2022年机械设计方案带式输送机的机械传动装置.docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 带式输送机的机械传动装置设计说明书题目：用于带式运输机的机械传动装置的设计学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级： 2022 级本 3 学号： 20221005130637 完成人：王新波同组人：指导老师：完成日期：2022 年6 月30 日1 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 目 录用于带式运输机的机械传动装置设计 0 一、确定传动方案 1 二、挑选电动机 2 1. 电动机类型的挑选 2 2. 电动机功率的挑选 2 3. 电动机转速的挑选 2

2、 4. 电动机型号的确定 3 三、传动装置的运动学和动力学运算 3 1. 总传动比及其安排 3 2. 传动装置中各轴的转速运算 4 3. 传动装置中各轴的功率运算 4 4. 传动装置中各轴的输入转矩运算 5 四、带传动设计 5 1. 确定带传动的额定功率 P 5 2. 选取带传动的带型 5 3. 确定带轮基准直径 5 4. 确定 V 带的基准长度和带传动的中心距 6 5. 验算主动轮上的包角 16 6. 运算 V 带的根数 z . 67. 运算带传动的预紧力F 7 8 7 8. 运算作用在带轮上的压轴力F 7 9. 带轮结构设计7 五、高速级齿轮传动的设计1. 选定高速级齿轮的类型、精度等级、

3、材料及齿数2. 按齿根弯曲疲惫强度设计8 2.1确定公式内各参数值8 2.2 设计运算 9 3.运算齿轮传动的几何尺寸 10 4. 校核齿面接触疲惫强度 11 4.1 确定公式内各项参数值 11 4.2 校核运算 12 5. 齿轮结构设计12 15 六、低速级齿轮传动的设计14 1. 轴材料的挑选14 七、轴的初步设计运算14 2. 轴的最小直径估算2.1 高速轴 15 2.2 中间轴 15 2.3 低速轴 15 3. 高速轴的设计 16 3.1 各轴段直径的确定 16 3.2 各轴段长度的确定 17 2 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 34 页精选学习资料

4、- - - - - - - - - 4. 中间轴的结构设计 17 4.1各段轴径的确定 17 4.2 各轴段长度的确定 18 4.3 细部结构设计 18 5. 低速轴的结构设计 19 5.1 各轴段直径的确定 19 5.2 各轴段长度的确定 19 八、轴的校核 20 1. 轴的力学模型的建立 20 1.1 力的作用点和支撑点位置的确定 20 1.2 做轴的受力简图 20 2. 运算齿轮对轴的作用力 21 3. 运算轴承对轴的支反力 21 3.1 垂直面内的支反力 21 3.2 水平面支反力 22 3.3 运算支承点的总支反力 22 4. 绘制轴的弯矩图和转矩图 22 4.1 垂直面内的弯矩图

5、22 4.2 水平面内的弯矩图 23 4.3 合成弯矩图 23 4.4 轴的转矩图 23 4.5 轴的当量弯矩图 23 5. 依据弯矩合成强度校核 24 九、键的挑选与强度校核 24 十、滚动轴承的挑选与校核 25 1. 滚动轴承的挑选 25 2. 滚动轴承的校核 25 2.1 径向载荷 F 25 2.2 轴向载荷 F 25 2.3 当量动载荷 P . 26 2.4 验算轴承寿命 26 十一、联轴器的挑选 26 十二、箱体及其附件的设计 27 十三、润滑的设计 27 1. 齿轮 27 2. 轴承 27 十三、设计小结 27 致谢 28 参考文献 29 3 / 34 名师归纳总结 - - - -

6、 - - -第 3 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 用于带式运输机的机械传动装置设计设计任务：设计带式输送机传动系统；要求传动系统中含有 V 带传动及两级圆柱齿轮减速器；原始数据：传送带拉力 F=7500N,输送带的线速度 v=0.48m/s齿轮传动b）带传动及齿轮传动c）齿轮传动及链传动图 1-2 三种传动方案传动系统运动简图1 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果对以上三种传动方案分析、比较如下： a）图所示为电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相连接,圆

7、柱齿 轮易于加工,但减速器的传动比和结构尺寸较大；b）图所示为第一级用带传动,后接两级圆柱齿轮减速器；带 传动能缓冲、吸震,过载时起安全爱护作用,但结构上宽度和长度 尺寸较大,且带传动不宜在恶劣环境下工作；c）图所示为两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动,链传动结 构较紧凑,可在恶劣环境下工作,但震惊噪声较大；通过以上对三种方案的分析、比较,并结合考虑本课题要求,工作环境一般但有稍微冲击,可挑选传动方案二、挑选电动机1. 电动机类型的挑选依据动力源和工作条件,选用 2. 电动机功率的挑选Y 系列三相异步电动机；工作机所需要的有效功率P 为0.48/10003.6kwPwFv/10007500Pw=

8、3.6kw 其中,W为工作机的传动效率 /r/min 比 i Y132M2-6 4 39.25 1000 960 Y132S-4 4 1500 1440 58.874 由表 1-1 可知,方案总传动比过大,为了使传动装置结构紧凑,选用传动方案较合理；4. 电动机型号的确定依据电动机功率和同步转速,选定电动机的型号为 Y132M2-6；查表 16-3 和表 16-4,知电动机的有关参数如下：电动机额定功率 P=5.5Kw 电动机型号 : Y132M1-6 额定功率 : P=34kW 满载转速 : n =960r/min电动机的满载转速n =960r/min 电动机的外伸直径 D=38mm 电动机

9、的外伸轴长度E=80mm 三、传动装置的运动学和动力学运算1. 总传动比及其安排3 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果总传动比in mn W960/24 . 45939 . 25；总传动比 : 依据表 2-2,选 V 带传动的传动比1i3.170 减速器的传动比ifi/ 139 .25=12.382 i39.25带传动的传动比 : 3 . 171i3.170 考虑两级齿轮润滑问题,两级大齿轮应有相近的浸油深度；根据式 2-8,两级齿轮减速器高速级传动比2i 与低速级传动比3i 的比高速

10、级齿轮的传动比：i 24.012值取 1.3,即i2.1 i3,就i2.13 fi.1 312 .3824.012 低速级齿轮的传动比：i 33.086i 3 i f i 2 12 . 3823.086 .4 0122. 传动装置中各轴的转速运算n0960 rmin依据传动装置中各轴的安装次序,对轴依次编号为：0 轴、轴、轴、轴、轴；n 0nm960 rminn302 . 839rminn II75.483r/min nnmi1960r3 . 170min302.839rminn III24.46r/min n IV24.46 / minnni2302 . 839 r4 . 012min75.

11、483rminnni375 . 483rmin24.46rminP 03.573kW .3086IP3.394 kWnVnn W24.46rminP II3.226 kW3. 传动装置中各轴的功率运算P III3.067 kWP IV2.976 kWP 0P d3.573 WT 035.544 NmPP d13 . 573.095 kW.3394kWP IIP323.394 0.97 0.98 kW3.226 kWP IIIP II233.226 0.98 0.97 kW3.067 kWIT107.029 NmP IVP III343.067 0.98 0.99 kW2.976 kWT II4

12、08.189 NmT III1197.459 Nm4 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果T4. 传动装置中各轴的输入转矩运算NmT IV1161.93 NmT 0T d9550P dn m9550.3573 Nm35.544960T9550 Pn9550 .3 394 N m 107.029 N m302 . 8399550 .3 226 N m 408.189 N m75 . 4839550 3 . 067 N m 1197.459 N m24 . 46n V 9550 .2 976

13、 N m 1161.93 N24 . 469550 PnT9550 PnmTV9550 P V将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表,如表1 2 所示；表 1-2 各轴的运动和动力参数参 数轴名K =1.1 0 轴轴轴轴轴n转 速-1960 302.839 75.483 24.46 24.46 rmin功率P kW3.573 3.394 3.226 3.067 2.976 P ca3.9303 W转矩TNm35.544 107.029 408.189 1197.459 1161.93 传动比 i3.170 4.012 3.086 1 SPZ型窄 V 带四、带传动设计dd1112mm 1. 确定

14、带传动的额定功率P ca已知 P=3.573kW；nm960rmin；1i3.170；dd2=355mm 由所引用的机械设计教材中的图8-9 可知,查出带传动的工作情形系数K =1.1,就P caKAP1.1 3.573W=3.9303W2. 选取带传动的带型依据P 、nm,由机械设计教材中的图8-9 可知,选用SPZ型窄 V 带；3. 确定带轮基准直径=5.627ms由机械设计教材中的表8-3 及表 8-7 取主动轮 小带轮）5 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果的 基 准 直 径

15、d d1 112mm ； 从 动 轮 大 带 轮 ） 的 基 准 直 径d d2 i 1 d d 1 =3.170 112mm=355.04mm,由 表 8-7 取d d2 355mm；带传动的实际传动比 1i d d 2 d d 1 355 =3.170,与总传动比分 112配的带传动的传动比一样；按机械设计教材中的式,由线性关系得：P =2.078 W；查机械设6 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果计教材中的表 8-5d得：0P0.15 W；预紧力 F =282.335N 压轴力

16、 F =1118.045N查机械设计教材中的表8-8 得：K =0.96；查机械设计教材中的表 8-2 得：K =1.07；就 z=（P 0p caKaKL2. 0783 .9303. 961 . 07=1.72 P 0）0. 150取 z=2 根；7. 运算带传动的预紧力F0查 机 械 设 计 教 材 中 表q=0.07kgm,就1qv2F =500P caz2. 5-Ka8-4 得 ： 单 位 长 度 质 量 =5003 .93032 .510 .075 . 6272N.045N5. 62720 . 96=282.335N sin164 .03N=11188. 运算作用在带轮上的压轴力FP

17、F =2zF0sin1=22282. 33522V 带的主要参数列于表1-3 中；表 1-3 带传动的主要参数名称结果名称结果名称结果带型SPZ 传动比1i3.170 根数z=2 带轮d =112mm 基准预紧F =282.335N L =2500 基准长度力mm 直径dd2=355mm 中心距压轴F =1118.045a=874.72mm 力N 9. 带轮结构设计由表 12-2 得： e=mm；就带轮轮缘的宽度： B=z-1e+2f=2-1 122 8mm=28mm；大带轮的轮毂直径由后续高速轴设计来定,d=d11=35mm；z =31 z =125 带轮的轮毂宽度 L：当 B 1.5d 时

18、,取 L=B=40mm ；五、高速级齿轮传动的设计u=4. 032 7 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果1. 选定高速级齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）齿轮传动的类型：按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动；2）精度等级：由于输送机为一般工作机械,速度不高,应选用 8 级精度齿轮传动；3）齿轮材料：由机械设计教材中的表 材料为 45 钢,并进行调制处理,平均硬度为10-1 挑选小齿轮 234HBS；大齿轮材料为 45 钢,并进行调制处理,平均硬度为 190HBS；大、小齿轮的硬度差为

19、45HBS；4）挑选小齿轮齿数：z =31,就大齿轮齿数z =i2z 1=4.012 31=124.372,取z =125；齿数比 u=125 =4.032 315）初选螺旋角：13；2. 按齿根弯曲疲惫强度设计mnt32KtT 1 YCOS2Y F aY S ad2 z 1F2.1确定公式内各参数值1）试选载荷系数K =1.7；5 N m 2）小齿轮传递的扭矩T 1T107029Nm=1.07029103） 由 机 械 设 计 教 材 中 的 图 10-30 , 选 取 区 域 系 数ZH=2.433；1=0.788；应力循环次数4）由机械设计教材中的图10-26 ,查得：N =4.361

20、1082=0.865；=1+2=0.788+0.865=1.653 d=1；N =1.028 1085）由机械设计教材中表10-7 ,选取齿宽系数6）大、小齿轮均采纳45 钢锻造,由机械设计教材中的表 10-6,查得材料系数Z =189.8MPa；7）从机械设计教材中的图10-20c）,按齿面硬度查得：小齿轮的弯曲疲惫强度极限 F lim 1 =380MPa；从机械设计教材中的图 10-20b）,按齿面硬度查得：大齿轮的弯曲疲惫强度极限 F lim 2 =325MPa；8）运算应力循环次数；按机械设计教材中的式 10-13）；N =n1jLh,式中： j 为齿轮每转一圈时,同一齿面啮合的次8

21、/ 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果数；在本例中 j=1；L 为齿轮的工作寿命,单位为小时；本例中,L =2 班制 8 小时 300天 5 年所以,应力循环次数为数KN =n1jLh=60302.839 1283005）=4.361 108N =N1u=4. 361108=1.0288 104 .0389）由机械设计教材中的图10-18,查得弯曲疲惫寿命系FN1=,KFN2=；10）运算当量齿数；zv 1zv2z 1313 =33.51 cos 131253 =135.13 cos 1

22、33 cosz 2cos311）查取齿数系数及应力校正系数；Y F a2由 机 械 设 计 教 材 中 的 表10-5, 查 得 ：Y Fa 1=2.471,=2.152；Y S a 1=1.643,Y Sa2=1.818；12）选取螺旋角系数 Y =0.88；13）运算许用弯曲疲惫应力；取弯曲疲惫安全系数S=；就F1KFN1F lim10.92380MPa=249.7MPa S0 .1 . 493325F1KFNFlim1MPa=215.89MPa 1S1.414）运算大、小齿轮的Y a FY Sa,并加以比较；F小齿轮：Y FY Sa 1= 2 . 471 .1 643=0.01626 F

23、 1 249 . 7大齿轮：Y FY Sa 2= 2 . 152=0.01812 F 2 215 . 89所以,大齿轮的 Y a FY Sa 数值大；F2.2 设计运算1）试运算齿轮模数m ；Y S amnt32KtT 1 YCOS2Y F ad2 z 1F9 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果 =321 7.1 . 070291050 . 882 cos130. 01812齿轮模数12 311 . 653m = 2.5mm =1.514mm 2）运算圆周速度 v；vmntz 1n

24、13.141. 51431302.839ms=0 . 744ms中心距 a =200mm 6010006010003）运算载荷系数；由机械设计教材中的表10-2,查得：使用系数KA=1；依据 v=0.744ms、 8 级精度,由机械设计教材中的图 10-8 查得：动载荷系数K =1.09；由机械设计教材中的表 10-3 查得：KF=1.4,由机械设计教材中的图10-螺旋角13查得KF=1.4；=12.893 K=KAKvKFKF=11.09 1.4 1.4=2.136 运算中心距 a ；d =320.513mm b =85mm az 1z2mn311252 .5mm= 200.129mm, 将

25、中心距2cos2cos 13a 圆整为 200mm；2）按圆整后的中心距修正螺旋角；（arccosz 1z 2）m n2a =（31arccos2125）25.=12.893 b280mm 2003）运算大、小齿轮的分度圆直径；d1z 1m n312.5mm=79.487mm coscos 12.893d2z 2m n1382 .5mm=320.513mm coscos12. 8934）运算大、小齿轮宽度；bdd ,其中d为齿宽系数,此处齿轮对称布置,查看机Z =189.8MPa械 设 计 教 材 中 的 表10-7 ,选d=1 ,所 以Z =0.8 b =179.487mm=79.487mm

26、,圆整后取 b=80mm；Z =0.987所以,大齿轮宽度b280mm,小齿轮宽度b =85mm；10 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果4. 校核齿面接触疲惫强度HZHZEZZ2KT1uu1HKA=1 2 bd 14.1 确定公式内各项参数值1） 由 机 械 设 计 教 材 中 的 图 10-30 , 选 取 区 域 系 数KV=1.09 KH=1.4 Z =1111. 2）由大、小齿轮均采纳45 钢锻造,由机械设计教材中的表 10-6,查得材料系数Z =189.8MPa ；KH=

27、1.463 3）重合度系数Z 由机械设计教材要求知,Z =0.750.88,齿数多时取小值,本例齿数中等,取Z =1；4）螺旋角系数Zcoscos 12 . 893=0.987 5）小齿轮传递的扭矩T 1T=98.168Nm=0.98168 105NmmK=2.232 +0.31 10 79.487 =1.463 所以K=KAKvKFKF=11.09 1.4 1.463=2.232 H=500.8MPa 7）依据齿面硬度,由机械设计教材中的图10-21d）查得：小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1=560MPa；由机械设计教 材 中 的 图10-21c ） 查 得 ： 大 齿 轮 的 接 触 疲

28、 劳 强 度 极 限Hlim2=400MPa；数KHN1=1.01,KHN2=1.09；9）运算许用接触疲惫应力；取安全系数 S=1,失效率为 1%；就H1=KHN1Hlim1=1.01 560MPa=565.6MPa 齿面接触疲惫强度名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 34 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算与说明 主要结果H2=KHN2SHlim2=1.09 400MPa=436MPa 5 104 . 451H=H12H2=5656.436=500.8MPa 24.2 校核运算HZHZEZZ2KT 1uu12 bd 1=2.433 189.8 0

29、.8 0.987 22 . 2321 . 070298079 .2 6094 . 45=490.198MPaH所以,齿面接触疲惫强度满意要求；5. 齿轮结构设计由于小齿轮 1 的直径较小,故采纳齿轮轴结构；大齿轮 2 采纳孔板式结构,结构尺寸按本书中的表 5-11 的经验公式来运算；大齿轮2 的孔径依据后续设计的中间轴协作部分的直径来确定,设计结果列于表 1-4 中；表 1-4 大齿轮结构尺寸名称结构尺寸及体会运算公式结果 /mm b 相毂孔直径dh依据中间轴设计而定60 轮毂直径D 1d =d2496 D =1.6dh轮毂宽度 ll = 腹 板 最 大 直D a d 183 板 孔 分 布 圆直径D0d =1525mm 25 板孔直径d 0腹板厚度 C C=0.20.3） b20 大齿轮 2 的结构草图如附图 列于表 1-5；1-3 所示,高速级齿轮传动的尺寸12 / 34 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页,共 34 页精选学