带式输送机传动系统减速器设计Word格式文档下载.docx

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5.1轴的材料和热处理的选择

5.2轴几何尺寸的设计计算

5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径

5.2.2轴的结构设计

5.2.3轴的强度校核

六轴承、键和联轴器的选择

6.1轴承的选择及校核

6.2键的选择计算及校核

6.3联轴器的选择

七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构

尺寸的计算

7.1润滑的选择确定

7.2密封的选择确定

7.3减速器附件的选择确定

7.4箱体主要结构尺寸计算

参考文献

一、课题题目及主要技术参数说明

1.1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。

要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。

输送带的最大有效拉力F=2400KN，输送带的工作速度V=1.6m/s，输送机滚筒直径D=450mm。

两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温35℃，工作寿命10年，每年250工作日，大修期3年。

电力，三相交流，电压380/220V。

运输带速度允许误差-5%—+5%。

一般机械厂制造，小批量生产。

1.4传动系统方案的选择

图1带式输送机传动系统简图

二、减速器结构选择及相关性能参数计算

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

（一）工作机的功率Pw

=FV/1000=2400×

1.6/1000=3.84kw

（二）总效率

=

=0.96×

0.98×

0.99×

0.96×

0.99=0.868

（三）所需电动机功率

Pd=4.42

查《机械零件设计手册》得Ped=5.5kw

电动机选用Y160m1-8n满=720r/min

工作机的转速n=67.941

I总=10.597

取i带=3则i齿=3.532

电动机

选用：

Y-160m1-8

i带=3

=3.532

计算及说明

结果

（一）转速n

==720（r/min）

=/=/=720/3=240（r/min）=/=240/3.532=67.95（r/min）

==67.95（r/min）

（二）功率P

P0=4.421

P1=4.244

P2=4.118

P3=4.36

（三）转矩T

T0=58.64（N﹒m）

T1=168.883

T2=554.27（N﹒m）

T3=516.24（N﹒m）

将上述数据列表如下：

轴号

功率

P/kW

N/（r.min-1）

/

（N﹒m）

i

0

4.421

720

58.640

4

0.90

1

4.244

240

168.883

2

4.118

67.950

578.719

3.532

0.98

3

4.036

567.202

1

0.96

三、V带传动设计

查表得KA=1.0，则

PC=KAP=1.0×

5.5=6.05KW

按照任务书得要求，选择普通V带。

根据PC=6.05KW及n1=240r/min，查图确定选用B型普通V带。

（1）确定小带轮基准直径

根据图推荐，小带轮选用直径范围为112—140mm，选择dd1=140mm。

（2）验算带速

v=5.27m/s

5m/s＜v＜25m/s,带速合适。

（3）计算大带轮直径

dd2=idd1（1-ε）=3×

140×

（1-0.02）=411.6mm

根据GB/T13575.1-9规定，选取dd2=400mm

（1）初取中心距a0

得378≤a0≤1080，根据总体布局，取ao=800mm

（2）确定带长Ld：

根据几何关系计算带长得

==2469.36mm

根据标准手册，取Ld=2500mm。

（3）计算实际中心距

==815.32mm

3.5.验算包角

==161.73°

＞120°

，包角合适。

3.6.确定V带根数Z

Z≥

根据dd1=140mm及n1=705r/min，查表得P0=1.69KW,ΔP0=0.22KW

中心距a=815.32mm

包角α=161.73°

包角合适

Kα==0.956

KL=1+0.5（lg2500-lg2240）=1.024

则Z≥=1.82，取Z=2

3.7.确定初拉力F0

F0=500

查表得q=0.17㎏/m,则

F0=192.03N

3.8.计算带轮轴所受压力Q

Q=2ZF0sin=2×

2×

192.03×

sin=758N

四、齿轮的设计计算

小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236

大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190

由《机械零件设计手册》查得

SHlim=1

由《机械零件设计手册》查得

ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1

由

PC=3.3KW

选用B型普通V带

dd1=140mm

v=5.17m/s,带速合适

dd2=411.6mm

取ao=800mm

取Ld=2500mm

（一）小齿轮的转矩

T1=168.876

（二）选载荷系数K

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。

查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.1

（三）计算尺数比

=3.532

（四）选择齿宽系数

根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。

查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1

（五）计算小齿轮分度圆直径

≥766=72.521（mm）

（六）确定齿轮模数m

a=164.333

m=（0.007～0.02）a=（0.007～0.02）×

198.764

取m=2

（七）确定齿轮的齿数和

Z1=35.26取Z1=36

Z2=127.152取Z2=127

（八）实际齿数比

齿数比相对误差

Δ<

±

2.5%允许

（九）计算齿轮的主要尺寸

d1=72

d2=124

Z1=36

Z2=127

=72mm

=124mm

中心距

齿轮宽度

B1=B2+（5～10）=77～82（mm）

取B1=81（mm）

（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度

V=0.904

根据设计要求齿轮的精度等级为7级。

（一）由3.2.1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力

（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力

由《机械零件设计手册》得

=2.65

=2.18

比较的值

/[]=2.65/244=0.0109>

/[]=2.19/204=0.0107

计算大齿轮齿根弯曲应力为

a=163mm

B1=72mm

B2=81mm

V=0.590

（m/s）

定为IT7

齿轮的弯曲强度足够

齿顶圆直径由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25

齿距P=2×

3.14=6.28（mm）

齿根高

齿顶高

齿根圆直径

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：

轴孔直径d=50

轮毂直径=1.6d=1.6×

50=80

轮毂长度L=81

轮缘厚度δ0=（3～4）m=6～8（mm）取=8

轮缘内径=-2h-2=204-2×

4.5-2×

8

强度足够

=76mm

=258mm

h=4.5mm

S=3.14mm

P=6.28mm

hf=2.5mm

ha=2mm

df1=67mm

df2=249mm

=233（mm）

取D2=234（mm）

腹板厚度c=0.3=0.3×

81=24.3取c=15（mm）

腹板中心孔直径=0.5（+）=0.5（80+234）=157（mm）

腹板孔直径=0.25（-）=0.25（180-80）

=38.5（mm）

取=38（mm）

齿轮倒角n=0.5m=0.5×

2=1

五、轴的设计计算

由《机械零件设计手册》中的图表查得

选45号钢，调质处理，HB217～255

=650MPa=360MPa=280MPa

4.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径

主动轴=c=115=29.96

从动轴=c=115=45.17

考虑键槽=23.44×

1.05=31.458

考虑键槽=37.14×

1.05=47.428

选取标准直径=32

选取标准直径=48

根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

主动轴的强度校核

圆周力==2000×

158.872/204=4486.19N

径向力=tanα=1557.57×

tan20°

=1615.028N

由于为直齿轮，轴向力=0

作主动轴受力简图：

（如下图所示）

L=98mm

==0.5=0.5×

4486.19=2243.095

=0.5L=90.845

==0.5=0.5×

1615.028=807.514

=0.5L=807.514×

81×

0.5/1000=32.71

转矩T=168.883

校核

===96.55

===96.55

由图表查得，=55MPa

d≥10=10=25.99（mm）

考虑键槽d=25.99mm<

30m