带式输送机张紧装置设计10(编辑修改稿)

带式输送机张紧装置设计10(编辑修改稿)内容摘要：

8 2 由于 5n ，查上面表格得系数 2A 卷筒材料用 45 钢，查手册， 45 钢的屈服强度为： 360s MPa 则 ：  syp  MPa 1 6 62020 1 0 0 0152  MPa 经检验卷筒强度符合要求。 校验最大张紧力 maxF 能否满足机构在任何时刻的工况要求。 分析可知，只要 maxF 在 ZH3 满足扭矩小于电机的额定扭矩即可。 卷筒的转速： 8 0 0 0601 0 0 060 3   D vn bw  r/min 电机最小满载转速 ： 605031000 n r/min 总传动比 ：  wnni总 中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 16 页 最大张紧力在 maxF 时， 卷筒上所受的最 大扭矩为 ： 0 6 62 103 6 86 101 0 026 332m a x  DFT N•mm 而变频电机的额定扭矩转化到卷筒上的扭矩为： 5 4 3 转T N•mm 因为 转TT ，所以最大张紧力 maxF 满足工况要求。 由于高速低转矩的原因，验算速度最大时能否满足扭矩 当 50Hz 时，转速为 1000 r/min。 31 2 41 0 0 0509 5 5 0 T = N•mm 9 7 5 00 负T N•mm 由于 1TT 负 ，满足工况要 求。 传动比的分配 已知电动机满载转速为 n 及工作机的转速为 n 时，总传动比等于 nni  式中工作机的转速 n ，对于带式输 送机 Dvn 1 0 0 060  （ minr ） 具有自锁性能的蜗轮蜗杆传动，传动比根据手册， 其传动比范围5 i 80，在这里选择蜗轮蜗杆的传动比为 371i。 则一对开式齿轮传动的传动比为 ： 开i 4 绞车减速装置 的设计 计算 绞车减速器参数确定 根据减速器情况 并查蜗轮蜗杆传动设计参 数，决定二 级传动比的分配情况如下 : 第一 级 减速装置为单头蜗杆 蜗 轮 副 传动： 372i 第二 级齿轮传 动： 4223  iii 总 电动机输出功率： p= 系统总传动比： i=142 第一 级： 372i 中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 17 页 第二 级： i 系统中各个传动轴的速度： 1 轴 2n = m 37601 rin  2 轴 轴转速： 30n =0 /minr 齿轮转速： 3n =3 轴 轴转速： 40n =0 r/min 齿轮转速： 40 rn  各轴功率计算 ： 电机输出功率为 ： P= 1 轴 211 PP  = 2 轴 32112 PP  = 3 轴 423 PP  = 计算各轴扭距 1 轴 mNnPT  36072 5095 50 111 2 轴 齿轮扭矩： , 7 12 5 509 5 50 222 mNnPT  3 轴 轴上扭矩： mNT 03 齿轮扭矩： mNT  2 8 6 5 5 03 蜗杆蜗轮传动的设计计算 第一 级采用蜗杆蜗轮传动， 蜗杆传动是用来传递空间两交错轴之间的运动和动力的，通常两轴的交角为 90。 蜗杆传动的特点： 传动比大，在动力传动中，一般传动比 i=580,d 在分度机构中可达 1000； 传动平稳，冲击力小； 具有自锁性； 相对滑动速度较大，当工作条件不够好时，会产生严重的摩擦摩损，传动性效率低，自锁性时效率仅为 40%左右； 要采用减摩性好的贵重有色金属的合金作蜗轮，成本较高。 材料及齿数的确定 蜗杆副的材料组合首先要求有良好的减磨性和抗胶合能力。 此外，还要 中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 18 页 求有足够 的强度。 蜗杆一般采用碳钢和合金钢制造，要求有较高的齿面硬度。 高速重载的蜗杆采用 15Cr,20Cr 或 20CrMnTi 等材料并经渗碳淬火处理，齿面硬度达 HRC 56 62~ ；一般情况可用 45 钢或 40 Cr 等进行表面淬火，硬度为 50~45HRC ；对不太重要或低速重载的传动，可用 45 等碳钢经调质处理，硬度为 300~220HBS。 蜗轮齿圈 的常用材料为铸造锡青铜，如 ZcuSn10Pb1,他的减磨性和抗胶合性最好，适于滑动速度较高的场合，但价格较贵；铝青铜，如 ZcuAl10Fe3,强度较高，价格较低，但抗胶合性能较差，一般用于滑动速度不高（ 4s m/s）的传动；在滑动速度较低（ 2s m/s） 的不重要传动中，蜗轮可用球墨铸铁或灰铸铁制造。 考虑到蜗杆的工作情况在此选用 45 钢表面淬火，硬度为 50~45HRC。 选蜗轮齿圈的材料为铸造锡青铜，即 ZcuSn10Pb1,他的减磨性和抗胶合性最好，适于滑动速度较高的场合。 蜗杆头数 3Z 根据传动比和蜗杆传动的机械效率确定， 3Z 越少，结构越紧凑，但机械效率越低； 3Z 越多，机械效率越高，但蜗杆加工越困难。 13Z的蜗杆，多用于要求自锁和大传动比的情况。 23Z 或 4 的 蜗杆，多用于动力传动或需机械效率较高的场合。 43Z 的蜗杆，因加工困难，很少使用。 蜗轮的齿数 34 iZZ  ，通常取 80~284 Z。 为了避免蜗轮轮齿发生根且并保证至少有两对以上的轮齿参与啮合， 4Z 不应小于 26。 但在动力传动中，4Z 也不宜太多，若 4Z 过多，则结构尺寸过大，蜗杆支撑跨度增 大，使蜗杆刚度降低，从而影响蜗杆传动的啮合精度。 考虑到蜗轮的使用情况，选蜗轮头数 13Z 和 3713734  iZZ 是符合要求的。 蜗杆传动具有传动比大、结构紧凑、工作平稳等优点，但其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高。 因此，它通常用于中小功率、间歇工作或要求自锁的场合。 为了提高传动效率、减小蜗轮结构尺寸，通常将其布置在高速级。 按蜗轮齿面接疲劳强度计算 由式（ 893）：   23332 10  HEZ ZKTdm  蜗轮力矩 4T ： 2264 nPT  中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 19 页  34 PP 蜗杆传动的总机械效率： 321   式 中 ： 1 — 啮合效率 2 — 轴承效率 3 — 搅油 的 效率 带有自锁性的蜗轮蜗杆的效率 ：  取  3 2  PP kw 蜗轮转速： n r/min 6 2 64 TN•m 载荷系数 : KKKK VA  使用系数 AK ，查表 828，取 1AK。 动载荷系数 VK ： 按 (4 v ～33333) nPnZ  ( ～ 3 )  ~ 估取 v m/s 查图 857，得 vK 载荷分布不均匀系数 K ，载荷平稳，跑合良好 则 K 弹性影响系数 EZ ，由表 829查得： 2mmN155EZ 许用接触应力  H ，由式（ 894）： 中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 20 页     8 710NHH  ‘ 基本许用接触应力  ‘H ： 查表 819，   200‘H N/mm2 应力循环次数 N ，由式（ 870）： 64  hLnjN 则 :   10200 8 67 H N/mm2 3232 mmdm   3 dm mm3 查表 89，得模数 m 则蜗杆分度圆直径： 633d mm 蜗杆分度圆柱上螺旋线的导程角： 3839。 425 蜗轮分度圆直径：  Zmd mm 蜗轮圆周速度： 0 0 0 3 0 0 0 0444  ndv  m/s 由 2v ，根据表 816，选取 8 级精度。 蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式（ 896）：  FFF Ymdd TK    c o s243 4 齿形系数 FY ，查表 830，并插值得 FY 许用弯曲应力：由式（ 898） ,    39。 39。 FNF K   弯曲疲劳强度的寿命系数： 9 610NK N ‘ 中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 21 页 基本许用弯曲应力  ’F ： 查表 818，   51’F N/mm2   9 66 F N/mm2 则 : 1439。 163c o s8496140  F  N/mm2  F 弯曲强度足够。 圆柱蜗杆传动几何尺寸的计算 (1)蜗杆轴向模数（蜗轮端面模数）： m mm (2)传动比： 37i (3)蜗杆头数： 13Z (4)蜗轮齿数： 374 Z (5)蜗杆直径系数（蜗杆特性系数）： 103  mdq (6)蜗轮变位系数： 02x (7)中心距： 1 5 02)2( 443  mxdda mm (8)蜗杆分度圆柱导程角： 333tan d ZmqZ  3839。 425 (9)蜗杆节圆柱导程角： 4339。 2tan xq Z 3839。 42539。  中国矿业大学 2020 届本科生毕业设计 第 22 页 (10)蜗杆轴向齿形角。