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带式输送机传动装置设计_机械毕业设计
第 - 1 -页 目 录 设计任务书………………………………………………… 2 第一部分 传动装置总体设计…………………………… 4 第二部分 V 带设计……………………………………… 6 第三部分 各齿轮的设计计算…………………………… 9 第四部分 轴的设计……………………………………… 13 第五部分 校核…………………………………………… 19 第六部分 主要尺寸及数据……………………………… 21 第 - 2 -页 设 计 任 务 书 一、 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 原始数据： 数据编号 3 5 7 10 运输机工作转矩 T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径 D/mm 320 380 320 360 工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10 年，小批量生产，单班制工作（ 8 小时 /天）。运输速度允许误差为 %5? 。 二、 课程设计内容 第 - 3 -页 1）传动装置的总体设计。 2）传动件及支承的设计计算。 3）减速器装配图及零件工作图。 4）设计计算说明书编写。 每个学生应完成： 1） 部件装配图一张（ A1）。 2） 零件工作图两张（ A3） 3） 设计说明书一份（
字）。 本组设计数据： 第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m) 690 。 运输机带速 V/(m/s) 0.8 。 卷筒直径 D/mm 320 。 已给方案：外传动机构为 V 带传动。 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 第 - 4 -页 第一部分 传动装置总体设计 一、 传动方案（已给定） 1） 外传动为 V 带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下： 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具 有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 第 - 5 -页 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择（ Y 系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率： Pw ?w =0.96 (见课设 P9) m in. 8.0 ? ????? RDVn ? 传动装置总效率： ?a （见课设式 2-4） ????????? ????????a 99.01?? 99.02?? 99.03?? 97.04?? 99.05?? 97.06?? 99.07?? 95.08?? （见课设表 12-8） 85.095.099.097.099.097.099.099.099.0 ??????????a 电动机的输出功率： Pd （见课设式 2-1） KwaWd PP 23.485.0 6.3 ???? 取 KP wd 5.5? 选择电动机为 Y132M1-6 型 （见课设表 19-1） 技术数据：额定功率（ Kw ） 4 满载转矩（ minr ） 960 额定转矩（ mN? ） 2.0 最大转矩（ mN? ） 2.0 Y132M1-6 电动机的外型尺寸（ mm）： （见课设表 19-3） A： 216 B： 178 C： 89 D： 38 E： 80 F： 10 G： 33 H：132 K： 12 AB： 280 AC： 270 AD： 210 HD： 315 BB： 238 L： 235 第 - 6 -页 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1、 总传动比： ia （见课设式 2-6） 2048960???ni ma 2、 各级传动比分配： （见课设式 2-7） iiiia 321 ??? 5.207.362.220 ????ia 初定 62.21?i 07.32?i 5.23?i 第二部分 V 带设计 外传动带选为 普通 V 带传动 1、 确定计算功率： Pca 1）、由表 5-9 查得工作情况系数 1.1?KA 2）、由式 5-23（机设） kKP wAca P 65.55.51.1 ????? 2、选择 V 带型号 查图 5-12a(机设 )选 A 型 V 带。 3.确定带轮直径 da1 da2 （ 1）、参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mmda 1121? Hda?21 （电机中心高符合要求） （ 2）、验算带速 由式 5-7（机设） 第 - 7 -页 smdnV a ? ??? ???????
010 0060 ?? （ 3）、从动带轮直径 da2 mmdid aa 24. ????? 查表 5-4（机设） 取 mmda 2802? （ 4）、传动比 i 5. ???ddaai（ 5）、从动轮转速 m i n112
? ???? Rnn i 4.确定中心距 a和带长 Ld （ 1）、按式（ 5-23 机设）初选中心距 ? ? ? ?ddadd aaaa
???? ??a 取 mma7000? （ 2）、按式 (5-24 机设 )求带的计算基础准长度 L0 mmmmdddd ddddaL19 60)70 04 )11 228 0()28 011 2(270 02(2 )()(22 ? ??????????????查图 .5-7(机设 )取带的基准长度 Ld=2000mm (3)、按式 (5-25 机设 )计算中心距 :a mmmma LLa d 20.7)2 1 96 02 00 07 00(2 00 ??????? (4)、按式（ 5-26 机设）确定中心 距调整范围 第 - 8 -页 mmmma La d 78 0)20 .0m a x ?????? mmmma La d 690)200 5.0m i n ?????? 5.验算小带轮包角α 1 由式 (5-11 机设 ) ??????????
121 add dd? 6.确定 V 带根数 Z (1)、由表（ 5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时，单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和 1.18Kw，用线性插值法求 n1=980r/min 时的额定功率 P0 值。 KwKwP 16.1)8 0 09 6 0(8 0 09 8 0 00.118.100.1(0 ??????? (2)、由表（ 5-10 机设）查得△ P0=0.11Kw (3)、由表查得（ 5-12 机设）查得包角系数 ??96.0k? (4)、由表 (5-13 机设 )查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算 V 带根数 Z，由式（ 5-28 机设） 49.403.196.0)11.016.1( 56.5)( 00? ??????? KKPP P LcaZ ?取 Z=5 根 7．计算单根 V 带初拉力 F0，由式（ 5-29）机设。 NqVZ vKPF aca 160)15.2(500 20 ????? q 由表 5-5 机设查得 8．计算对轴的压力 FQ，由式（ 5-30 机设）得 第 - 9 -页 NNZFFQ 1 58 8)21 60s i n1 6052(2s i n2 10 ??????? ? 9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高 ，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则Z2=Z1i=34× 2.62=89 2.设计计算。 （ 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） ? ?3 1112 uudKH tZZZd aEZHt ??? ??T1=9.55× 106× P/n=9.55× 106× 5.42/384=134794 N· mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 б HILim=580 б HILin=560 第 - 10 -页 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 б HILim=230 б HILin=210 应力循环次数 N 由式（ 7-3）计算 N1=60n, at=60× (8× 360× 10)=6.64× 109 N2= N1/u=6.64× 109/2.62=2.53× 109 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ； YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 ? ? PZS aNHHm M63 81m i nl i m ???? ? ? PZS aNHHH M5822m i nl i m2 ???? ? ?PYSY aNF STlinFF K32 81m i n11 ???? ? ? PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 ???? 将有关值代入式 (7-9)得 ? ? 10.1 ??? uudtHEUt TKZZZd ?? ?则 V1=(π d1tn1/60× m/s ( Z1 V1/100)=1.3× (34/100)m/s=0.44m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 Kβ =1.08.取 Kα =1.05.则 KH=KAKVKβ Kα =1.42 ,修正 第 - 11 -页 mmtdd 68.663.142.1311 ?? M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取标准模数： m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2× 34=68mm d2=mz2=2× 89=178mm a=m(z1＋ z2)/2=123mm b=φ ddt=1× 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Yε =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . ? ???? ? .407.01.37.122 FadF PMmZK ?????? ???? ? ???? .4 0.453.40 FaFSFSFF PYY M ????? 二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=34× 3.7=104 第 - 12 -页 2.设计计算。 （ 1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2）按齿面 接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） ? ?3 11 12 uudKH tZZZd aEZHt ??? ??T1=9.55× 106× P/n=9.55× 106× 5.20/148=335540 N· mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 б HILim=580 б HILin=560 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 б HILim=230 б HILin=210 应力循环次数 N 由式（ 7-3）计算 N1=60n at=60× 148× (8× 360× 10)=2.55× 109 N2= N1/u=2.55× 109/3.07=8.33× 108 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ； YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 ? ? PZS aNHHm M5801m i nlim ???? ? ? PZS aNHHH M5862m i nl i m2 ???? ? ?PYSY aNF STlinFF K32 81m i n11 ???? 第 - 13 -页 ? ? PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 ???? 将有关值代入式 (7-9)得 ? ?mmuudtHEUt TKZZZd 43.1 ??? ?? ?则 V1=(π d1tn1/60× m/s ( Z1 V1/100)=0.55× (34/100)m/s=0.19m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 Kβ =1.08.取 Kα =1.05.则 KH=KAKVKβ Kα =1.377 ,修正mmtdd 8.713.137.1311 ?? M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取标准模数： m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5× 34=85mm d2=mz2=2.5× 104=260mm a=m(z1＋ z2)/2=172.5mm b=φ ddt=1× 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Yε =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . ? ???? ? .. 037.122 FadF PMmZK ?????? ????? ???? 1.4 0.49.127 FaFSFSFF PYY M ????? 第 - 14 -页 总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 轴的设计 高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢 ,调质处理 . 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 10-2,得 c=106至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用 .取 c=110 则 : D1min= 1103 ?npc 27m m38442.53 ? D2min= 1103 ?npc 36m m14820.53 ? D3min= 1103 ?npc 52m m4800.53 ? 3.初选轴承 1 轴选轴承为 6008 2 轴选轴承为 6009 3 轴选轴承为 6012 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 : D1=40mm 第 - 15 -页 D2=45mm D3=60mm 4.结构设计 (现只对高速轴作设计 ,其它两轴设计略 ,结构详见 图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式 ,轴的结构形状如图所示 . (1).各轴直径的确定 初估轴径后 ,句可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。 2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取 3 段为 53mm。 5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm。 4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4 段为 42mm。 6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ 中 d=36mm的毛毡圈，故取 6 段 36mm。 7 段装大带轮，取为 32mm>dmin 。 （ 2）各轴段长度的确定 轴段 1的长度为轴承 6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm， l1=32mm。 2 段应比齿轮宽略小 2mm，为 l2=73mm。 3 段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去 l3=6mm， 4 段： l4=109mm。 l5 和轴承 6008 同宽取l5=15mm。 l6=55mm， 7 段同大带轮同宽，取 l7=90mm。其中 l4，l6 是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨 距 L1=52.5mm，L2=159mm， L3=107.5mm。 第 - 16 -页 （ 3） .轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB 及键 10*80 GB。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6，轴的左右端倒角均为 1*45。。 5.轴 的受力分析 （ 1） 画轴的受力简图。 （ 2） 计算支座反力。 Ft=2T1/d1= N2 ?? Fr=Fttg20。 =39.0 ?? FQ=1588N 在水平面上 FR1H= NlllFr
5. ?????FR2H=Fr-FR1H=N 在垂直面上 FR1V= NlllFt
5. ??????Fr2V=Ft- FR1V=5N （ 3） 画弯矩图 在水平面上， a-a 剖面左侧 第 - 17 -页 MAh=FR1Hl3=966?52.5=50.715N· m a-a 剖面右侧 M’Ah=FR2Hl2=411?153=62.88 N· m 在垂直面上 MAv=M’AV=FR1Vl2=352× 153=53.856 N· m 合成弯矩， a-a 剖面左侧 ??? MMM AVAHa 22 mN 7 3 . 9 .50 22 ??? a-a 剖面右侧 mN 8 2 . 7
222'2'' ?????? MMM aVaHa 画转矩图 转矩 ??? 2/dTFt 3784×（ 68/2） =128.7N· m 6.判断危险截面 显然，如图所示， a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面； b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑， a-a，b-b 截面右侧均有应力集中，且 b-b 截面处应力集中更严重，故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。 7.轴的弯扭合成强度校核 由表 10-1 查得 ??? ? M Pab 601 ????? ?? MPab 1000?? ? ?6.01 06001 ???? ?? bba (1)a-a 剖面左侧 dW1.0? 3=0.1× 443=8.5184m3 第 - 18 -页 ? ?5 1 8 4.8 6.0( 7.1 ????? WaTMe? =14.57 MPa? ??? （ 2） b-b 截面左侧 dW1.0? 3=0.1× 423=7.41m3 b-b 截面处合成弯 矩 Mb: 5.52 5..42Mb 32' ????? llMa =174 N· m ? ?41.7 6.0( 7.22 ????? WaTMe? =27MPa? ??? 8. 轴 的 安 全 系 数 校 核 : 由表 10-1 查得1.0,02,1 5 5,3 0 0,6 5 0 11 ????? ?? ????? ??M P aM P aM P aB (1)在 a-a截面左侧 WT=0.2d3=0.2× 443= 由附表 10-1 查得 ,63.1,1 ??KK ?? 由附表 10-4 查 得绝对尺寸系数 76.0,81.0 ?? ?? ?? ;轴经磨削加工 , 由附表 10-5 查得质量系数 0.1?? .则 弯曲应力 M P aWMb 68..73 ???? 应力幅 MP aba 68.8???? 平均应力 0??m 切应力 M P aTWTT 57.703 68.17 7.128 ???? M P aTma 79.3257.72 ???? ??? 安全系数 第 - 19 -页 .00.1 1 3001 ???????? ? ???? ????? ? maKS 22..376.00.1 63.1 1551 ???????? ? ???? ????? ? maKS 27.. ?????? SS SSS ?? ?? 查表 10-6 得许用安全系数 ??S=1.3～ 1.5,显然 S>??S,故 a-a剖面安全 . (2)b-b 截面右侧 抗弯截面系数 dW1.0? 3=0.1× 533=14.887m3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2× 533=29.775 m3 又 Mb=174 N· m,故弯曲应力 M P aWMbb 7. ???? MP aba 7.11???? 0??m 切应力 M P aTWTT 32.477 5.29 7.12 8???? M P aTma 16.22??? ??? 由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数1.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2 ??????? ???? ?????? ?KK 。 则 第 - 20 -页 74.1.00.1 6.2 3 0 01 ???????? ? ???? ????? ? maKS 74..276.00.1 89.1 1 5 51 ???????? ? ???? ????? ? maKS 36. 74.2 ?????? SS SSS ?? ?? 显然 S>??S,故 b-b 截面右侧安全。 （ 3） b-b 截面左侧 WT=0.2d3=0.2× 423=14.82 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 M P aWMbb 48.???? M Paba 48.23???? 0??m 切应力 M P aTWTT 68.882.14 7.1 28???? M P aTma 34.42??? ??? （ D-d） /r=1 r/d=0.05，由附表 10-2 查得圆角引起的有效应力集中系数 36.1,48.1 ?? KK ?? 。由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 78.0,83.0 ?? ?? ?? 。又 1.0,2.0,0.1 ??? ?? ??? 。则 第 - 21 -页 16.702.048. 48.1 3001 ???????? ? ???? ????? ? maKS 38..034.478.00.1 36.1 15 51 ???????? ? ???? ????? ? maKS 72.638..2 ?????? SS SSS ?? ?? 显然 S>??S,故 b-b 截面左侧 安全。 第五部分 校 核 高速轴轴承 Nll lFr
5.523784 FR 1H 32 3 ?????? FR2H=Fr-FR1H=N Nll lFt
5.521377FR 1V 32 3 ??????? Fr2V=Ft- FR1V=5N 轴承的型号为 6008， Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 计算当量动载荷 ? ?FFfP ARPr YX ?? 查表得 fP=1.2径向载荷系数 X和轴向载荷系数 Y为 X=1， Y=0 ? ?FFfP ARPr YX ?? =1.2×（ 1× 352） =422.4 N 3） 验算 6008 的寿命 第 - 22 -页 2 8 8 0 02 4 4 8 4 8 63 8 41 6 6 6 7 4. ???????????Lh验算右边轴承 ? ?288 66 67 1 0 2 52.11 6 2 0 033 ????????????? ?Lh键的校核 键 1 10× 8 L=80 GB1096-79 则强度条件为 MP alkdTp 5. 032.0/65.1282/2 ?????? 查表许用挤压应力 ? ? MPap 110?? 所以键的强度足够 键 2 12× 8 L=63 GB1096-79 则强度条件为 M P alkdTp 95..0 044.0/65.1282/2 ?????? 查表许用挤压应力 ? ? MPap 110?? 所以键的强度足够 联轴器的选择 联轴器选择为 TL8 型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 <12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速 第 - 23 -页 级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高（不小于 10mm）， 1/6 齿轮。 2．滚动轴承的润 滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V≥ 1.5～ 2m/s所以采用飞溅润滑， 第六部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸 : 箱体壁厚 mm10?? 箱盖壁厚 mm81?? 箱座凸缘厚度 b=15mm 箱盖凸缘厚度 b1=15mm 箱座底凸缘厚度 b2=25mm 地脚螺栓直径 df=M16 地脚螺栓数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1=M12 联接螺栓 d2 的间距 l=150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=M8 定位销直 径 d=6mm df 、 d1 、 d2 至外箱壁的距离 C1=18mm、 18 mm、 13 mm df、 d2 至凸缘边缘的距离 C2=16mm、 11 mm 轴承旁凸台半径 R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离 L1=40mm 第 - 24 -页 大齿轮顶圆与内箱壁距离△ 1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离△ 2=10mm 箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm 轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖： D+（ 5～ 5.5） d3 以上尺寸参考机械设计课程设计 P17～ P21 传动比 原始分配传动比为： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各轴 新 的 转速 为 ： n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各轴的输入功率 P1=pdη 8η 7 =5.5× 0.95× 0.99=5.42 P2=p1η 6η 5=5.42× 0.97× 0.99=5.20 P3=p2η 4η 3=5.20× 0.97× 0.99=5.00 P4=p3η 2η 1=5.00× 0.99× 0.99=4.90 各轴的输入转矩 T1=9550Pdi1η 8η 7/nm=9550× 5.5× 2.5× 0.95×0.99=128.65 T2= T1 i2 η 6 η 5=128.65 × 2.62 × 0.97 ×0.99=323.68 T3= T2 i3 η 4 η 3=323.68 × 3.07 × 0.97 ×0.99=954.25 第 - 25 -页 T4= T3 η 2η 1=954.23× 0.99× 0.99=935.26 轴号 功率 p 转矩 T 转速 n 传动比 i 效率η 电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98 齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构 两大齿轮采用复板式结构 齿轮 z1 尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1× 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)× 2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1＋ 2ha=68+2× 2=72mm df=d1－ 2hf=68－ 2× 2.5=63 p=π m=6.28mm s=π m/2=3.14× 2/2=3.14mm e=π m/2=3.14× 2/2=3.14mm c=c*m=0.25× 2=0.5mm 第 - 26 -页 齿轮 z2 的尺寸 由轴可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1× 2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1＋ 0.5)× 2=2.5mm da=d2＋ 2ha=178＋ 2× 2=182 df=d1－ 2hf=178－ 2× 2.5=173 p=π m=6.28mm s=π m/2=3.14× 2/2=3.14mm e=π m/2=3.14× 2/2=3.14mm c=c*m=0.25× 2=0.5mm DT≈ 12
30 ????DD D3≈ 1.6D4=1.6× 49=78.4 D0≈ da-10mn=182-10× 2=162 D2≈ 0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2× 65=13 齿轮 3 尺寸 由轴可得 , d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1× 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)× 2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2× 2.5=90 第 - 27 -页 df=d1-2hf=85-2× 3.1
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课程设计--设计一带式输送机传动装置
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机械设计课程设计计算说明书设计题目
1—B 设计一带式输送机传动装置 材料成型及控制工程 专业 班设 计 者
仇晨阳指导老师
陈国强2013年 9月 3日西北工业大学目录设计任务书传动方案的拟定传动装置的数据计算传动零件的设计计算箱体结构尺寸设计总结参考文献计算项目及内容主要结果一、设计任务书传动简图如图所示，设计参数列于表中2-1中。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期十年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96。（一）、原始数据：输送带的牵引力F(KN)输送带的速度V(m/s)输送带滚筒的直径D（mm）使用年限（年）1.251.825010（二）、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如齿轮传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）轴承寿命校核（9）轴的强度校核；（10）装配图和零件图的绘制；（11）设计小结；（12）参考文献。2.要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图1张（A1图纸）（2）零件工作图2张。（3）设计计算说明书1份。二、传动方案的拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式输送机。减速器为一级直齿圆柱齿轮传动和一级带传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器选用弹性套柱销联轴器联轴器。传动装置的数据计算（一）、电动机的选择：
1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选择电动机系列1.工作机所需要的功率：2.传动装置的效率：3.电机所需的工作功率： 4.电机额定功率的选择：
Y系列三相异步电动机（同步转速1500r/min）电机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y110L2-431430（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1.总传动比：2、分配各级传动比：选用齿轮传动的传动比为=3.45；小齿轮齿数；大齿轮齿数；模数；选用带传动的传动比为3、计算各轴转速（r/min）r/minr/min r/min4、计算各轴的功率（KW） 5、计算各轴扭矩（N·mm） 电机轴输入轴输出轴功率32.882.79转矩T（N.m）20..1转速n(r/min)8.2传动比i33.45效率0.960.969四、传动零件的设计计算（一）V带的设计皮带轮传动的设计计算选择普通V带截型 由课本表9-6得：kA=1.1
所以选择A型带（2）确定带轮基准直径，并验算带速
查表得到 选取
验证带的速度： 介于之间，合适。（3）确定带长和中心矩按设计要求，取查表取(4)验算小带轮包角包角包角合适！（5）确定带的根数可以选取z=3(6)计算轴上压力张紧力：压轴力：二）、齿轮传动的设计1、选定齿轮类型1）由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为合金钢（调质），硬度为230HBS，大齿轮为45钢（常化），硬度为190HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。2）计算小齿轮传递的转矩。3）由表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6查得材料的弹性影响影响系数。5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式10-13计算盈利循环次数。7）由图10-19取解除疲劳寿命系数。8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数，由式子（10-12）得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入较小的值。2）计算圆周速度。 速度小于2 故可以用脂润滑3）计算齿宽。4）计算齿宽与齿高之比。模数
3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12）得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数。由表10-5查得 ; 6）查取应力校正系数。7）计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计
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