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设计一用于带式运输机上的传动及减速装置.rar

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    编号:20180802233206486    类型:共享资源    大小:474.84KB    格式:RAR    上传时间:2018-08-02
      
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    设计 用于 运输机 传动 减速 装置
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    1《机械设计》课程设计一、设计题目:设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年(每年工作日300天),两班制工作,单向运转,空载起动,运输机工作平稳,大修期为3年。转速误差为+5%,减速器由一般规模厂中小批量生产。传动简图及设计原始参数如下。 减 速 器联 轴 器 2电 动 机传 输 带滚 筒联 轴 器 1传动装置布置图原始数据如下表1-1:序号 带拉力F(N) 带速度V(m/s) 滚筒直径D(mm)10 3200 1.1 250二、 选择电动机,确定传动方案及计算运动参数㈠电动机参数确定1.如图1所示带式运输机,其电动机所需的工作功率为 KWVFPaawd10电动机到运输机的传动总效率为: 54321a式中: 、 分别为传动装置布置图中刚性联轴器2(结构简单4321、、、 52、成本低、适于高速、载荷平稳)、轴承、齿轮传动、扰性联轴器1(缓冲、减振、维护方便、承载能力较高)和卷筒的传动效率取、则 96.08.97.098.0. 54321 、、、、、 856.7a所以 KWVFPaawd 98.3.01201. 选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M1-6三相异步电动机,主要参数如下表1-2:满 载 时型 号额定功率/KW转速r/min效 率%功率因数电流A起动电流————额定电流起动转矩————额定转矩最大转矩————额定转矩Y132M1-6 4 960 84.0 0.77 9.4 6.5 2.0 2.2三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配根据电动机满载转速 和工作机转速 ,可得传动装置mnwn的总传动比为: 076.84160Dvw2.7.849mni对于展开式二级圆柱齿轮减速器,在两级材质及齿宽系数接近的情况下,两级齿轮传动比可按下式分配:125.~3iii式中, 分别为高速级和低速级齿轮的传动比, 为减速器的21,i i85.0aY132M1-6三相异步电动机P=4kwn=96r/minZ1=243传动比。取 ,90.2927.35.11i、ii因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24,大齿轮齿数 Z2= Z1 =24 3.927=951i齿数比 u1= Z1/ Z2=95/24=3.958低速级小齿轮齿数 Z3=30大齿轮齿数 Z4=30 2.909=88齿数比 u2= Z3/ Z4=59/28=2.107实际总传动比 =u1u2=Z4 Z2/Z3Z1=88 95/(30 24)=11.611i 核验工作机驱动卷筒的转速误差卷筒的实际转速 mm/min68.21.960inmw‘转速误差: %57.4)8.4(' n合乎要求。四、 传动装置运动和动力参数的计算方便设计计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴和IV轴, 分别为三轴和工作轴的转速(rw、n321,/min); 分别为三轴和工作轴的功率(KW); wP321,,分别为三轴和工作轴的输入转矩(N m);W、T321 分别为电动至I轴、I 轴至II轴、II轴至III轴、IIIwii0,轴至工作轴之间的传动比; 分别为电动至I 轴、IW、3210轴至II轴、 II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动效率。Z2=95u1=3.958Z3=30Z4=88u2=2.107=11.611i4若按电动机至工作辆的顺序进行推算,则可得到各轴的运动和动力参数如下:⑴ 各轴转速: min/04.8in/04.8926.i/.73in/903121rnrinrwm⑵各轴输入功率 KWPwdd 32.96.07.56.358..94.34332231120 I - III轴至卷筒轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98,故各轴的输出功率为: KWPw25.398.0467..8390'3'21’‘⑶各轴的输入转矩5mNnPTnmNpTww 27.304.89505..60.14.739509..332211I - III轴至卷筒轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98,故各轴的输出功率为: mNTw73.698.05.14.3890'3'21’‘将上述计算结果列入表1-3,供以后设计计算使用。表1-3 运动和动力参数效率P (KW ) 转矩T ( )轴 名输入 输出 输入 输出 转速r/min传动比i效 率 电动机轴 3.98 39.59 960 0.991I轴 3.94 3.86 39.19 38.41 960 0.983.927II轴3.75 3.675 146.50 143.57 244.46 0.972.909III轴3.56 3.489 404.55 396.50 84.04 0.98IV轴 3.32 3.25 377.27 369.73 84.04 1 0.96五、 齿轮传动的设计⑴高速齿轮传动设计计算1)选择材料确定极限应力小齿轮40Cr调质大齿轮45钢调质6运输机为一般工作机,速度不高,故选用7级精度,直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料,选小齿轮40Cr调质,280HB;大齿轮45钢(调质),220HB。2) 按齿面接触强度设计1.由设计计算公式: 式中取Kt=1.33211 )(2.HEdtt ZuTKd, ,小齿轮的MPa、Ed 8.9,接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极PaH601lim限 。 MPaH5602lim2.计算应力循环次数 842 9110632.597.08.3 102.)( NjLnh查机械设计资料得接触疲劳寿命系数 6.;.21HNHNK3.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1得 MPaSKaHNH 6.537609.41.2lim2li11 4.计算①试算小齿轮分度圆直径d1t,代入3步中最小值mdt3.41smV/328.b6.4mt=1.8mma=114.84mm7mZuTKdHEdtt 36.4.5781992.31.40.32. )(. 23211 ②计算圆周速度V和齿宽b sndt /328.10693.4106mbtd 6..3) 校核接触疲劳强度模数mt=d1/z1=46.336/24=1.93mm 取mn=1.8mm螺旋角 149.2)3./81arcos()arcos( tn中心距a=0.5mn(z1+ z2)/cos = m..cs954(8.50取a=115mm重新计算螺旋角t和分度圆直径 mZmda、n 614.83.21cos/958.1cos/ 74361.20/)95(.r/ar22112 则螺旋角系数 950由运输工作机的使用条件选 KA=1.1再由 V=2.328m/s查得动载系数K V=1.08。求齿间载荷分配系数 和 :H选求:Ft=2T1/d1= N7.16890.3923KA F1/b= m/0/4/768. 由《机械设计》查表10-3查得 = =1.2HKFmd614.8372载荷系数: 1.96Km、d682.1 天39408由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置,379.1 36.41023.)16.0(8.02 bKdH由b/h=b/(2.25mt)=46.336/(2.25*1.93)=10.67, 查《机械79.HK设计》查图10-13得 ;故载荷系数:1.4FK1.6.3208.HVA比试用Kt=1.3过大,需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径,故 mzdm、kdtt 682.124/369.40/ 天390.13.46/131 4)弯曲疲劳强度校核当量齿数: 重合度系数:618.73.21cos/95cs/o321 zv 5.0cos.8.7.0./0.75.2Y21  vv z轴向重合度: 19.3)68./(3.sin6.4/sin mb螺旋角系数: )( 0.211-20-1   、由《机械设计》查表10-5查得齿形系数:YFa1=2.65 ,YFa2=2.19应力校正系数: Ysa 1 =1.58 , Ysa2=1.785计算载荷系数 1.964.08.KFVA 由《机械设计》查表10-5查得弯曲疲劳极限 MPaPa410,5602limF1limF618.74291vz5.0Y19.3 082Y载荷系数 1.96KMPa2.8.35F1aF79.18035.421齿轮强度足够9由《机械设计手册》查得最小安全系数 SFmin=1.25尺寸系数 mn=1.8时Yx=1由应力循环次数 84291 10632.597.108.30.260 、NjLNh查《机械设计》图10-18查得寿命系数 K FN1=0.86 KFN2=0.90许用应力:  MPaSYKFXN 2.965.1/90.4/ 865min2limF211 验算: 21121311179.80 )58.162(78.19235.84)(35.4 2.0..)6.0./0.6)/(FSaSaFSaFnFMPYbdKT 强度足够符合。⑵ 高速级齿轮传动设计1)高速级齿轮传动的几何尺寸见下表1-4名 称 计 算 公 式 结 果 /mm法面模数 mn1.8螺旋角 21.361法面压力角 n20d1 46.336分度圆直径d2 183.614齿顶圆直径` naamh*21214.8793621ad齿根圆直径 nffd210.21f中心距 cos)(21zan11510齿 宽 mb)10~5(2154612b2)高速级齿轮传动的结构设计小齿轮1分度圆直径较小(49.936≤160mm),一般采用实心齿轮结构:大齿轮2的结构尺寸按下表1-5所示: 代 号 结构尺寸计算公式 结果 /mm轮毂处直径D1 D1=1.6d=1.6*45 72轮毂轴尺寸L L=(1.2~1.5)d 54腹板厚C C=0.3b2 21倒角尺寸n n=0.5 mn 0.9续表齿根圆处厚度 0n)4~.2(7腹板最大直径D0 D0= 0fd166板孔分布圆直径D2 D2=0.5(D0+D1) 119板孔直径d1 d1=0.25(D0-D1) 23.5实心齿轮1结构草图如下图1:
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