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1、机械设计课程设计带式输送机传动装置说明书单级圆柱齿轮减速器 输送带工作拉力为 2400N 输送带工作速度为3m/s 滚筒直径420mm 一、传动方案拟定 第一大组第五个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限10年，每天工作16小时，载荷平稳，连续转动，单向运转。 （2） 原始数据：滚筒圆周力 F=2.4KN；带速 V=3m/s； 滚筒直径 D=420mm。 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 运输条件，选用 Y 系列三相异步 电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率（课程设计指导书 P60 图2
2、-4）： 总= 带2轴承 齿轮 联轴器 滚筒 =0.96（0.99）30.970.990.96 =0.859 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000 总 =24003/10000.859 =8.38KW 1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带 2 1 4 56 3 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D =6010003/420 =136.49r/min 根据（课程设计指导书表2-3）中推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比 Iv=24，单级圆 柱齿轮传动比范围 Ic=35，则合理总传动比 I 的范围为 Iz=620，故电动机转速的可选
3、范 围为 nd=inw=（620）136.49=818.942729.8r/min 由（课程设计指导书表3-1) 用的电 动机型号综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较 两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选 择电动机型号 Y160M-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y160M-4(课程设计指导书 P67 图 B)。 其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.0 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i 总=n 电动
4、/n 筒=1460/136.49=10.07 2、分配各级传动比 （1） 取 i 带=2.7 （2） i 齿=i 总/i 带=10.7/2.7=4.28 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=nm/i 带=1460/2.5=584(r/min) nII=nI/i 齿=584/4.28=136.45(r/min) 滚筒 nw=nII=136.45(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd 带=8.380.96=8.04KW PII=PI 轴承 齿轮=8.040.990.97=7.72KW 3、 计算各轴转矩 Td=9550Pd/nm=95508.38/1
5、460=17.22N/m TI=9550p1/n1 =9550x8.04/584=140.11N/m TII =9550p2/n2=9550x7.72/136.45=540.32N/m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通 V 带截型 由课本表7-7得：kA=1.2 P=8.38KW PC=KAP=1.28.38=10.056KW 据 PC=10.056KW 和 n1=584r/min 由课本 P92 图7-10得：选用 B 型 V 带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本表7-8，根据 dd1ddmin取 dd1=140mm dd2=i 带 n1dd(
6、1-)1/n2=587.21mm 由课本表7-8，取 dd2=600mm 带速 V：V=dd1n1/601000 =1401460/601000 =4.28m/s （3） 确定带长和中心距 初定中心距 a0=500mm Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2373.1mm 根据课本表7-2选取相近的 Ld=2300mm 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(2300-2373.1)/2 =463.45mm (4)验算小带轮包角 1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a =1800-57.30(600-140)/463.45 =123.13
7、01200（适用） （5）确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率.据 dd1和 n1，查课本表7-3得 P1=283KW i1时单根 V 带的额定功率增量.据带型及 i 查表7-4得 P1=0.46KW 查表7-5，得 K=0.89；查1表10-4得 KL=1 Z= PC/(P1+P1)KKL =10.056/(2.83+0.46) 0.861=3.55 (取4根) (6) 计算轴上压力 由课本表7-1查得 q=0.17kg/m， F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x10.056/4x4.28x(2.5/0.89-1)+0.17x（4.28） 2=534.69kN 则作
8、用在轴承的压力 F FQ=2ZF0sin(1/2)=24534.69.3sin(140/2) =3293.69N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表8-3，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质， 齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿=4.28 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=
9、4.28 20=85.6取 z2=86 由课本表8-6取 d=1 (3)转矩 T1 T1=9.55106P1/n1=9.551068.38/1460=54814.38N/mm (4)载荷系数 k : 取 k=1.2 (5)许用接触应力H H= Hlim ZN/SHmin 由课表8-23查得： Hlim1=610Mpa Hlim2=515Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn：按一年300个工作日，每天16h 计算，由公式 N=60njtn 计算 N1=60473.331030018=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108 查1课本图8-23中曲线1，得 ZN1=1
10、ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2=Hlim2ZN2/SHmin=515x1/1=515Mpa 故得： d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 =50.96mm 模数：m=d1/Z1=50/20=2.5mm 取课本表8-1标准模数第一数列上的值，m=2.5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.586mm=215mm 齿宽：b=dd1=1.50mm=50mm 取 b2
11、=50mm b1=55mm（为补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些） (7)复合齿形因数 YFs 由课本图8-25得：YFS1=2.81,YFS2=2.22 (8)许用弯曲应力bb 根据课本表8-9 bb= bblim YN/SFmin 由课本1图8-9得弯曲疲劳极限 bblim应为： bblim1=190Mpa bblim2 =170Mpa 由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数 YN：YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求，取 SFmin =1.3 计算得弯曲疲劳许用应力为 bb1=bblim1 YN1/SFmin=190/1.3=146Mpa bb
12、2= bblim2 YN2/SFmin =170/1.3=131Mpa 校核计算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=53.77Mpa48000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN, 查2表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h （1）已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本 P265（11
13、-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数 x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本 P265表（14-14）得 e=0.68 FA1/FR148000h 预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1根据轴径的尺寸，由1中表12-6 高速轴(主动轴)与 V 带轮联接的键为：键836 G
14、B1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-79 2键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79 bh=149,L=45,则 Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93125150MPa=p 因此挤压强度足够 剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够 键836 GB1096-79和键1040 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 通气器 由
15、于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M181.5 根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料 Q235 螺栓：GB578286 M14100，材料 Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取 z=8 (2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取 z1=8 (3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度 b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径 df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目 n=4 (因为 a250) (8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径
