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胶带式运输机传动装置设计计算说明书设计题目胶带式运输机传动装置学院专业材料科学与工程学院无机非金属专业班级材料 1408学号 28设 计 者王振兴辅导老师曹剑校名西南科技大学2015 年 12 月目录一电机的选择.3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比二、确定传动装置的总传动比和分配传动比.4.4三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算.5.5四、减速器结构设计四、减速器结构设计.9.9五、轴的效核及计算五、轴的效核及计算.9.9六键连接的选择和计算,.14七，联轴器的选择七，联轴器的选择.15.15八，减速器的设计八，减速器的设计.15.15九，设计小结九，设计小结.15.15十，资料参考十，资料参考.一、电动机的选择：一、电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机容量：电动机所需的功率为：pdpwkwa（其中：pd为电动机功率，pw为负载功率，a为总效率。）传动效率分别为：联轴器的效率1 0.99*0.99 0.980滚动轴承效率2 0.98*0.98*0.98 0.941闭式齿轮传动效率3 0.97*0.97 0.941链传动效率5 0.92卷筒效率4 0.960传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分运动副效率只之乘积,即：a123450.980*0.941*0.941*0.9600.92 0.7743负载功率:Pw FV/1000 1.81031.5/1000 2.7kw折算到电动机的功率为:pdpw2.73.48kwa0.7743 3、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：n 601000v6010001.5 95.54r/minD3.14300查表得：二级圆梯形齿轮减速器传动比i8 40,链传动传动比；i 2 6减速器的总传动比i总16 240，所以电机的可选范围为：nd ian (16 240)95.54 1528.64 22929.6 r/min。则符合这一范围的同步转速有 1500 和 3000，所以可供选择的的电机有：序号电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量额定转矩额定转矩（kg）12综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为 Y112M-2，其主要性能如上表的第 1 种电动机。Y112M-2Y112M-444289014404543二、确定传动装置的总传动比和分配传动比二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、减速器的总传动比为：ianm2890 30.25n95.542、分配传动装置传动比：ia i0ii i1i2（式中i01为联轴器的传动比，i为减速器的传动比，i为链传动的传动比。）取链传动的传动比i 2.1/i0i)30.25/2.114.4则减速器的传动比i ia（3、按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得i1 3.4，则i2 i/i114.4/3.4 4.23。4、计算各轴的动力和动力参数 (1)各轴的转速轴：n nm/i0 2890/1 2890r/minin轴：n n/i1 2890/3.4 850 r/m轴：n n/i2850/4.23 200.9r/min200.9/1 200.9r/min卷筒轴：n n/i0（2）各轴的输入功率轴：P Pd01 Pd1 3.480.99 3.445kW轴：P P12 Pd23 3.4450.980.97 3.275kW轴：P P23 Pd23 3.2750.980.97 3.113kW卷筒轴：P P34 P21 3.1130.980.99 3.020kW-轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率.(3)各轴的转矩电动机的输出转矩：Td 9550Pd3.48 955011.49N mnm2890轴：TTdi0111.4910.99 11.375N m轴：TTi12311.3753.40.980.97 36.764N m轴：TTi223 36.7644.230.980.97 147.831N m卷筒轴：TT24147.8310.980.99 143.425N m-轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率.运动动力参数计算结果整理于下表功率 P/KW轴名输入电机轴轴轴轴卷筒轴转距 T/N*M输入输出转速 nr/min2890转动比i效率输出128908501三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算1、材料选择齿轮。初选大小齿轮的材料均 45 钢，经调质处理。其硬度在210-250HBS，齿轮等级精度为 8 级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选10。2、计算高速级齿轮（1）、查取教材可得：KA1.25，KV1.11，K1.2，K1.1；K KAKVKK1.251.111.21.11.832传动比i 3.4由表查得各数据如下：ZH 2.47，ZE189.8，Z 0.89，取10则Z 0.99（2）、接触疲劳施用应力查图可知：H lim1H lim2 610MPa；SH lim11.2则应力循环次数：N1 60n1jLh 602890158250 1.734109N2 N1/i 1.734109/3.4 5.1108又查图可知：ZN1 ZN 21则：HP1HP2H limZNSH lim6101 508.3MPa1.2(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d1.2 ZHZEZZd13HP2KT1(u 1)ud2232.47189.80.890.9921.83227.79710(3.41)3 508.31.23.4 41.7mm (4)、确定中心距aa d141.7(1i)(13.4)91.74mm22就尽量圆整成尾数为 0 或 5,以得于制造和测量，所以初定a 100mm。(5)、选定模数mn、齿数z1、z2和螺旋角a mn(z1 z2)2cos一般z1 25 40，8 15。初选z1 30，10，则z2 iz1 3.430 1022acos2100cos10mn1.492z1 z230102由标准模数取mn 2mm，则2acos2100cos10z1 z298.5mn2取z1 z2 99则z1取z1 23z1 z299 22.51i13.4z2 9923 76齿数比：z2/z1 77/23 3.35与i 3.4的要求比较，误差为%，可用。于是 cos1mn(z1 z2)299 cos18.122a2100满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮d1大齿轮mnz1223 46.464mmcoscos8.12d2mnz2276153.535mmcoscos8.12（7）、齿轮宽度b dd11.246.46 55.8mm圆整大齿轮宽度b2 56mm取小齿轮宽度b1 62mm（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：F lim1F lim2 220MPa；SF min1.5；YN1YN21:YST 2.0FpF limYSTSF minYN22021 293.33MPa1.5根据z1、z2查表则有：YFa3 2.35；YFa4 2.2；Ysa31.58；Ysa41.77；Y 0.68Y2 0.9则2KT121.83211.375103F1YFa1Ysa1YY2.351.580.680.9 16.4MPa Fpbd1mn6246.4642YY2.21.77F2F1Fa2sa216.417.2MPa FPYFa1Ysa12.351.58所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。3、计算低速级齿轮（1）、查取教材可得：KA1.25，KV1.11，K1.2，K1.1；K KAKVKK1.251.111.21.11.832传动比i 3.4由表查得各数据如下：ZH 2.47，ZE189.8，Z 0.89，取10则Z 0.99（2）、接触疲劳施用应力查图可知：H lim1H lim2 610MPa；SH lim11.2则应力循环次数：N3 60n3jLh 60200.9158250 1.2054108N4 N3/i21.2054108/2.85 4.229107又查图可知：ZN1 ZN 21则：HP1HP2H limZNSH lim6101 508.33MPa1.2(3)、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数d1.2 ZHZEZZ3d1HP2KT1(u 1)ud232 2.47189.80.80.9921.832147.83110(2.851)3 508.331.22.85 78.5mm (4)、确定中心距aa d178.5(1i)(12.85)151.113mm22就尽量圆整成尾数为 0 或 5,以得于制造和测量，所以初定a 155mm。(5)、选定模数mn、齿数z1、z2和螺旋角a mn(z3 z4)2cos 815。10，一般z3 25 40，初选z3 30，则z4 i2z3 4.2330 126.92acos2155cos10mn1.97z3 z430126由标准模数取mn 2mm，则2acos2155cos10z3 z4153.45mn2取z3 z4154z3 z4154 29.451i214.23则z3取Z3 30z415430 124齿数比：z4/z3124/30 4.13与i 4.23的要求比较，误差为%，可用。于是 cos1mn(z3 z4)2154 cos18.102a2155满足要求。（6）、计算齿轮分度圆直径小齿轮d3mnz3230 60.6mmcoscos8.10大齿轮d4mnz42124 250.5mmcoscos12.10（7）、齿轮宽度b dd31.260.6 72.72mm圆整大齿轮宽度b4 73mm取小齿轮宽度b3 67mm（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：F lim1F lim2 220MPa；SF min1.5；YN1 YN21FpF limYSTSF minYN22021 293.33MPa1.5根据z3、z4查表则有：YFa1 2.35；YFa2 2.2；Ysa11.58；Ysa21.77；Y 0.68Y 0.9则2KT321.83236.724103F3YFa3Ysa3YY2.351.580.680.9 32.34MPa Fpbd3mn7860.62YY2.21.77F4F3Fa4sa4 32.34 33.91MPa FPYFa3Ysa32.351.58所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。所以齿轮的基本参数如下表所示:名称齿数分度圆直径齿顶高齿根高符号z公式z齿 1232齿 2762齿 3303齿 4 1243dhahfd mz*ha ham*hf(ha c*)m齿顶圆直径da齿根圆直径dfda d 2hadf d 2hf中心距孔径齿宽aa m(z1 z2)/210062566715573bb dd1b四、减速器结构设计四、减速器结构设计名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与座联接螺栓直径符号减速器型式及尺寸关系/mm1010151525166121218081b1bb2dfnd1d2联接螺栓d2的间距轴承端盖螺栓直径ld3视孔盖螺钉直径定位销直径df、d1、d2到外箱壁距离df、d2至凸缘边缘距离d46822、18、2020、201350401413dC1C2轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离R1hl112mm1、m1 9；m 9D2112，120，14010113，147，155tS五、轴的效核及计算：五、轴的效核及计算：（1）、计算轴的最小直径(查表取 C=110)轴:最小直径为d c3p9.97110316.6mmn2890考虑到联轴器的内径,故最小直径取 20 轴:最小直径为d c3p9.481103 24.6mmn850考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取 30 轴:最小直径为d c3p9.011103 39.01n200.9考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取 45（2）轴的校核 3选材 45 钢，调质处理，其机械性能由表查1b=60MPa，b=640MPa,1=275MPa,1=155MPa,P=,T3=d3min联轴器的计算转距Tca KA*T3查表取KA=，Tca KA*T3=*328522=选择联轴器为联轴器 1 为弹性柱销联轴器：型号如下HL3 联轴器JA3560 (GB 5014-85)，其工称转距为,JA35轴 3 的结构、尺寸如下图：1、Ft求作用齿轮上的力：d=,T3=2T32*349640tann1057NFa Fttan 465N 2868NFr Ftcosd243.812、求作用于轴上的支反力：水平支反力：A、RH1 RH 2 FtFt*72 RH 2(72148)得RH1=1929NRH 2=930N垂直面内支反力：RV1 Fr RH 2 0RV1(72148)F*148r Ma 0MaFad2得RV1=453NRV 2=604NB、作出弯距图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：MH=MV1=MV 2=总弯距M MH2MV2M1=M2=3、4、作出扭距图作出计算弯距图Mca2M2(T)2 1652402(0.6)2=Mca1=M1=5、校核轴的强度caMcaMca=S=故可知其安全。（1）截面 II 右侧抗弯截面模量按表中的公式计算 W=d=11059mm抗扭截面模量WT=d=22118mm弯矩 M 为 M=1652401*7244=723333截面 II 上的扭矩 T=349640截面上弯曲切应力T=bM=W截面上的扭转切应力W=T=T过盈配合处的k/值，由手册可知K/=kr于是得k/=K/r轴按磨削加工，得表现质量系数为=故得综合系数为：K=k/+1/-1=K=k/r+1/-1=轴在截面 4 的左侧的安全系数为S=S=1/（K+bm）=1/（K+Tm）=Sca=SS/S2S=S=故该轴在 I 右侧的强度也是足够的。又因本2传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。一、轴承的选择和计算选择轴承（1）、选择轴承轴承 1深沟球轴承 6005C (GB/T292-94)轴承 2深沟球轴承 6008C (GB/T292-94)轴承 3深沟球轴承 6009C (GB/T292-94)（2）校核轴承（3 轴）深沟球轴承 6005C 查手册得Cr=25800NC0r=20500NR RV2 RH2R1=1981NR2=1116N计算派生力系s1、s2，由表得 s=s1=R=9905Ns2=R12=558N因s2+Fa=1023s1故 2 边为紧边，所以A1=s2+F=1023NA2=s2=558Na计算当量动负荷A轴承 I：1=1023/20500=由表得e=C01A1=1023/1116=e由表得x=y=R11111p1=fp（x1R+y1A1）=2222N同理可得p2=Lh=23360h轴承寿命Lh60n P寿命选用合乎要求。六，键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查有关资料如下：本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下：键名1(联轴器)2（齿轮 2）3（齿轮 3）4（齿轮 4）5（输出轴）查表的钢的静联接在时的许用应力p=100120MPa校核键 1校核键 2校核键 3校核键 4国标键 6X6 GB1096-79 A 型键 14X9 GB1096-79 A 型键 14X9 GB1096-79 A 型键 14X9 GB1096-79 A 型键 10X8 GB1096-79 A 型=04T=pdhl=0=0=04T=MPapdhl4T=MPapdhl4T=MPapdhl校核键 5=04T=MPapdhl4T=MPapdhl校核键 6、7=0所以所有键均符合设计要求，可用。七，联轴器的选择考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器联轴器 1 为弹性柱销联轴器：型号如下 HL2 联轴器JA2844 (GB 5014-85)JA28公称转矩 T=315N/m额定转速 n=5600r/min质量 5Kg D=120 联轴器 2 为弹性柱销联轴器：型号如下3560JA HL3 联轴器 (GB 5014-85)3860JA公称转矩 T=630N/m许用转速 n=5000r/min质量 8g D=160 八，减数器的润滑方式和密封类型的选择1、减数器的润滑方式：飞溅润滑方式2、选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。3、密封类型的选择：密封件：毡圈 1 30 JB/ZQ4606-86毡圈 2 40 JB/ZQ4606-86十一、设计小节通过课程设计二级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全 过程，增强了我们对机械行业的深入了解。课程设计的优点：可以让我 们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。十二、参考资料1、机械设计/杨明忠，朱家诚主编编号 ISBN 7-5629-1725-6武汉理工大学出版社 2006 年 6 月第 2 次印刷。2、机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号 ISBN7-04-005841-3高等教育出版社 2003 年 8 月第 7 次印刷。3、机械设计课程设计/王大康，卢颂峰主编 编号 ISBN 7-5639-0880-3北京工业大学出版社年 2 月第 1 次出版。2000
