带式输送机设计毕业设计论文(编辑修改稿)

带式输送机设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

1 4vn r  r/min 计算传动比： 2900= = =3 n电轮 减速器的设计 (1)分配传动比 假设 V 带传动分配的传动比 1i  ，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比。 i = ii1  二级减速器中： 高速级齿轮传动比 2i 1 . 4 i 1 . 4 1 2 . 1 5 4 . 1 2    。 i 低速级齿轮传动比 23  。 三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： 01232 9 0 0 / m in2900 1 1 6 0 / m ini 2 .51160 2 8 1 / m in4 .1 2281 9 6 / m in2 .9 5mmn n rnnrnnrinnri       0 29 00 / m inmn n r 2．各轴输入功率 按电动机所需功率 dP 计算各轴输入功率，即 kWPPkWPPkWPPkWPPdd323250第三根轴的功率，第二根轴的功率，第一根轴的功率，电动机的输入功率， 3．各轴输入转矩 T(N•m) 6 6 4000440 5 16 .6 39 .5 5 1 0 9 .5 5 1 0 2 .1 8 3 1 029002 .1 8 3 1 0 0 9 6 2 .5 4 .1 9 1 1 0PT N m m N m mnT T i N m m N m m                  mmNmmNiTTmmNmmNiTT553325422 将计算结果汇总列表备用。 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件：两班制（共 16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率 p= 小带轮转速 mr/2900n1  大带轮转速 mr/1450n2  ，传动比 2i1 .5。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按 5 选择了 V带传动，所以带的设计按 V带传动设计方法进行） 1）、计算功率 ap ap = kwkwPK A  2)、选择 V带型 根据 ap 、 1n 由图 810《机械设计》 p157 选择A 型带（ d1=112— 140mm） 3）、确定带轮的基准直径 d 并验算带速 v (1)、初选小带轮的基准直径 d ，由（《机械设计》 p155 表 86 和 p157 表 88，取小带轮基准直径 mm125d1 d （ 2）、验算带速 v smsmndv d /    因为 5m/s30m/s,带轮符合推荐范围 （ 3）、计算大带轮的基准直径 根据式 815 21ddd i d 2 . 5 1 2 5 m m 3 1 2 m m    ， 初定2d=312mm （ 4）、确定 V带的中心距 a和基准长度 dL a、 根据式 820 《机械设计》 p152 )(2)(2121 0 dddd ddadd  0(12 5 25 0) 2 (12 5 31 2)a       a 750 初定中心距 0a =500mm b、由式 822 计算带所需的基准长度 0l =2 0a +    022121 42 adddd dddd  =2179。 500+π179。 179。 （ 125+312） +（ 312125）（ 312125） /4179。 500 ＝ 1597mm 由表 82先带的基准长度 dl =1600mm a＝ 0a +(dl 0l )/2＝ 500+（ 16001597） /2＝ 中心距满足变化范围 :— 750mm （ 5） .验算小带轮包角 1 ＝ 180176。 （ 2dd 1d ） /a179。 176。 ＝ 180176。 （ 312125） /179。 176。 ＝ 166176。 90176。 包角满足条件 （ 6） .计算带的根数 单根 V 带所能传达的功率 根据 1n =2900r/min 和 1d =125mm 表 84a 用插值法求得 0p = 单根 v 带的传递功率的增量 Δ 0p 已知 A 型 v 带，小带轮转速 1n =2900r/min 转动比 i=21nn = 1d / 2dd = 查表 84b 得 Δ 0p = 计算 v 带的根数 查表 85得包角修正系数 k =,表 82 得带长修正系数 Lk = rp =( 0p +Δ 0p )179。 k 179。 Lk =(+) 179。 179。 = Z= Prpc =（ 7）、计算单根 V 带的初拉力和最小值 min0F ＝ 500*ZVk pk c)(  +qVV= 对于新安装的 V 带 ,初拉力为 : min0F =285N 对于运转后的 V 带 ,初拉力为 : min0F =247N （ 8）．计算带传动的压轴力 PF PF =2Z 0F sin( 1 /2)=754N （ 9） .带轮的设计结构 :HT200 带轮的结构形式为 :腹板式 . C．结构图 （略） 1. 设计计算 1) 选择齿轮材料，确定许用应力 由表 选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火 许用接触应力 [ ] HlimHNHm in ZSss = 接触疲劳极限 Hlims 查图 64 接触强度寿命系数 NZ ，应力循环次数 81 1 h6 0 6 0 3 5 2 1 ( 8 2 8 3 6 5 ) 9 . 8 6 7 1 0N n jL 创 创 创 =?==882 1 1 9 . 8 6 7 1 0 / 2 . 9 5 3 . 3 4 5 1 0/N N i ??== 查图 65 得 N1 N2= =1ZZ 接触强度最小安全系数 Hmin=1S 则 [ ] 2H1 7 0 0 1 . 0 3 / 1 = 7 2 1 /N m ms =? [ ] 2H2 5 5 0 1 . 1 5 / 1 = 6 2 3 /N m ms =? 许用弯曲应力 [ ] F limF N XF m in YYSss = 弯曲疲劳强度极限 2F lim 1 = 3 7 8 /N mms 2F lim 2 = 2 9 4 /N mms ，查图 67，双向传动乘以 弯曲强度寿命系数 N=1Y ，查图 68 弯曲强度尺寸系数 X=1Y ，查图 69（设模数 m 小于 5 mm） 弯曲强度最小安全系数 FminS 则 [ ] 2F1 3 7 8 1 / 1 . 4= 2 7 0 /N m ms =? [ ] 2F2 2 9 4 1 / 1 . 4= 2 1 0 /N m ms =? 1) 齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮的传动精度等级，按 3t 2 2 2(0 . 0 1 3 0 . 0 2 2 ) /v n P n= 估取圆周速度t ，参考表 ，表 选取 小轮分度圆直径 [ ]EH ε 2 231 Hd21()Z Z Z Z K T ud usyb y +179。 齿宽系数 dy 查表 =1d 小齿轮齿数 1z ，在推荐值 20~40 中选 1 22z 大齿轮齿数 2z ， 21 4 .1 2 2 0 8 9 .5z iz= = ? 2=90Z 齿数比 21/ 8 3 / 2 0 =4 .1 5u z z== 小轮转矩 2T 2 4 1 9 1 0 N m mT =? 初定螺旋角 00=15 载荷系数 K AVK K K K Kbab= AK —— 使用系数，查表 VK —— 动载系数，由推荐值 ~ αK —— 齿间载荷分配系数，由推荐值 1~ Kb —— 齿向载荷分布系数 由推荐值 ~ 载荷系数 1 . 2 5 1 . 2 1 . 1 1 . 1 1 . 8 1 5K = 创 ? 材料弹性系数 EZ 查表 2= /EZ N mm 节点区域系数 HZ 查图 63 = 重合度系数 εZ 由推荐值 ~ = 螺旋角系数 0= cos15 =  故 2311 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 7 0 . 9 8 2 1 . 8 1 5 4 1 9 1 0 ( 4 .1 5 1 )5 7 7 1 4 .1 5d创创 ?179。 骣 247。 231。 247。 231。 桫 1d 法面模数 nm 11c o s / 2 m mnm d zb==按表 圆整 小轮分度圆直径 11 / c o s m mnd m z b 圆周速度 11 / 6 0 0 0 0 6 4 4 1 1 . 4 3 / 6 0 0 0 0v d nppp== 创 中心距 a 012( ) / 2 c o s 2 ( 3 2 1 0 9 ) / 2 c o s 1 5 1 4 1 m ma m z z b= + = ? = 齿宽 d1 1 6 4 5 1 .2 m mbdy= = ? 大齿轮宽 2 52 mmbb== 小齿轮宽 1 (5 10)bb=+ 2) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 [ ]1F F a Sa ε F12 KT Y Y Ybd mss=? 当量齿数 vZ 311= / cosvZZ  322= / cosvZZ  齿形系数 FaY 查表 并插值计算 小轮 Fa1Y = 大轮 Fa2Y 应力修正系数 SaY 查表 小轮 Sa1Y 大轮 Sa2Y 不变位时，端面啮合角 0= a rc ta n (ta n 2 0 / c o s )=t 端面模数 = / cos =tnmm  重合度 ae a 1 a t1 2 a t21[ ( ta n ta n ) ( ta n ta n ) ]21 2 3 2 c o s 2 0 [ 3 2 ( ta n ( a r c c o s( ) ) ta n 2 0 )2 2 3 2 2 22 1 0 9 c o s 2 0 + 1 0 9 ( ta n ( a r c c o s( ) ) ta n 2 0 ) ]2 1 0 9 2 2 = 1 .7 6 5ttzze a a a appaae176。 176。 176。 176。 = + 180。 =??180。 ?? 重合度系数 ε 0 . 2 5 0 . 7 5 / 0 . 2 5 0 . 7 5 / 1 . 7 6 5 0 . 6 7 6aY = + = + =e 螺旋角系数 βY ，由推荐值 ~.092 故F1 2 1 . 8 1 5 6 1 5 1 0 2 . 4 9 2 1 . 6 3 8 0 . 6 7 65 2 6 4 2s 创= 创 ?创s F1 2 1 . 8 1 5 6 1 5 1 0 2 . 1 7 2 1 . 7 9 8 0 . 6 7 65 2 6 4 2s 创= 创 ?创s 3) 要尺寸计算 大齿轮齿轮其他主大端分度圆直径 22/ cosnd m z b== 根圆直径 f 1 1 f2 6 4 2 1 . 2 5 2 .5d d h= = 创 f 2 2 f2 2 1 8 2 1 . 2 5 2 .5d d h= = 创 顶圆直径 a 1 1 a2 6 4 2 2 .5d d h= + = + ? a 2 2 a2 2 1 8 2 2 .5d d h= + = + ? 2. 设计计算 2) 选择齿轮材料，确定许用应力 由表 选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火 许用接触应力 [ ] HlimHNHm in ZSss = 接触疲劳极限 Hlims 查图 64 接触强度寿命系数 NZ ，应力循环次数 81 1 h6 0 6 0 3 5 2 1 ( 8 2 8 3 6 5 ) 9 . 8 6。