机械设计课程设计带式输送机传动装置

1、按斜齿圆柱齿轮设计减速器已知条件：（1）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷比较平稳，允许输送带工作速度误差为土0.5%（2）使用年限：5年（3）动力源：380/220V交流电二、主要内容：P65贞7.1.2三、设计工作量：1、减速器装配图1张（2号图纸）2、零件工作图2张（3号图纸）3、设计说明书1份（10-15贞要求附说明简图）四、进度安排基础设计计算2天装配图底图一一3天装配图1.5天零件图1.5天说明书（打印）一一2天目录一、电动机的选择怠4二、传动设计5三、带传动的设计7四、齿轮的设计101.齿轮材料及精度的选择102. 按齿面接触强度设计103. 确定主要参数及计算主要尺寸114.

2、 齿根弯曲疲劳强度校核125. 齿轮主要参数13五、轴的设计141. 高速（齿轮）轴的设计2. 低速轴的设计3. 轴上其它零件的设计4. 键的选择校核5. 键的4度校核6. 输出轴的强度校核六、轴承的校核41415161718192021七、心得体会4一、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、选择电动机的容量卷筒轴的输出功率PW:PW=FV/1000=4000X1.43/1000=5.72kW电动机输出功率为PdPd=Pw/rpd传动装装置总效率4二爪.琅琨式中：V带效率1=0.96,滚动轴承效率（二对）弓2=

3、0.99,闭式齿轮传动效率（单级，斜齿轮）3=0.97,弹性联轴器效率4=0.99,滚筒效率5=0.96,则：7=0.96x0.x0.97x0.99x0.960.86故Pd=PW/h=5.72/0.86=6.651kw因载荷平稳，电动机额定功率品略大丁4即可，由机械设计基础实训指导附录查的Y系列电动机数据，选电动机的额定功率为7.5kw。3、确定电动机转速|卷筒轴工作转速：由v=1.43m/s,v带传动的传动比i=24。而且单级闭式齿轮传动比常用范围为ia=36,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：ia=iai带=3X24X6=624卷筒的转速-nw=601000V/TtD=（60X1000

4、X1.43）/（冗X350）=78.031r/min故电动机的转速可选范围为nd=nw-ia=78.031x（624）=486.1861872.744r/min按照以上设计数据，可供选择的电动机如下表11所示万案电动机型号额切率Kw同步转速/满载转速!业（r/min）1Y132MJ47.5/14402Y160*67.5/9703Y16087.5/720表1-1:贝U可选用Y160折6电动机，满载转速为970加血，额定功率为7.5KW/二. 传动设计1. 传动比的分配（1）总传动比ia=970/78.031=12.431（2）分配减速器各级传动比ia=iai带=624为使单级齿轮传动比不至丁太大

5、，取带传动的传动0i带=3减速器的传动比为ia=12.431/3=4.144,本次设计的减速器为单级齿轮减速器，故有：ia=4.144i带=32. 运动和动力参数计算0轴（电动机轴）P0=Pb7.5kwn0=nd=970r/minT0=9550P0/n0=9550*7.5/970=73.840Nm1轴（带传动-高速轴1）6.651/7.5=0.8868接近80啊以代7.5kw进行计算P1=P0h2h4=7.5*0.99*0.99=7.351kw【h2为轴承的效率，】n1=n0/i带=970/3=323.333r/min【h4为带传动的效率】T1=9550P1/n1=9550*7.351/323

6、.33=217.122N-m2轴（齿轮传动-低速轴2）P2=P1-h2h3=7.351*0.97*0.99=7.059kw【h3为齿轮传动的效率】nW=n2=n1/ia=323.333/4.144=78.024r/minT2=9550P2/n2=9550-7.059/78.024=864.010N-m【若为一级减速器则计算到这里即可，】根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能活楚的了解数据：表2轴名功率P/kw转距T/N.m转速n/(r/min)传动比电机轴（0轴）5.573.8409701轴7.351217.122323.33332轴7.059864.01078.0244.144三. 带

7、传动的设计已知电机额定功率P=7.5kw，转速n0=970r/min,各轴的转速如表3:转动轴输入轴(0轴)1轴输出轴(2轴)滚筒轴转速n970323.33378.024传动比34.1441由电动机驱动，工作寿命年限为5年，两班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动。(1)确定计算机功率Pc由表9-12查的KA=1.2，由式(6-11)得Pc=KAP=1.2*7.5=9KW(2) 选取普通V带型号根据Pc=7.5KWn0=970r/min,由图9-10选用B型普通V带(3) 根据表6-2选取dd1=125.大带轮基准直径dd2=n1/n2*dd1=970/323.333*125=375.003

8、9mm按表9-4选取标准值dd2=375mm则实际传动比i、从动轮实际转速分别为i=dd2/dd1=375/125=3.00,n1=n0/i=970/3.00=323.333r/min从动轮的转速误差为：(323.333-323.33)/323.33*100%=0.0003%误差率在土5%fi,为允许值。(4) 验算带速v=冗dd1n1/60*1000=3.14*125*970/(60*1000)=6.35m/s带速在525m/s范围内。(5) 确定带的基准长度Ld和实际中心0a初定中心距：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)350a0120,合适。(7)确定V带惺髓由式(6-17

9、)得z=Pc/(P0+P0)KaKL根据dd1=125mmn0=970r/min,查表9-7,用线性插值法得P0=2.67KW由表9-9P0=0.3KWI由表9-2查得带长度修正系数KL=1，由9-11查得包角系数Ka=0.95，因而得普通V带的根数为z=Pc/（P0+P0）KaKL=7.5/（2.67+0.3）*1*0.95=2.40圆整得z=3.（8）求单根V带的初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表9V-1查得B型普通V带的每米长质量q=0.19Kg/m，根惺剑6-18）得单根带的初拉力为F0=500Pc/zv*（2.5/Ka-1）+qv2=500*7.5/（3*6.35）*（2.5/0.9

10、5-1）+0.19X6.352=328.84N由式（6-19）可得作用在带轮轴上的压力为FQ=2ZF0sina/2=2*3*328.84*sin1590/2=1940.00N四. 齿轮的设计1.选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数选用7级精度因传递功率较大，选用硬齿面齿轮传动。参考表5-6小齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为4855HRCI=30】广1144x3。=12432取依大齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为4855HRC为增加传动平稳性，选1因选用闭式硬齿面传动，故按齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核其齿面接触疲劳强度。2.按齿根弯曲疲劳度设计按式（5-52）,设计公式为D试选载

11、荷系数4=132）初选螺旋角6=1213）小齿轮传递转矩p7351乃=9_5Sxl时足=9_S5xl时217121CDsfl188-3m32333由表5-14,选齿宽系数而顼富端面重合度4zj十妇若+却cos12=1_7136）轴面重合度=0318Zglanp=0318x0x30x01侦=1622075075Yr=0JH+=0JZ5+-=O_6887）重合度系数虬1-7138）螺旋角系数由图5-41,9）当量齿数%_3032J血cos?cos3IT_z2_125蓍J.27_Ocnscos512*10）齿行系数由表5-13上=276、知=11711）应力修正系数由表5-13Ym=1G7.L=LS

12、212）弯曲疲劳强度极限由图5-25查得oyH=340JWPff.=340MPa13）接触应力循环次数由式（5-28）=60泓=Mx32333xX2x8x300x5）=4.66xltf土竺竺T1”时u414414）弯曲疲劳强度寿命系数由图5-27查得，K=L15）弯曲疲劳强度安全系数$广L416）计算许用弯曲应力由式（5-29）寸*皿17m计算与7.告=皿如g。扇485.6=2J7x=00M13ET485618)计算模数32xlJx21712198x0688x0xcosl20_8x3tfx000930=l_64www19）计算圆周速度60x100060x1000x15314x164x30x32

13、3J3f=0LS5M60xl000xcnsl2a20）确定载荷系数由表5-10查取使用系数vz(L85x30_n_f=0J55m/s根据100100，由图5-28,动载系数毛=项用坨=+,=1.713+1622=3J35根据/,由图5-29,齿间载荷分配系数&T37由表5-11,齿向载荷分配系数七T2故载荷系数AWA1X1-01X1J7X1221.6921）修正法面模数任的=1_64J=1-S7vmUJ圆整为标准值，取Me3. 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸。=小*寻）=2x（30+125）m&u1）中心距2gR2xcosl2-圆整为a=160mm呜（彳*勺）2x（30+125）#=araxi

14、s=arrrais1=14362）确定螺旋角蠢2x1603）分度圆直径叫q2x30dj=61J22wwrcosfico$14-3f,码z,2x125“.cd,=255-lOmnrcos#cosl4_36*4）计算齿宽b=A*.=0-8x61.22=48_98m7n取号=5&n码&=50mm4. 校核齿面接触疲劳强度按式（5-49）,校核公式为i）弹性系数由表5-12,查取弹性系数2）节点区域系数由图5-40,节点区域系数Zh=2473）重合度系数4）螺旋上凳Zfi=Jcos尸=Joisl436=0_985）接触疲劳强度极限由图5-240w=1150AfPa=1150JrfPa6）接触疲劳强度寿命系数由图5-26查取接触疲劳强度寿命系数细=1七=17) 接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%接1疲劳强度安全系数Sh=18) 计算许用接触应力由式(5-29)ri1150x1kmj=1150APa喝=妄冬=些丝=1150M%&1=(1150+1150)4223x1150=nm公15皿41心=115皿/玲9) 校核齿面接触疲劳强度U=X47xl89_8x0_76x0J92x