毕业设计(论文)_620nm带式输送机传动装置的设计计算(编辑修改稿)

毕业设计(论文)_620nm带式输送机传动装置的设计计算(编辑修改稿)内容摘要：

式输送 机传动装置的设计 6 3T  5 3395 5 10Pn  = 5 295 5 10   = 310 Nmm 滚筒轴的输入转矩 : 4T  5 4495 5 10Pn  = 5 10  = 310 Nmm 表 轴编号 名称 转速/(r/min) 转矩 /() 功率 /KW I 电动机转轴 1440 410 II 高速轴 480 510 III 中间轴 510 IV 低速轴 510 V 卷筒轴 510 确定计算功功率 caP 查取系数 由 [课 ]表 87 查得工作情况系数 AK =，故 caP = AK eP = = kw 选取窄 V 带类型 根据 caP on 由 [课 ]图 811 确定选用 A 型。 兰州交通大学毕业设计 7 确定带轮基准直径 由 [2]表 86和表 88取主动轮基准直径 1d =80 mm 根据 [2]式（ 815）， 从动轮基准直径 2d。 2d = 1i d =3 80=240 mm 根据 [2]表 88 取 2d =250 mm 按 [2]式（ 813）验算带的速度 V = 160 100dodn = 80 144060 100 = m/s 25 m/s 带的速度合适 带的速度范围（ 5m/sV30m/s） 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距 根据 （ 1d + 2d ） 0a 2（ 1d + 2d ） ，初步确定中心距 0a =500 mm 根据 [2] 式（ 820）计算带的基准长度 39。 dL = 2 oa +2 （ 1d + 2d ） + 221()4ddoa =2 500+2 （ 250+80） + 2(250 80)4 500 = 由 [2]表 82选带的 基准长度 dL =1600 mm 计算实际中心距 a a = oa + 39。 2ddLL =400+1600  = mm 演算主动轮上的包角 1 = 180 + 21dda  式输送 机传动装置的设计 8 =180 +250   = 120 主动轮上的包角合适 计算窄 V 带的根数 Z =)(cao o LPP P K K 由 0n =1440 r/min 1d =80 mm i =3 查 [课 ]表 84a 和 [课 ]表 84b 得 0P = kw 0P = 查 [课 ]表 85和 82 得 K = LK = ，则 Z = (1. 07 0. 17 ) 0. 95 0. 99  = 取 Z=6 根。 计算预紧力 0F = 22 .55 0 0 ( 1)caEP qVK v  查 [课 ]表 84得 q = Kg/m, 故 0F = 计算作用在轴上的压轴力 pF = 102 sin 2ZF  = 6 si n 2   兰州交通大学毕业设计 9 = N 高速级齿轮传动的设计 选择齿轮精度为 7级，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS. 减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为  =14176。 初选小齿轮齿数为 22。 那么大齿轮齿数为 81。 按齿面接触疲劳强度进行设计 设计公式： 1td ≥   23 21. ( )HEdHZZKT UU   由图 1026， 1023确定公式中各参数，选 Kt=,ZH=, , =, , =. 12     =+ = 由表 107 查得齿宽系数 d ＝。 查表 106 得：材料弹性影响系数 ZE= 12MPa 再按齿面硬度查表 1021 得：小齿轮得接触疲劳强度极限 lim1H ＝ 590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限： lim2H ＝ 560MPa. 由计算公式： N=60ihnjL 算出循环次数： 1N ＝ 60 480 1（ 2 8 8 300） ＝ 910 2N = 1Ni = 810 式输送 机传动装置的设计 10 再由 N1,N2 查图 1019得接触疲劳寿命系数 1HNK =, 2HNK =. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1,失效概率 1％。   1 lim11 HN HH K S = 590=   2 lim 22 HN HH K S = 560=588Mpa      12 5 5 4 . 6 5 822 8HHH     = 计算小齿轮分度圆直径 1td ,由计算公式得：   231 21. ( )HEt dHZZKT Ud U     231 2 1. 6 1 1. 71td                       1td ≥ 21d d i= 计算小齿轮圆周速度： v＝ 6 0 1 0 0 0 3 .1 4 6 0 1 0 0 0dn      =计算齿宽 b 及模数 m. b= 1 1 5 3 .8 7td md m     1 c o s 1 4 376s 22tnt dm     1Z 齿高 :h= = =  = 兰州交通大学毕业设计 11 计算纵向重合度： tand Z    ＝ 1 22 tan14176。 ＝ 计算载荷系数 K 已知使用系数 AK =1 已知 V＝ ，由表查得动载荷系数 VK = 由表查得： HK 的计算公式： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb         ＝ ＋ （ 1＋ ）＋ 310 ＝ 再由表查的： FK =, HFKK = 公式： A V H HK K K K K =1 = 再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径： 11 33 1 .7 8 95 3 .8 7 1 .6t tKdd K = 计算模数： nm = 11c o s 1 42c o s 2d Z  = 再按齿根弯曲强度设计： 设计公式：  23 212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z      确定计算参数： 式输送 机传动装置的设计 12 计算载荷系数： A V F FK K K K K =1 = 根据纵向重合度：  ＝ ，从图 1028查得螺旋角影响系数 Y = 计算当量齿数： 11 3 322cos 1 4cosv ZZ    = 22 3 381c os 14c osv ZZ   = 由 [课 ]表 10－ 5 查取齿形系数 1FY =, FY = 查取应力校正系数 1SY =， 2SY = 再由表 1020查得小齿轮弯曲疲劳强度极限： 1FE ＝ 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE ＝ 380MPa 再由表查得弯曲疲劳系数： 1FNK =, 2FNK = 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数： S=   111 FN FEF K S=  =   222 FN FEF K S=  = 计算大，小齿轮的  FSFYY ，并加以比较：  1 3 1 4 .8FSFYY    =  2 2 5 3 .3FSFYY     = 兰州交通大学毕业设计 13 大齿轮的数值大，选用大齿轮  FSFYY = 设计计算：  23212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z     523 2 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 5nm                     nm  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 m =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径 1d = 来计算齿数： 11 cosdZ m = cos142  = 取 1z ＝ 26 则 21Z iZ =97 几何尺寸计算： 计算中心距： 12 ( 26 97 ) 2 c os 14()2 c osZ mmZma    将中心距圆整为： 127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角： 12 ( 2 6 9 7 )a r c c o s()c o s 2 1 4 . 42 1 2 7Z Z ma r c a      因  的值改变不大，故参数 , HZ 等不必修正。 式输送 机传动装置的设计 14 计算大小齿轮分度圆直径： 11 c os 2c os    = 22 c os 2c os 14 .4Zmd    = 计算齿轮宽度： 1dbd =1 = 取 2B =54mm, 1B =60mm 高速级齿轮传动的几何尺寸 表 高速级齿轮计算数据 名称 计算公式 结果 /mm 法面模数 mn 2 面压力角 α n 20o 螺旋角 β 分度圆直径 d1 d2 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=+2 1 2 da2=d2+2ha*mn=+2 2 齿根圆直径 df1=d1－ 2hf*mn=－ 2 2 df2=d2－ 2hf*mn=－ 2 2 兰州交通大学毕业设计 15 中心距 a=mn(Z1+Z2)/（ 2cosβ） =2 (22+81)/（ ） 127 齿宽 b2=b 54 b1=b2+(5～ 10)mm 60 齿轮的结构设计 小齿轮由于直径较小 采用齿轮轴结构。 大齿轮采用腹板式结构。 具体结构形式见零件图。 Solidworks 进行齿轮的算例分析 表 高速级大齿轮算例分析主要参数 模型参考 属性 名称 : AISI 1045 钢，冷拔 模型类型 : 线性弹性同向性 默认失败准则 : 未知 屈服强度 : +008 N/m^2 张力强度 : +008 N/m^2 弹性模量 : +011 N/m^2 泊松比 : 质量密度 : 7850 kg/m^3 抗剪模量 : 8e+010 N/m^2 热扩张系数 : /Kelvin 载荷名称 装入图象 载荷细节 力 1 实体 : 1 面 类型 : 应用法向力 值 : 1785 N 式输送 机传动装置的设计 16 表 名称 类型 最小 最大 应力 2 VON:von Mises 应力 N/m^2 节 : 36704 +007 N/m^2 节 : 25633 表 名称 类型 最小 最大 兰州交通大学毕业设计 17 安全系数 1 最大 von Mises 应力 +007 低速齿轮机构设计 已知 3n ＝ 选择齿轮精度为 7级，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS. 减速器采用圆柱斜齿轮传动，。