精品带式运输机传动装置的设计机械设计毕业论文说明书Word文档下载推荐.docx
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6—带式运输机
二．工作情况：
连续单向旋转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°
C
三．原始数据
运输带工作拉力F（N）：
1500
卷筒直径D（mm）：
220
运输带速度V（ms）：
1.1
带速允许偏差（％）：
%
使用年限（年）：
4
工作制度（班日）：
2
四．设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核；
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五．设计任务
1．减速器总装配图一张
2．齿轮、轴零件图各一张
3．设计说明书一份
六．设计进度
1、第一阶段：
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段：
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段：
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段：
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：
同轴式二级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：
减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。
结构较复杂，轴向尺寸较为紧凑，中间轴较长、刚度差。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：
载荷平稳、单向旋转。
Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40°
C，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz，适用于无特殊要求的机械，所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw＝1.65kW
2）电动机的输出功率
Pd＝Pwη
＝＝0.904
—初选联轴器的效率（0.99）
—初选齿轮传动的效率（0.98）
—初选轴承的效率（0.99）
Pw=kW
—卷筒的效率0.96
Pd＝1.90kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’·
i2’…in’）nw
nw—卷筒转速（47.77rmin）
方案中只有齿轮传动，常用的齿轮传动的单级传动比i=3~5，故二级后为9~25，nd=429.93~1194.25rmin，电动机的转速越高，磁极越少，尺寸质量越小，价格也越低；
但传动装置的总传动比要增大，传动级数增大，从而使成本增加。
对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1500rmin和1000rmin的电动机，故初选为同步转速为1000rmin的电动机。
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960rmin。
基本符合题目所需的要求。
额定功率kW
2.2
满载转速（rmin）
940
计算传动装置的运动和动力参数
计算总传动比及分配各级传动比
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nmnw=94047.77=19.68
多级传动中，总传动比为
i＝i1*i2*i3……in
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝19.68，故取i1=i2=4.44
速度偏差为0.1%<
5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
卷筒
转速（rmin）
211.71
47.68
功率（kW）
2.14
2.05
1.97
1.93
转矩（N·
m）
22.35
21.73
92.65
395.02
387.16
传动比
1
4.44
效率
0.992×
0.98
0.97×
0.99
0.99×
传动件设计计算
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸。
故采用斜齿轮传动
2）精度选择
运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度
3）材料选择；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）齿数选择
5）选取螺旋角
试选小齿轮齿数z1＝22，大齿轮齿数z2＝z1*i=97.68，取98
初选螺旋角β＝14°
z1=22
z2=98
β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1）确定公式内的各计算数值
（1）选Kt
（2）区域系数
（3）计算小齿轮传递的扭矩
（4）重合度
（5）齿宽系数
（6）
（7）接触疲劳强度极限
（8）计算应力循环次数
（9）
（10）计算接触疲劳需用应力
试选Kt＝1.6
由图10－30选取
T1=95.5×
10e5×
P1n1
由图10－26查取
εα＝εα1＋εα2
由表10－7查取两支承相对于小齿轮做对称布置的齿宽系数
由表10－6查得材料的弹性影响系数
由图10－21d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限
N1＝60n1jLh=60×
940×
1×
（2×
8×
300×
4）
N2＝N15
由图10－19查得接触疲劳寿命系数
取失效概率为1％，安全系数S＝1
[h]1
[h]2
[h]=（[h]1+[h]2）2
Kt＝1.6
ZH＝2.433
T1=9.338*10e4N·
mm
εα1＝0.765
εα2＝0.87
εα＝1.635
φd＝1
ZE＝189.8Mpa
σHlim1＝600MPa
σHlim2＝550MPa
N1=2.44*10e8
N2=5.49*10e7
KHN1＝0.95
KHN2＝0.98
[h]1=570Mpa
[h]2=539Mpa
[h]=554.5Mpa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t
（2）计算圆周速度
（3））计算齿宽b及模数mnt
（4）计算纵向重合度
（5）计算载荷系数K
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
（7）计算模数mn
3．按齿根弯曲强度设计
1）确定计算参数
（1）计算载荷系数
（2）螺旋角影响系数
（3）计算当量齿数
（4）查取齿形系数
（5）查取应力校正系数
（6）查取大小齿轮弯曲疲劳强度极限
（7）查取弯曲疲劳寿命系数
（8）计算弯曲疲劳许用应力
（9）计算大、小齿轮的并加以比较
2）设计计算
d1t≥
v==
b=φd×
d1t=1×
53.75mm
mnt==
=mm
mn≥
K=KA×
KV×
KFα×
KFβ
根据纵向重合度εβ=1.744，从图10－28查得螺旋角影响系数
zv1=z1cosβ=22cos14
z2=z2cosβ=98cos14
由表10－5查得
由图10—20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10—18查取
σF1=500Mpa，σF2=380MPa
KFN1=0.95，KFN2=0.98
=0.01381，=0.01643
d1t≥53.75mm
v=0.60ms
b=53.75mm
mnt=2.37
=2.39mm
K=1.55
Yβ＝0.88
zv1=24.08
zv2=107.28
YFa1=2.651
Yfa2=2.178
Ysa1=1.581
Ysa2=1.802
FE1=500Mpa
FE2=380Mpa
KFN1=0.85
KFN2=0.88
[σF1]=304Mpa
[σF2]=239MPa
大齿轮的数值大
mn>
=1.71mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由
z1=26.23，取z1=26；
z2=115
4．几何尺寸计算
1）计算中心距
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
4）计算齿轮宽度
a=145.32mm
β=arcos
d1，d2
b=φdd1=53.7mm圆整后取
圆整为145mm
β=1414’12”
d1=53.7mm
d2=237.3mm
B2=55mm
B1=60mm
5）结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋。
考虑小齿轮分度圆直径较小，可能需要做成齿轮轴，选材应当与小齿轮一致，故轴材料选40Cr
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥＝=22.4mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1==3431N
Fr1=Ft=1289N
Fa1=Fttanβ=873N；
Ft2=782N
Fr2=294N
Fa2=199N
3．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
i.I-II段轴用于安装轴承7006AC，故取直径为30mm
ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为36mm
iii.III-IV段为小齿轮，外径58mm
iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为40mm
v.V-VI段安装大齿轮，直径为34mm
vi.VI-VIII段安装套筒和轴承7006AC，直径为30mm
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为13mm，所以长度为13mm
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm
3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度60mm
4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度根据画图得120mm
5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为53mm
6.VI-VII
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