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文档简介

台 州 学 院机械设计课程设计任务书班级14材料成型学号1436230010姓名陈坚设计题目:带式输送机传动系统设计设计任务:设计带式输送机的传动装置。要求传动系统中含有普通V带传动及单级斜齿圆柱齿轮减速器。减速器设计寿命为8年(每年按250个工作日算)。工作条件:运输机载荷平稳,单向运转,两班工作(每班按8h计算)。传动方案简图:D设计数据:输送带工作拉力F为 2.1 (KN); 输送带工作速度V为 2.4 (m/s),允许误差为5%; 卷筒直径D为 320 (mm),效率为0.95;设计工作量:1.减速器装配图一张(A1); 2.零件图2张; 3.设计说明书1份。 带式输送机传动系统设计解:(1)选择电动机。选择电动机类型。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。选择电动机容量。工作机所需的功率其中,带式传输机的效率电动机的输出功率。其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率,包括V带传动、一对齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率。值计算如下:由表查得V带传动效率,一对齿轮传动效率,一对滚动球轴承效率,联轴器效率,因此所以根据选取电动机的额定功率=(11.3)=67.8KW并由表10-78差得电动机的额定功率为。选择电动机的转速。先计算工作装置主轴的转速,也就是滚筒的转速,即根据表3-1确定传动比的范围,取V带传动比24,单级圆柱齿轮传动比=35,则总传动比i的范围为620电动机的转速范围应为(620)143.2=859.22864在这个范围内的电动机的同步转速有1500r/min和1000r/min两种,综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速,为降低电动机的重量和成本,选择同步转速为1500r/min。根据表10-78确定电动机的型号为Y132M-4,其满载转速min。(2)计算总传动比并分配各级传动比。计算总传动比:分配各级传动比。为使带传动的尺寸不至于过大,满足,可取,则此轮传动比(3)计算传动装置的运动和动力参数。各轴的转速 各轴的功率各轴的转矩:计算结果参数轴名电动机轴轴轴滚动轴转速n/(r/min)1440480144.14144.14功率P/kW7.57.1256.846.64转矩T/(NM)49.7141.8453.2439.9传动比 i33.331效率0.950.970.99V带设计1. 确定计算功率由表88查得工作情况系数,故2. 选择V带的带型根据 由图8-11选用A型。3. 确定带轮的基准直径并验算v1) 初选小带轮的基准直径,由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径。2) 验算带速v。因为5m/sv30m/s,故带速合适。3)计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径根据表8-9,取标准值为4.确定V带的中心距a和基准长度1)根据式(8-20),初定中心距。2)由式(8-22)计算所需的基准长度由表8-2选带的基准长度3)由式(8-23)计算实际中心距a按式(8-24),中心距的变化范围为517604mm。5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率由和查表8-4得根据,查表8-5得查表8-6得,表8-2得,于是3) 计算V带的根数z取4根。7.计算单根V带的初拉伸力由表8-3得A带型的单位长度质量0.105kg/m,所以8.计算压轴力1494N9.带轮结构设计10.主要设计结论选用A型普通V带4根,带基准长度1940mm。带轮基准直径a=517604mm。单根带初拉力齿轮传动方案1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。(1) 选用斜齿圆柱齿轮传动,压力角取为。(2) 初选螺旋角为(3) 带式输送极为一般机器,选用7级精度。(4) 材料选择,选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS。(5) 选用小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。2.按齿面接触疲劳强度设计(1)试算小齿轮分度圆直径,即:1) 确定公式中的各参数值。1 试选载荷系数2 由图10-20查区域系数3 计算接触疲劳强度用重合度系数4 由式(10-23)可得螺旋角系数Z5 计算接触疲劳许用应力。 由图10-15d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式(10-15)计算应力循环次数: 由图10-23查取接触疲劳寿命系数。 去失效概率为1、安全系数S=1,由式(10-24)得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 6 小齿轮传递转矩。 2)试算小齿轮分度圆直径 (2) 调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数的数据准备。1 圆周速度v。 2 齿宽b。 2) 计算实际载荷系数KH。1 由表10-2查得使用系数KA=1。2 根据v=1.05m/s、7级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。3 齿轮的圆周力 查表10-3得齿轮间载荷分配系数KH=1.2。4 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时, KH=1.474。则载荷系数为=KAKVKHKH=3) 由式(10-12),按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿数模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)试算齿轮模数, 1) 确定公式中的各参数值。1 试选载荷系数2 由式10-18,可得计算弯曲疲劳的重合度系数 3 由式10-19,可得计算望去疲劳强度的螺旋角系数 4 计算由当量齿数 查图10-17,得齿形系数由图10-18查的应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得: 因为大齿轮的大于小齿轮,所以取 2) 试算齿轮模数 (2) 调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备。1 圆周速度v 2 齿宽b 3 齿高h及宽高比b/h 2) 计算实际载荷系数1 根据v=1.087m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数2 由 查表10-3得齿间载荷分配系数3 由表10-4用插值法查得,结合b/h=10.997,查图10-13,得则载荷系数为3) 由式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发,从标准就近取;为了满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数,即取,则,取4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距 考虑模数从1.907增大圆整到2,为此将中心距减小至圆整102(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 (3) 计算小、大齿轮的分度圆直径 (4) 计算齿轮宽度 取5. 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后,,和,等均产生变化,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法,先计算式10-22中的各参数。计算结果:满足吃满接触疲劳强度条件。(2)

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