机械设计课程设计设计胶带输送机的传动装置（全套图纸）

1、一、设计任务书cad图纸，加1538937061） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置2） 工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批3） 技术数据题号滚筒圆周力f(n)带速 v(m/s)滚筒直径 d(mm)滚筒长度 l(mm)zl-9150000.26450850二、电动机的选择计算1） 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，y系列电动机。2） 滚筒转动所需要的有效功率传动总效率：根据表4.2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率 滚=0.96弹性联轴器效率 弹=0.99 联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 轴承=0.9

2、9开式齿轮的传动效率 开齿=0.94闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级）3).所需的电动机的功率 pr=4.93kw按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380v，y系列。查表4.12-1所选的y型三相异步电动机的型号为y132s-4型，或选y132m2-6型。滚筒转速 现以同步转速为y132s-4型（1500r/min） 及y132m2-6型（1000r/min）两种方案比较，由2表4.12-1查得电动机数据，方案号电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1y132s-45.515001440103.642y132m2-65.51

3、00096087.27比较两种方案，选电动机y132m26型 ，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由2表4.12-2查得电动机中心高 h=132mm，外伸轴段 de=38mm80mm。 三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）. 分配传动比1） 总传动比 2）各级传动比的粗略分配 由2表4.2-9 取i开6 减速器的传动比： 减速箱内高速级齿轮传动比 i1=4.431 减速箱内低速级齿轮传动比 i2=3.283 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算1 0轴：（电动机轴） p0=4.93kw n0=960r/min t0=49.043nm2 轴： （减

4、速器高速轴） p1=4.881kw n1=960r/min t1=48.35n.m 3. 轴： （减速器中间轴） p2=4.67kw n2=213.7r/min t2=208.70n.m 4. 轴：（减速器低速轴） p3=4.48kw n3=64.2r/min t3=666.42n.m5. 轴： （传动轴） p4=4.39kw n4=64.2r/min t4=653.03n/m 6. 轴： （滚筒轴） p5=4.21kw n5=10.7r/min t5=3757.52n.m参数汇总轴序号功率p(kw)转速n(r/min)转矩(n.m)传动形式传动比效率04.8996048.644.86960

5、48.35联轴器10.9934.67213.7208.70闭式齿轮4.4930.964.4864.2666.42闭式齿轮3.3280.964.3964.2 653.03联轴器10.994.2110.73757.52开式齿轮60.94（三） 设计开式齿轮1） 选择材料小齿轮选用40cr钢，调质处理，齿面硬度241286hbs，大齿轮选用zg310-570号钢，正火处理，齿面硬度162185hbs。 2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取中心距a=280mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)280=1.965.6mm取m=4mm m=4mm （1 表 5-7）小齿轮的齿

6、数 z1=20大齿轮的齿数 z2=120 开式齿轮相关参数：m=4mm 1.齿轮分度圆直径 d1=80mm d2=480mm 2.齿轮齿顶圆直径 da1=88mm da2=488mm 3.齿轮基圆直径 db1=75.18mm db2=451.05mm 4.齿顶压力角 5.圆周速度 m/s6.齿宽 b=56mm 四、传动零件的设计计算（一）减速器高速级齿轮的设计计算1） 材料的选择：高速级小齿轮 45#钢 调质处理 齿面硬度 217255hbs大齿轮 45#钢 正火处理 齿面硬度 162217hbs 计算应力循环次数查图5-17，zn1=1.0 zn2=1.06 （允许一定点蚀）由式5-29，z

7、x1=zx2=1.0 ，取shmin=1.0 zw=1.0 zlvr=0.92由图5-16b，得,计算许用接触应力因，故取2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩t1=48347nmm初定螺旋角=13,。初取，由表5-5得减速传动，;取端面压力角基圆螺旋角 b=12.2035。由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=150mm。 a=150mm估算模数mn=(0.0070.02)a=0.8052.3mm,取标准模数mn=2mm。 mn=2mm 小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1=21，z2=91 z1=26，z2=120 实际传动比传动比误差，在允许范围内。 修正螺

8、旋角 与初选=130相近,zhz可不修正. 齿轮分度圆直径 圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取ka=1.0由图5-4b，按8级精度和， 得kv=1.05。齿宽。 由图5-7a，按/d1=68/53.425=1.273,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得k=1.13。由表5-4，得k=1.4载荷系数计算重合度齿顶圆直径 端面压力角 齿轮基圆直径 端面齿顶压力角 由式5-39,计算齿面接触应力故安全。（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按z1=26，z2=120,，由图5-14得yfa1=2.58，yfa2=2.19由图

9、5-15得ysa1=1.62，ysa2=1.82。 由图5-18b，得，由图-19，得yn1=1.0，yn2=1.0由式5-32，mn=2mm5mm,故yx1=yx2=1.0。取yst=2.0，sfmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力由式（5-47）计算y，因 （5） 齿轮主要几何参数 z1=26, z2=120, u=4.493, mn=2 mm, 0= =, mt=mn/cos=2/cos13.2615=2.055mm, mt1=2.055mm d1=53.425 mm, d2=246.575 mm, da1=57.425mm, d1=43.125 mm da2=250.575 mm

10、 d2=186.875 mm df1=48.425mm, df2=241.575 mm da1=47.125mm a=150mm, b2=b=60 mm, b1=b2+(510)=68mm da2=190.875 mm （二） 减速器低速级齿轮的设计计算 df1=38.125mm 1). 材料的选择： df2=181.875 mm 根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。减速器 a=115mm 的低速级的小齿轮选择45#钢,齿面硬度为217255 b2 =46 mm hbs， 调质处理; 大齿轮选择45#钢，齿面硬度为 b1= =52mm 162217hbs，正火处理。计算应力循环次数 查图

11、5-17，zn1=1.06 zn2=1.12 （允许一定点蚀），由式5-29，zx1=zx2=1.0 ，取shmin=1.0 zw=1.0 zlvr=0.92由齿面硬度217hbs，162hbs，由图5-16b，得 计算许用接触应力 因，故取。2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩t1=208697nmm初取， 由表5-5得减速传动，;取。由式（5-41）计算zh由式（5-39）计算中心距a取中心距a=200 mm。 a=200mm 估算模数mn=(0.0070.02)a=1.0853.1 mm取标准模数mn=3mm。 mn=3mm 小齿轮齿数 大齿轮齿数。取z1=30，z2=100 z1=

12、30，z2=100 实际传动比传动比误差， 在允许范围内。修正螺旋角 与初选=130相近,zhz可不修正.齿轮分度圆直径 d1=92.308mm d2=307.692mm da1=98.308mm da2=313.692mm db1=d1cos=92.308mm db1=86.479mm db2=d2cos=307.69cos20.4707=288.262mm d 圆周速度, 由表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取ka=1.1。由图5-4b，按8级精度和， 得kv=1.02。大齿轮齿宽。小齿轮齿宽b由图5-7a，按b/d1=88/9

13、2.308=0.953,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得k=1.08。由表5-4，得k=1.4。载荷系数计算重合度端面齿顶压力角 由式（5-13）计算 由式（5-17）,计算齿面接触应力 （4）验算齿根弯曲疲劳强度按z1=30，z2=100，由图5-14得yfa1=2.52，yfa2=2.20由图5-15得ysa1=1.64，ysa2=1.81。由图5-18b，得，由图5-19，得yn1=1.0，yn2=1.0由式5-32，mn=2mmtc =72.96 nm, n=3300r/minn=960r/min 所以取减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度l=82mm。 l=82m

14、m （二） 中间轴的设计 ，取40 40 （三） 低速轴的设计计算mm,因轴端处需开一个键槽，轴径加大,取55。 55 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 六 轴的强度校核作用在齿轮上的圆周力 ft=4331.71n径向力 fr=1611.36n 轴向力 f（） 绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力 ray=1186.94n , rby=3144.77n b. 水平面支反力得， raz=1299.60n rbx=311.76n (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩my图c点 ， mcy=152522 nmm b. 水平面弯矩mz图c点右 mcx =15120.36n.mm c点左, mcx=

15、166998.6n.mm c. 合成弯矩图c点右, m c点左 mn.mm （） 作转矩t图 t=666416.26（） 作计算弯矩mca图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6 c点左边 mcac=459381.mm c点右边 mcac=231000n.mm d 点右边mmcad=399849.76n.mm （） 校核轴的强度由以上分析可见，c点弯矩值最大，而d点轴径最小，所以该轴危险断面是c点和d点所在剖面。查表8-1得查表8-3得。c点轴径 因为有一个键槽。该值小于原 dc=44.5865mm 设计该点处轴径65mm，故安全。d点轴径 dd=40.54s 取，所

16、以1-1剖面安全。b.校核剖面的疲劳强度剖面因配合(h7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，查得， 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2： 所以， 。剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核剖面。剖面承受 剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 =7.58n/mm2 =7.58n/mm2 剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 =13.39n/mm2 =6.7n/mm2 由附表1-4,查得,表面质量系数由附表1-5，得,表面质量系数同上，剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，,所以8-8剖面安全。 s=7.2s其它剖面与上述剖面相

17、比，危险性小，不予校核。七 滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对7213ac 角接触球轴承。低速轴轴承校核工作中稍有波动，工作温度低于1000，予计寿命48000h.（） 确定轴承的承载能力查表21-2，轴承7213ac的c=51200n，c=43200n（） 计算径向支反力 rn r（） 弯矩图（如前）（） 计算派生轴向力查表912 s=0.68r, e=0.68s1=0.68r s1=598.418n s2=0.68r s2=1074.466n （） 求轴承轴向载荷 a a a a（） 计算当量动载荷由a1/r1=1568.072/880.026=1.78e=0.68查表910 x1=0.44，y1=0.87由a2/r2=1074.466/1580.096=0.68查表910 x2=1.0，y2=0查表911，取fd=1.1根据合成弯矩图取fm1=fm2=1.0p1=fdfm1(x1r1+y1a1)=1.1p2=fdfm2(x2r2+y2a2)=1.11.01580.096=1783.678n7)校核轴承寿命 故角接触球轴承7213ac适用八 键联接的选择和验算(一) 高速轴上键的选择选择键1070gb1096-79 （二）中间轴上键的选择与高速级齿轮联接轴段处 选择键1250 gb1096-79(三).低速轴上键的选择与验算(1