1、精選優質文檔-傾情為你奉上目錄22778888930303030303030 30311一、設計任務書1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置2 .工作條件：工作年限工作班制工作環境載荷性質生產批量102多灰塵稍有波動小批3. 技術數據題號滾筒圓周力F(N)帶速 v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZL-6140000.28500900二、電動機的選擇計算1. 選擇電動機系列 選用Y系列，三相異步電動機，封閉式結構，電壓380伏2. 選擇電動機功率滾筒轉動所需有效功率 根據表4.2-9確定各部分的效率: 傳動滾筒效率 滾筒=0.96聯軸器效率 聯 =0.99 滾動軸承效率 軸承

2、=0.98（圓錐滾子軸承）開式齒輪的傳動效率 開齒=0.95（0.940.96）閉式齒輪的傳動效率 閉齒=0.97（8級精度）所以，傳動總效率為: 所需要電動機的功率為： 3. 確定電動機的轉速 滾筒的轉速為：現以同步轉速為1500r/min和1000r/min兩種方案進行比較，由1表4.12-1查得電動機數據，并計算出總傳動比列于下表：方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速/(r/min)滿載轉速/（r/min）總傳動比1Y132S-45.515001440134.6422Y132M-65.5100096089.762n滿/n滾為使傳動裝置內零件尺寸適當，結構緊湊，降低成本，選用方案2。電動

3、機為Y132M26型 ，額定功率5.5kw, 同步轉速1000r/min,滿載960r/min。由表4.12-2查得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段 D×E=38mm×80mm。 三、傳動比的分配： 1. 根據文獻14.2-9 取2. 總傳動比為：i3. 則減速器傳動比為：4. 減速箱內高速級齒輪的傳動比： 5. 減速箱內低速級齒輪的傳動比： 說明：上面分配的傳動比僅為初步值。四、傳動裝置的運動和動力參數：1.0軸： （即電動機軸） 2.軸： （減速器高速軸） 3.軸： （減速器中間軸） =213.618r/min 4.軸： （減速器低速軸） 5.軸： （和開式齒輪相

4、連的傳動軸） 6.軸： （滾筒軸） 軸序號功率P(kw)轉速n(r/min)轉矩(N·m)傳動型式傳動比效率05.1696051.33聯軸器1.00.995.10896050.814閉式齒輪傳動4.4940.974.856213.618217.092閉式齒輪傳動3.3290.974.61664.169686.980聯軸器1.00.994.47864.169666.442開式齒輪傳動60.954.16910.6953722.669五、閉式齒輪傳動設計:（一）高速級齒輪的設計： 1. 材料的選擇：由2表10-1選擇得：小齒輪 40Cr 調質處理 齒面硬度 280HBS大齒輪 45鋼 正火

5、處理 齒面硬度 230HBS大、小齒輪硬度相差50HBS（考慮經濟性）應力循環次數:由2公式（10-13）計算得：取失效概率為1%，取接觸強度計算的最小安全值：SHmin=1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，計算許用接觸應力: 2. 按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數和幾何尺寸 小輪轉矩： T1=50814N·mm初定螺旋角=13,。減速傳動： ;取端面壓力角： 基圓螺旋角： 由4.2-10,取中心距a=115mm。 a=115mm估算模數mn=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取標準模數mn=2mm。 小齒輪齒數： mn=2mm大齒輪齒數：

6、z2=uz1=91.655取z1=20，z2=92 z1=20， z2=92實際傳動比 傳動比誤差：， 在允許范圍內。 修正螺旋角： 與初選=130相近,ZHZ可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度： 由2表10-4得：取齒輪精度為8級。3. 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由2表10-2,取KA=1.10由2圖10-8，按8級精度和， 得Kv=1.03。齒寬。由2表10-4，按b/d1=46/41.071=1.120,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得KH=1.10。由2表10-5，得KH=1.4載荷系數 計算重合度齒頂圓直徑 端面壓力角 齒輪基圓直徑 端面齒頂壓

7、力角 =1.636 基圓螺旋角: 計算齒面接觸應力故安全。4. 驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=20，Z2=92, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4計算許用彎曲應力YFa1=2.82，YFa2=2.23YSa1=1.57，YSa2=1.78因 6. 齒輪主要幾何參數 z1=20, z2=92, u=4.494, mn=2 mm, z1=21， z2=94=, = mt=mn/cos=2/cos13.1160=2.053mm, mt=2.053mm a齒寬： 取 （二）低速級齒輪的設計：1.材料的選擇根據工作

8、條件及其載荷性質選擇小齒輪 40Cr 調質處理 280HBS大齒輪 45鋼 正火處理 230HBS應力循環次數: 取失效概率為1%，取接觸強度計算的最小安全值：SHmin=1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，由圖5-16b，得,計算許用接觸應力: 因，故取2.按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數和幾何尺寸小輪轉矩： T3=686.980N·mm初定螺旋角： =13,。減速傳動： ;取端面壓力角：基圓螺旋角： 由式（5-39）計算中心距a由4.2-10,取中心距a=160mm。 a=160mm估算模數mn=(0.0070.02)a=1.123.2mm,取標準模數

9、mn=2.5mm。 小齒輪齒數： mn=2.5mm大齒輪齒數： z2=uz1=95.91取z1=29，z2=96 z1=29，z2=96實際傳動比： 傳動比誤差：， 在允許范圍內。 修正螺旋角： 與初選=130相近,ZHZ可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度 由2表10-4，取齒輪精度為8級.3.驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由2表10-2,取K=1.10由2圖10-8，按8級精度和， 得KV=1.01齒寬 ： 。 b=64mm按b/d1=64/74.240=0.862,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得KH=1.07由2表10-3，得KH=1.4載荷系數：計算

10、重合度齒頂圓直徑： =79.240mm =250.76mm端面壓力角 =齒輪基圓直徑 69.57mm 230.285mm端面齒頂壓力角 1.685 1.754由式5-39,計算齒面接觸應力故安全。4.驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=29，Z2=96, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2.5mm<5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0， SFmin=1.4計算許用彎曲應力 YFa1=2.60，YFa2=2.24YSa1=1.61，YSa2=1.79計算Y，因 5.齒輪主要幾何參數 z1=29, z2=96, u=3.329, mn=2.5 mm, z1=29， z2=96=

11、, =12.429 mt=mn/cos=2.5/cos12.4290=2.56mm, mt=2.56mm 齒寬： 取六、開式齒輪的設計1.選擇材料由2表10-1選擇得：小齒輪 40Cr 調質處理 齒面硬度 241-286HBS大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 162-217HBS 傳動比為： 應力循環次數:2.齒根彎曲疲勞強度確定模數初選小輪的齒數為 Z1=20; Z=120 Z1=20; Z=120 由2圖10-20（c）得： ，安全系數取SFmin=1.4得YN=1.0。得YX=1.0。取YST=2.0，。計算許用彎曲應力 由圖5-14 Yfa1=2.8,YFa2-=2.225,由圖5-

12、15 YSa1=1.55,YSa2=1.80； ；則有 ，故取；取KtYE=1.2，a=0.2 ； T=T4=666.442N.m m=5mm d1=100; d=600由2表10-2，按電機驅動載荷稍有波動 取KA=1.10 a=350mm b=70mm；按8級精度和，得Kv=1.001 由2表10-1得，K=1.1按機械原理知識計算重合度齒頂圓直徑: 壓力角 : 齒輪基圓直徑: 齒頂壓力角 : 開式齒輪考慮到磨損的影響取，則，符合要求。，則，符合要求 m取53. 齒輪主要幾何參數 d1=100;d=600 m=5mm;七、軸的設計及計算及聯軸器的選擇（一）初步確定軸的直徑1.高速軸的設計（

13、1）初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 又由1表4.12-2得Y132M2-6電機的軸徑為38mm，則d=(0.81.0)d電機 =（0.81.0）38=30.438mm現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=120，于是得： 取d=32mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-15%（2）選擇聯軸器確定外伸段的軸徑根據傳動裝置的工作條件擬選TL6型彈性套柱銷聯軸器（GB4323-1985）。計算轉矩為 TC=KT=1.5×54.7= 82.1N·m公稱轉矩 =250N·m>TC =82.1 N·m, n=33

14、00r/min>n=960r/min所以取減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=60mm。 d=32mm L=60mm2.中間軸的設計 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=115，于是得： 403.低速軸的設計一、低速軸外伸軸段： TC=KT=1.5×686.980= 1030.47N·m根據實際工作條件，查表4.7-2擬選： TL8型彈性柱銷聯軸器公稱轉矩 1250N·m>TC =1030.47 N·m, n=4000r/min>n=64.169r/min取減速器低速軸外伸段直徑為d=4

15、8mm，長度L=84mm。 d=48mm L=84mm二、初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=115，于是得：（二）低速軸的強度校核1.有關參數及支點反力（1）參數計算作用在齒輪上的圓周力 Ft=N徑向力 Fr=N軸向力 （2）計算支點反力.鉛垂面支反力 RAY=N , RBY=3865.288N b. 水平面支反力 RAz=N RBX=N 2.作彎矩圖a. 垂直面彎矩MY圖C點，b. c. 水平面彎矩MZ圖C點右 C點左, d. 合成彎矩圖C點右 C點左 3.轉矩T圖 4.計算彎矩Mca圖 該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環

16、應力考慮，取=0.6 C點左邊 =6.54×105N.mmC點右邊 =2.56×105N.mmD 點右邊 =4.12×105N.mm5.核軸的強度由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C點軸徑 因為有一個鍵槽，軸徑加大5%：， dc=50.925<72.35mm 設計該點處軸徑72mm，故安全。D點軸徑 因為有一個鍵槽， dD=43.575<48mm設計該點處軸徑48mm，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度從軸的圖中看出，剖面均有應力集中，剖面計算彎矩相同。剖面與剖面相比較，只是應

17、力集中影響不同，可取影響較大者即可。同理，和也按應力集中系數較大的計算。（1）校核,剖面的疲勞強度剖面因鍵槽引起的應力集中系數，查得，剖面因配合引起的應力集中系數，查得， 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數： 所以， 。因剖面主要受轉矩作用，起主要作用，故校核剖面。剖面產生的 =19.35N/mm2 9.67N/mm245鋼的機械性能查得， ，絕對尺寸影響系數得， 表面質量系數得，,，剖面安全系數： S=6.7 取，所以剖面安全。（2）校核剖面的疲勞強度剖面因配合(H7/k6)引起的應力集中系數，查得， 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數： 所以 ， 。剖面因鍵槽引起的應力集中系數，查得 ，。主要

18、承受彎矩，故應按過渡圓角引起的應力集中系數校核剖面。剖面承受 剖面產生正應力及其應力幅、平均應力為 =4.47N/mm2 =4.47N/mm2 剖面產生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為 max=14.91N/mm2 =7.454N/mm2由附表1-4,查得, ；表面質量系數由附表1-5，得,表面質量系數同上；剖面的安全系數按配合引起的應力集中系數計算，,所以剖面安全。 S=5.99>S其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核。從上面軸的校核可以看出，所設計的軸是滿足工作要求的。（三）高速軸的強度校核高速軸強度校核與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗證軸的強度達到要求，可用。（四）中

19、間軸的強度校核中間軸的強度校核也與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗證軸的強度達到要求，可用。八、滾動軸承的選擇及壽命驗算(一)軸承的選擇：高速軸 滾動軸承30208 （GB/T297-94）中間軸 滾動軸承30211 （GB/T297-94）低速軸 滾動軸承30212 （GB/T297-94）（二）軸承壽命驗算1.低速軸軸承壽命驗算（1）確定軸承的承載能力查表4.6-1，軸承30212的 C=97800N（2）計算徑向支反力 R1=1738.39N R2=4294.47N （3）計算派生軸向力S： S=R/2Y 查手冊，30212軸承的Y=1.5， C= 97800N ，e=0.4 （4）求軸承的軸向載荷A： 由結構知 （5）計算軸承的當量動載荷P：； 插值確定查表，查表，按傳動裝置查取 根據合成彎矩圖d,取N（6）校核軸承壽命因為 故 按軸承2計算，查表， 滿足壽命要求。2.中間軸的軸承壽命驗算中間軸軸承采用與低速軸軸承相同的壽命驗算方法，通過驗算之后，壽命