注浆机传动装置结构设计(毕业设计)(编辑修改稿)

注浆机传动装置结构设计(毕业设计)(编辑修改稿)内容摘要：

入得 60p 2  解得 p2=4kw 5 减速机构的设计 由设计要求电动机转速 1440r/min 和 节可知，传动结构需要以减速的形式进行设计。 减速结构整体布局的设计 图 51 传动装置总体设计图 9 电动机的选择 电动机所需工作功率为： 4a2  PP, 执行机构的曲轴转速为 n＝ 155r/min， 经查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比 i ＝ 2～ 4，一级圆柱齿轮减速器传动比 i ＝ 3～ 6，则总传动比合理范围为 i＝ 6～ 24，本设计的总传动比为 9，符合查表的要求，电动机转速的可选范围为 n＝ i n＝（ 6～ 24）155＝ 930～ 3720r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y112M— 4 的三相异步电动机，额定功率为 Pd=，满载转速 mn 1440 r/min，同步转速 1500r/min。 确定分配传动装置传动比分配 分配 传动装置传动比 10 iii  式中 10,ii 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 0i ＝ 3，则减速器传动比为 1i ＝0ii＝ 9/3＝ 3 计算传动装置直轴的动力和转速参数计算 （ 1） 求直轴轴的轴转速 min/r480314 40inn 0m1  m in/r1603480inn 112  （ 2） 各轴输入功率 1P ＝ dp 1 ＝ ＝ 232212  PP （ 3） 各轴的输出功率 2139。 1  PP 2239。 2  PP （ 4） 求各轴输入转矩 1T = dT 0i 1 Nm 电动机轴的输出转矩 dT = 610mdnP =9550 m 所以 : 1T ＝ dT 0i 1 =3648 3 =105050 Nm 10 2T ＝ 1T 1i 1 22 =105050 3 =287540 Nm （ 5） 求各轴输出转矩 1T ＝ 1T =102950 Nm 2T ＝ 2T =276150 Nm （ 6） 转速和动力参数结果如下表 轴名 功率 P(KW) 转矩 T (Nm) 转速 n (r/min) 输入 输出 输入 输出 电动机轴 36480 1440 1轴 105050 102950 480 2轴 287540 276150 160 表 51 减速结构各部 分的运动和动力参数 齿轮的设计 (1) 齿轮材料及精度的选择 见《机械设计基础》表 131 ① 材料：小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 179 286HBS σ Hliml=580MPa，σ Fliml=440MPa 取小齿齿数 1Z =20 大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 158240HBS，σ Hlim2=380MPa，σ Flim2=310MPa Z2 =i Z1 =3 20=60 取 Z2 =60. ② 齿轮精度 按 GB/T10095－ 1998，选择 7 级。 (2) 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )][(12 H EHdtt ZZuuTKd   （ 51） 确定各参数的值 : ①试选 tK = 查《机 械设计基础》 p203 选取区域系数 ZH = ②由表 135，取 SH=， SF=，则有 ][ H lim l1 MPHH   ][ H lim 22 MPHH   ][ F lim l1 MPFF   ][ H lim 22 MPFF   ③查《机械设计基础》表 132 得： EZ = 11 表 136得 :齿宽系数 d =1 T1= 105 11/nP = 105 （ 52） = (3) 设计参数计算 ①小齿轮的分度圆直径 dt1 2131 )][(12 H EHdtt ZZuuTKd   = )345 (3 131 23  ②计算圆周速度   100060 11　nd t sm /   对照表 132，可知选用 7 级精度是合适的 ③计算齿宽 b和模数 m 计算齿宽 b b= td d1 = 计算摸数 m 1t1  ；查表 82取标准模数 m=5 ④计算齿轮系数 我国规定的齿高系数和頂系系数的标注值为：正常齿制， 1h*a ， *  压力角α =20176。 齿顶高 mm551mhh *aa  齿根高 (h **af  ）（）c 齿顶圆直径 mm11551220mh2zd *a1t  ）（）（ 齿轮实际分度圆直径 mm1 0 0205mzd 11  齿距   齿宽  齿轮内径宽度 L=()d 大齿轮分度圆直径 mm3 0 0605mzd 22  中心距 mm2020 3001002 dda 21  齿数pdz  (4) 齿根弯曲疲劳强度 由弯曲强度的设计公式 121a1a11 zbm2 SFF YYKT （ 53） 12 式中，齿轮系数 FY ； FY ；应力修正系数 SY ； SY ； 代入公式 ][205100 1212 1a1a11 FSFF MPYYKT    ][ 22a1a 2a2a12 FSF SFFF MPYY YY   故满足齿轮弯曲疲劳强度 设计带传动设计 设计带传动参数 (1)确定设计功率 pc 由《机械设计基础》表 157 查得 KA= 故 Pc=KAP= = (2) 选择 V带型号 根据 Pc=， n1=1440r／ min， n2=480r／ min，由图 1511 初步选用 A型带。 (3) 选取带轮直径 d1和 d2 由表 158 取 d1=80mm, ε = 则     mmdnnd   由表 158取 d2=236mm (4) 验算带速 v smndv / 144080100060 11    带速在 525m/s 范围内是合适的 (5) 确定 v 带基准长度 Ld和中心距 a 初步选定中心距 a0=450mm，符合 （ d1+d2）≦ a0≦ 2（ d1+d2） 有公式    02122100 422 a ddddaL   （ 54）    4804 80235235802480220   L ≈ 1467mm 查表 152，对 Z 型带选用基准长度 Ld=1600mm，再由公式计算世纪中心距 mmLLaa。