完整版链式输送机传动装置毕业课程设计Word文档格式.docx
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一、传动方案拟定………………………………………………3
各部件选择、设计计算、校核
二、电动机选择…………………………………………………3
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4
四、运动参数及动力参数计算…………………………………6
五、传动零件的设计计算………………………………………7
六、轴的设计计算………………………………………………10
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………12
八、键联接的选择及校核计算…………………………………13
九、箱体设计……………………………………………………14
2.减速器装配图一张（A）
3.轴零件图一张（A）
4.齿轮零件图一张（A）
系班级
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
（1）工作条件：
运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘，空载启动，运输链工作速度允许误差为±
5%，每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期为3年，两班制工作（每班按8h计算），在专门工厂小批量生产
（2）原始数据：
滚筒圆周力F=2.55kN；
带速V=0.8ms；
滚筒直径D=125mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×
η3轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.983×
0.97×
0.99×
0.96
=0.83
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV（1000η总）
=2550×
0.8（1000×
0.83）
=2.46KW
由附录九选取电动机额定功率P=3KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
1000VπD
=60×
1000×
0.8π×
125
=122.3rmin
按表3-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒
n筒=（6~24）×
122.3=733.8~2935.2rmin
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500rmin。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：
因此有三种传支比方案：
由《机械设计手册》查得。
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，可见第2方案比较适合，则选n=1000rmin
。
4、确定电动机型号
对应有三种适合的电动机型号可供选择，如下表
传动比方案
电动机型号
额定功率kw
电动机转速（r·
）
电动机重量N
参考价格元
传动装置的传动比
同步转速
满载
转速
总传动比
V带传动
齿轮
1
Y132M-8
3
750
710
76
1000
5.81
3.45
2.37
2
Y132S-6
960
66
7.85
2.7
2.91
Y100L2-4
1500
1430
35
270
11.69
3.46
3.38
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，方案2比较合适。
因此选定电动机的型号为Y132S-6。
所选电动机主要性能和外观尺寸如下表
电动机（型号Y132S-6）的主要性能
同步转速
满载转速
电动机总重N
启动转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
4
730
2.0
电动机（型号Y132S-6）的主
要外形尺寸和安装尺寸mm
中心高H
外形尺寸
底脚安装尺寸AB
地脚螺栓孔直径K
轴外伸尺寸DE
132
475347.5315
216140
12
3880
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n筒=960122.3=7.85
2、分配各级传动比
（1）据指导书P7表1，取齿轮i带=2.7（V带传动比I’1=2~4合理）
（2）∵i总=i齿轮×
i带
∴i齿轮=i总i带=7.852.7=2.91
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（rmin）
nI=nmi带=9602.7=355.56（rmin）
nII=nIi齿轮=355.562.91=122.18（rmin）
nIII=nII=122.18（rmin）
2、计算各轴的功率（KW）
PI=P工作×
η带=2.46×
0.96=2.36KW
PII=PI×
η轴承×
η齿轮=2.36×
0.98×
0.97=2.24KW
PIII=PII×
η联轴器=2.24×
0.99=2.18KW
3、计算各轴扭矩（N·
mm）
T工作=9550×
2.46960=24.47
TI=T工作×
η带×
i带=24.47×
2.7×
0.96=63.43N·
m
TII=TI×
i齿轮×
η齿轮
=63.43×
2.91×
0.97=175.47N·
TIII=TII×
η联轴器
=175.47×
0.99=170.24N·
五、传动零件的设计计算
1.确定计算功率PC
由课本表9-7得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3=3.6KW
2.选择V带的带型
根据PC、n1由课本图9-12得：
选用A型
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。
1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表9-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。
2）验算带速v。
按计算式验算带的速度
v=πdd1n1（60×
1000）
=π×
100×
1000（60×
1000）=5.23ms
在5-25ms范围内，带速合适。
3）计算大齿轮的基准直径。
计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i带·
dd1=2.7×
100=270mm
由课本表9-8，圆整为dd2=280mm
4.确定带长和中心矩
1）根据课本式（9-18），初定中心距a0=500mm
2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）2+（dd2-dd1）2（4a0）
由课本表9-2选带的基准长度Ld=1640mm
计算实际中心距a。
A=-B=
a=A+=513.6mm
取a=515mm
5.验算小带轮上的包角α1
α1=1800-（dd2-dd1）a×
57.30
=159.970>
1200（适用）
6.确定带的根数z
1）计算单根V带的额定功率pr。
由dd1=100mm和n1=1000rmin根据课本表9-3得
P0=0.97KW
根据n1=960rmin，i带=2.7和A型带，查课本表（9-4）得△P0=0.11KW
根据课本表9-5得Ka=0.95
根据课本表9-6得KL=0.99
2）计算V带的根数z。
z=3.5圆整为4根
7.计算单根V带的初压力的最小值（F0）min
（F0）min=500（2.5-Ka）PCazvKa+qV2
=[500×
（2.5-0.95）×
3.6（0.95×
4×
5.24）+0.1×
5.242]N
=142.9N
8.计算压轴力Fp
压轴力的最小值为
（Fp）min=2z（F0）minsin（α12）
=2×
142.9×
sin（159.97°
2）=1125.8N
2、齿轮传动的设计计算
1选定齿轮材料及精度等级及齿数
2）材料选择。
选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火
3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×
2.91=69.84，取70。
2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式
d1≥[]13
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数Kt=1.3
2）计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×
106×
P1n1
=95.5×
2.36355.56=634000N·
mm
3）选取齿宽系数φd=1
4）查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=520MPa；
打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=340MPa；
6）计算应力循环次数NL
NL1=60n1jLh=60×
355.56×
1×
（16×
300×
10）
=1.02×
109
NL2=NL1i=1.02×
1092.91=3.52×
108
7）取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0KHN2=1.0
8）计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1.0
[σH]1=KHN1σHlim1S=1.0×
5201.0Mpa
=520Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2S=1.0×
3401.0Mpa
=340Mpa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[σH]较小的值
dd1≥[]13
=73.89mm
2）计算圆周速度v。
1000）=3.14×
73.89×
355.56（60×
1000）=1.37ms
3）计算齿宽b。
b=φdd1=1×
73.89mm=73.89mm
计算齿宽与齿高之比b=（z-1）e+2fmin=（4-1）×
15+2×
9=63mm，选取B=64mm
考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=63mm
轴与带轮由平键连接，轴上A型平键键槽：
宽b=6mm，深t=3.5mm。
轴头倒角C=1.0×
45°
，长L=60mm.
②段：
润滑密封段
带轮安装处的轴肩单边高为:
=355.6
=100638＞14400
结论：
选择正确
2、计算输出轴承
（1）、选择轴承
转速nⅢ=122.18rmin
试选6208型深沟球轴承，
其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。
额定动负荷,
Cr
29100
N
（2）、求两支承轴承的当量载荷
FRA=（FAY2+FAZ2）12=（280.12+769.6）12=1049.7N
FRB=FRA=1049.7N
因Fa=0
当量载荷：
P=1049.7N
（3）、计算轴承寿命
fp=1.2—轻微冲击，ft=1—工作温度低于100°
C，ε=3---滚动轴承
根据课本P279（16-3）寿命计算公式
低速轴轴承寿命计算
=3
=1.2
=1
C=25500N
n=76.4
八、键联接的选择及校核计算
（1）减速器用键一览表（单位：
轴颈
颈长
键宽
键高
键长
键型号
输入轴
d22
L63
B6
H6
L60
输出轴
d32
L80
b10
h8
L70
d46
L79
b14
h9
（2）、键的材料及许用应力
根据课本P158表（10-10）得：
键用精拔钢，轻微冲击时[σp]=100～120Mpa
选取[σp]=110Mpa
（3）、各轴受的扭矩
TI=63430Nmm
TII=175470Nmm
TIII=170240Nmm
（4）、键强度校核计算
1、大带轮与减速器输入轴的键联接
轴径d1=22mm,L1=60mm
（有效长度l=56mm）
T2=48020Nmm
=250Nm
许用转速：
np=3800rmin
适用于有冲击振动有粉尘的场合。
（2）、工作要求
承载扭矩：
T=175.47Nm（TIII=175470Nmm）
工况系数：
KA=1.25
（3）、校核计算
根据课本P291（17-1）：
Tc=KAT=1.25×
175.47=219.3Nm<
Tn（250Nm）
n=122.18rmin<
np（3800rmin）
所选LT6联轴器符合要求
九、箱体设计
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
10
机盖壁厚
δ1
机座凸缘厚度
b
机盖凸缘厚度
b1
12
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
18
地脚螺钉数目
n
轴承旁联结螺栓直径
d1
14
机盖与机座联接螺栓直径
d2
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
df，d1,d2至外机壁距离
C1
df，d2至凸缘边缘距离
C2
22,14
轴承旁凸台半径
R1
22
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
齿轮端面与内机壁距离
△2
机盖、机座肋厚
m1,m
8，8
轴承端盖外径
D2
120，112
轴承端盖凸缘厚度
t
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md2互不
干涉为准，一般s=D2
η总=0.83
P工作=5.12KW
n滚筒
=108.2rmin
i总=8.87
据手册得
i齿轮=2.91
i带=2.7
nI=355.56rmin
nII=122.18rmin
nIII=122.18rmin
PI=2.36KW
PII=2.24KW
PIII=2.18KW
TI=63.43N·
TII=175.47N·
mTIII=170.24N·
V=5.23ms
dd2=270mm
取标准值
dd2=280mm
Ld=1612.8mm
a=515mm
Z=4
F0=142.9N
（Fp）min=1125.8N
i齿=2.91
Z1=24
Z2=70
T1=634000N·
αHlimZ1=520Mpa
αHlimZ2=340Mpa
NL1=1.02×
NL2=3.52×
KHN1=1.0
KHN2=1.0
[σH]1=520Mpa
[σH]2=340Mpa
d1=73.89mm
m=2.5mm
YFa1=2.65
YSa1=1.58
YFa2=2.24
YSa2=1.75
m≥3.92mm
d1=80mm
d2=232mm
a=156mm
B2=80mm
B1=85mm
初算轴径
d＞20.90mm
V型带轮安装段
d1=22mm
L1=63mm
d2=26mm
L2=45.5mm
轴承：
6207
滚动轴承安装段
d3=35mm
L3=18mm
齿轮左轴承台阶段
d4=41mm
L4=19mm
齿轮所在段
d5=82mm
L5=85mm
齿轮右轴承台阶段
d5=41mm
L5=19mm
右轴承安装段
d7=35mm
L7=18mm
V型A带轮安装段
d1=22mm
L1=63mm
d2=26mmL2=45.5mm
左轴承安装段
d3=35mmL3=18mm
左轴承右轴肩段
d4=41mmL4=19mm
齿轮宽度段
d5=82mmL5=85mm
右轴承左轴肩段
d6=41mmL6=19mm
d7=35mmL7=18mm
两支承点距离LAB=100mm
齿轮中心距支承距离LCA=LCB=50mm
带轮中线距B点距离
LDB=85mm
齿轮圆周力
Ft=1625.3N
齿轮径向力
Fr=591.6N
水平支反力
FAy齿=FBy齿=813N
垂直支反力
FAz齿=FBz齿=296N
皮带力支反力
FA带=691.6N
FB带=1817.4N
垂直面弯矩
MC1=20.72N·
水平面弯矩
Mc2=56.91N.m
合成弯矩
MC合1=60.56N·
皮带拉力弯矩
MB3=96.82Nm
MC3=48.41Nm
MC合2=108.97Nm
MB合2=96.82Nm
扭矩
T=63.39N·
当量弯矩
Mec=115.42N·
MeB=104.02N·
危险截面C、B
强度校核
[σ-1]b=60MPa
σeB=24.26MPa
σec=2.09MPa
σeB<
[σ-1]b
σeC<
输出轴初取轴径
d=32mm
联轴器安装段
d1=32mmL1=80mm
右轴承、密封段
d2=40mmL2=65mm
右轴承轴肩段
d3=46mmL3=15mm
齿轮右轴肩段
d4=52mmL4=6mm
齿轮安装段
d5=46mmL5=79mm
d6=40mmL6=41mm
轴承6208
大齿轮圆周力
Ft=1539.2N
大齿轮径向力
Fr=560.2N
支反力
FAY=FBY=769.6N
FAZ=FBZ=280.1N
水平面内弯矩
MC1=53.87N·
垂直面内弯矩
MC2=19.61N·
MC合=57.33N·
转矩T=175.5N.m
Mec=106.85N·
许用弯曲应力
[σ-1]b=60MPa
计算应力
σe=12.80Mpa
σe<
[σ-1]b
强度足够
轴承预计寿命
14400h
输入轴所选轴承
深沟球轴承：
当量载荷
P=2371.9N
计算轴承寿命
C=100638h（小时）
预期寿命足够
输出轴所选轴承
6208
输出轴当量载荷
预期寿命足够
键的许用应力
[σp]=110Mpa
大带轮与输入轴的
键联接强度
σp=34.32Mpa
输出轴与齿轮2平键联接强度
σp=26.08Mpa
输出轴与联轴器平键联接强度
σp=35.17Mpa
选用弹性套柱销联轴器LT6
额定扭矩：
Tn=250Nm
计算转矩
Tc=219.3Nm
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