机械设计方案课程设计方案带式运输机传动装置Word下载.docx

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卷筒直径D/mm350。

1）减速器为二级同轴式斜齿轮减速器。

3方案简图如上图4）该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2、电动机的选择、电动机的选择1）选择电动机的类型选取选用斜齿圆柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢带类型3.确定带轮的基准直径并验算带速4.确定V带的中心距和基准长度5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数7.计按工作要求和工作条件选用Y系列异步电动机，电压380V。

2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为由机械设计课程设计指导书表9.1可知：

V带传动效率0.96：

角接触球轴承0.99球轴承）：

齿轮传动效率0.987级精度一般齿轮传动）：

联轴器传动效率0.99.计算压轴力9.带轮的结构设计6.齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2初步设计齿轮主要尺寸尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机。

根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电动机型号为Y132M2-6。

电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/minY132M2-65.59602.02.0电动机轴高H为132mm。

3.计算传动装置的总传动比计算传动装置的总传动比并分配传动比并分配传动比（1.总传动比为（2.分配传动比考虑润滑条件等因素，初定4.计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速轴轴轴卷筒轴选取角接触球轴承7011AC7.滚动轴承和传动轴的设计（一.轴的设计（二.齿轮轴的设计（三.滚动轴承的校核8.键联接设计9.箱体结构的设计2.各轴的输入功率轴轴轴卷筒轴3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为轴轴轴卷筒轴将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

轴名功率P/kw转矩T/（Nmm转速n/（r/min传动比效率轴4.7696030.95轴4.483204.20.97轴4.3076110.润滑密封设计11.联轴器设计卷筒轴4.13760.955.设计设计V带和带轮带和带轮电动机输出功率，转速，带传动传动比i=3，每天工作16小时。

1.确定计算功率由机械设计表8-8查得工作情况系数，故2.选择V带类型根据，由机械设计图8-11可知，选用A型带3.确定带轮的基准直径并验算带速（1.初选小带轮基准直径由机械设计表8-6和8-8，选取小带轮基准直径，而，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。

（2.验算带速因为，故带速合适。

（3.计算大带轮的基准直径根据机械设计表8-8，选取，则传动比，从动轮转速4.确定V带的中心距和基准长度（1.由式得，取（2.计算带所需的基准长度由机械设计表8-2选取V带基准长度（3.计算实际中心距5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数（1计算单根V带的额定功率由和，查机械设计表8-4a得根据，和A型带，查机械设计表8-4b得查机械设计表8-5得，查表8-2得，于是（2计算V带的根数取3根。

7.计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。

8.计算压轴力压轴力的最小值为9.带轮的结构设计小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为70mm。

6.齿轮的设计齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88。

（3材料选择。

由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢选小齿轮齿数，则大齿轮齿数2初步设计齿轮主要尺寸（1设计准则:

先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2按齿面接触疲劳强度设计，即1确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。

.计算小齿轮传递的转矩.由机械设计表10-7选取齿宽系数。

.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。

.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；

大齿轮的接触疲劳强度极限。

.计算应力循环次数.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；

。

.由机械设计图10-30取区域系数。

.由机械设计图10-26查得，。

计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=12.计算.试算小齿轮分度圆直径，代入中的值。

mm.计算圆周速度。

.计算齿宽。

.计算齿宽与齿高之比模数齿高.计算纵向重合度。

.计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数；

斜齿轮，；

由机械设计表10-2查得使用系数；

由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，；

由，查机械设计图10-13得故载荷系数.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.计算模数（3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式1.确定公式内的各计算数值.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；

大齿轮的弯曲强度极限；

.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；

.根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数.计算弯曲疲劳许用应力；

取弯曲疲劳安全系数S=1，有.计算载荷系数；

.查取齿形系数；

由机械设计表10-5查得；

.查取应力校正系数；

.计算大、小齿轮的并加以比较；

大齿轮的数值较大。

.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径.几个尺寸计算1.计算中心距2.按修整后的中心距修正螺旋角2.计算分度圆直径3.计算齿轮宽度取，。

（5.结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。

其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。

其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。

7.滚动轴承和传动轴的设计滚动轴承和传动轴的设计（一.轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩由上可知，.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径而.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。

根据机械设计表15-3，取，于是，由于键槽的影响，故输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。

为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查课程设计手册表8-5，选用LT8型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。

半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度ABCD.轴的结构设计（1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；

左端用轴端挡圈定位。

半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取2.初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承球轴承。

按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7011AC，其尺寸为，故；

而。

3.取安装齿轮处的轴端-的直径；

齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的跨度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。

轴环宽度，取。

4.轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。

5.取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则至此，已初步确定了轴的各段和长度。

（2.轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；

同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。

（3.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角。

.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。

对于30211圆锥滚子轴承，由手册中查得。

因此。

作为简支梁的轴的支撑跨距。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。

载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面.判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；

从受载的情况来看，截