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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31设计准备311阅读设计任务书312看录像、拆装减速器313阅读有关资料32传动装置的总体设计321选择传动方案选择展开式二级圆柱齿轮减速器322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097齿弹性联轴器传动效率0992L齿式联轴器传动效率099球轴承传动效率099球一对滚子轴承099滚一对电动机至工作机之间传动装置的总效率09920990970980970980990879L球齿齿滚滚工作机所需输入功率220011242100010001WWFPKW所需电动机功率24227530879WDPPKW由601000WDN,得6010006010001187535MIN240WNRD。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22123587535787817218838MINWNIINR。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000900042860323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14301633687535MWNIN式中MN电动机满载转速,R/MIN①机械设计课程设计手册吴宗泽、罗圣国主编,第5页。②机械设计课程设计手册吴宗泽、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21I5131I,取124782,3416II324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11430299038MIN4782NNRI212143087537MIN16336MNNIII式中MN为电动机满载转速,R/MIN;1N、N、N分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速,R/MIN;Ⅰ为高速轴,Ⅲ为低速轴2各轴功率275309922731DLPPKW275309920970992623DLPPPKW齿球齿球275309920970990970982493DLPPPKW齿滚齿球齿滚式中PD为电动机输出功率,KW;PⅠ、PⅡ、PⅢ分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率,KW;3各轴转矩669551095510273114301823850TPNNMM66955109551026232990388376745TPNNMM955109551024938753727197814TPNNMM33传动零件的设计计算331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T1,11823850TNMM齿宽系数D,由表1213③,取01DAD值,由表1216,估计13,取88DA接触疲劳极限LIMH,由图1217C,得MPA580,MPA7102LIMH1LIMH初步计算的许用接触应力HMPA63971090901LIMH1HMPA52258090902LIMH2H传动比I,4782IU初步计算小齿轮直径D1,2311Η1ΤΑ381ΨΣDDUDMMU,取145D初步齿宽B,1104545DBDMM2校核计算圆周速度V,11451430337601000601000DNVMS精度等级由表126,选用8级齿数Z1、模数M和螺旋角12122,10524ZZIZ,取Z21051145204545522TDMZ,由表123,取2NMMM11823850TNMM01D88DAMPA7101LIMHMPA5802LIMHMPA6391HMPA5222H4782IU145DMM45BMM337VMS8级精度1222,105ZZ,2NMMM③机械设计第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第204~243页。52ARCCOSARCCOS12652045455NTMM和估计值接近使用系数KA由表129,,125AK动载系数KV,由图129,118VK齿间载荷分配系数HK11221823850810645TTFND12581062252100/45ATKFNMMBCOSZ1Z123881211118832COS1265167221051SIN1022TANTAN1265150DNBZM317TANTAN20ARCTANARCTAN20252COSCOS1265NTCOSCOSCOSCOS098BNT由此得22COS167098174HFBKK齿向载荷分布系数HK,由表1211,22312231061011170161061106110451453HBBKABCBDD载荷系数K,1251181741453373AVHHKKKKK弹性系数EZ,由表1212,MPA8189ZE节点区域系数HZ,由图1216,245HZ重合度系数Z,由式1231,因1,1取故11077167Z1265125AK118VK174HK1453HK373KMPA8189ZE245HZ077Z6螺旋角系数Z,COSCOS1265099Z接触最小安全系数MINHS,由表1214,得051SMINH一般可靠总工作时间HT,42501616000HTH应力循环次数LN911606011430160001372810LHNNT98211137281047822870810LLNNI接触寿命系数NZ,由图1218,1097NZ,2115NZ许用接触应力HLIM111LIM71009765590105HNHHZMPASLIM222LIM58011563524105HNHHZMPAS验算12121HEHKTUZZZZBDU22337182385047821189824507709945454782247881HMPA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11454782113009522DIAMM实际分度圆直径145000DMM,211478245215190DIDMM齿宽B,12104545,55451BDMMBMMBMM取,齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数FY11332223COSCOS1265VZZ099Z051SMINH16000HTH911372810LN822870810LN12097,115NNZZ165590HMPA263524HMPA验算合格130095AMM145000DMM2215190DMM1255,45BMMBMM123VZ72233105112COSCOS1265VZZ由图1221,1267FY,2218FY应力修正系数SY,由图1222,1158SY,2182SY重合度系数Y,121118832COSVVVZZ1118832COS126516723112075075025025070167VY螺旋角系数Y,750125012501YMIN当计算按时1,1MIN12111109120120YY,故09Y齿间载荷分配系数FK,31727167070RY前已求得174RFKY,故174FK齿向载荷分配系数FK,由图1214,45102252BH,141FK载荷系数K,125118174141362AVFFKKKKK弯曲疲劳极限LIMF,由图1223C,MPA6001LIMF,MPA4502LIMF弯曲最小安全系数,由表1214,251SMINF应力循环次数LN,911606011430160001372810LHNNT98211137281047822870810LLNNI弯曲寿命系数NY,由图1224,90Y1N,2098NY尺寸系数XY,由图1225,10XY许用弯曲应力F2112VZ1267FY2218FY1158SY2182SY070Y09Y174FK141FK362KMPA6001LIMFMPA4502LIMF251SMINF12089,094NNYY01YX

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