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB~286HB,平均取为260HB大齿轮用45钢,调质处理,硬度为229HB~286HB,平均取为240HB.齿轮采用非对称支承结构安装。计算步骤如下计算及说明结果齿面接触强度计算1.初步计算转矩T1,118238.50TNmm齿宽系数d,由表12.13③,取0.1dAd值,由表12.16,估计13,取88dA接触疲劳极限limH,由图12.17c,得MPa580,MPa7102limH1limH初步计算的许用接触应力HMPa6397109.09.01limH1HMPa5225809.09.02limH2H传动比i,4.782iu初步计算小齿轮直径d1,2311Η1ΤΑ38.1ψσddudmmu,取145d初步齿宽b,11.04545dbdmm2.校核计算圆周速度v,114514303.37601000601000dnvms精度等级由表12.6,选用8级齿数Z1、模数m和螺旋角12122,105.24ZZiZ,取Z210511452.04545522tdmZ,由表12.3,取2nmmm118238.50TNmm0.1d88dAMPa7101limHMPa5802limHMPa6391HMPa5222H4.782iu145dmm45bmm3.37vms8级精度1222,105ZZ,2nmmm③第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第204~243页。52arccosarccos12652.045455ntmm和估计值接近使用系数KA由表12.9,,1.25AK动载系数Kv,由图12.9,1.18VK齿间载荷分配系数hK112218238.50810.645tTFNd1.25810.622.52100/45AtKFNmmbcosZ1Z12.388.121111.883.2cos12651.67221051sin1.022tantan12651.50dnbZm3.17tantan20arctanarctan20252coscos1265ntcoscoscoscos0.98bnt由此得22cos1.670.981.74HFbKK齿向载荷分布系数HK,由表12.11,223122310.61011.170.1610.6110.6110451.453HbbKABCbdd载荷系数K,1.251.181.741.4533.73AVHHKKKKK弹性系数EZ,由表12.12,MPa8.189ZE节点区域系数HZ,由图12.16,2.45HZ重合度系数Z,由式12.31,因1,1取故110.771.67Z12651.25AK1.18VK1.74HK1.453HK3.73KMPa8.189ZE2.45HZ0.77Z6螺旋角系数Z,coscos12650.99Z接触最小安全系数minHS,由表12.14,得05.1SminH一般可靠总工作时间ht,42501616000hth应力循环次数LN911606011430160001.372810LhNnt982111.3728104.7822.870810LLNNi接触寿命系数NZ,由图12.18,10.97NZ,21.15NZ许用接触应力Hlim111lim7100.97655.901.05HNHHZMPaSlim222lim5801.15635.241.05HNHHZMPaS验算12121HEHKTuZZZZbdu223.3718238.504.7821189.82.450.770.9945454.7822478.81HMpa计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整。3.确定传动主要尺寸中心距a11454.7821130.09522diamm实际分度圆直径145.000dmm,2114.78245215.190didmm齿宽b,121.04545,55451bdmmbmmbmm取,齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数FY11332223coscos1265VZZ0.99Z05.1SminH16000hth911.372810LN822.870810LN120.97,1.15NNZZ1655.90HMPa2635.24HMPa验算合格130.095amm145.000dmm2215.190dmm1255,45bmmbmm123VZ72233105112coscos1265VZZ由图12.21,12.67FY,22.18FY应力修正系数SY,由图12.22,11.58SY,21.82SY重合度系数Y,12111.883.2cosVVVZZ111.883.2cos12651.67231120.750.750.250.250.701.67VY螺旋角系数Y,75.0125.0125.01Ymin当计算按时1,1.min12.11110.9120120YY,故0.9Y齿间载荷分配系数FK,3.172.71.670.70rY前已求得1.74rFKY,故1.74FK齿向载荷分配系数FK,由图12.14,45102.252bh,1.41FK载荷系数K,1.251.181.741.413.62AVFFKKKKK弯曲疲劳极限limF,由图12.23c,MPa6001limF,MPa4502limF弯曲最小安全系数,由表12.14,25.1SminF应力循环次数LN,911606011430160001.372810LhNnt982111.3728104.7822.870810LLNNi弯曲寿命系数NY,由图12.24,9.0Y1N,20.98NY尺寸系数XY,由图12.25,1.0XY许用弯曲应力F2112VZ12.67FY22.18FY11.58SY21.82SY0.70Y0.9Y1.74FK1.41FK3.62KMPa6001limFMPa4502limF25.1SminF120.89,0.94NNYY0.1YX

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