毕业设计论文设计输送传动装置.docx

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毕业设计论文设计输送传动装置

淮南联合大学

机械设计基础课程设计

设计计算说明书

题目:

设计输送传动装置

院系:

机电系

专业:

机电一体化

姓名:

吴春明

年级:

机电

（一）班

指导教师:

吕庆洲老师

二零一一十二月

目录

一课程设计书2

二设计要求2

三设计步骤2

1.传动装置总体设计方案3

2.电动机的选择4

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比5

4.计算传动装置的运动和动力参数5

5.设计V带和带轮6

6.齿轮的设计8

7.滚动轴承和传动轴的设计19

8.键联接设计26

9.箱体结构的设计27

10.润滑密封设计30

11.联轴器设计30

四设计小结31

五参考资料32

设计输送传动装置

【设计任务书】

题目：

设计输送传动装置

一．总体布置简图如图1

输出轴功率P/KW

5

输出轴转速n/（r/）

45

传动工作年限（年）

10

工作制度（班/日）

1

工作场所

车间

批量

成批

2．总传动比误差为±5%，单向回转，

轻微冲击。

三．原始数据：

四．设计内容：

1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算；3.V带传动设计计算；4.轴的结构尺寸设计；5.键的选择；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计说明书的编写。

【电动机的选择】

1．电动机类型和结构的选择：

按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。

2．电动机容量的选择：

工作机所需功率：

＝5.5kW

电动机的输出功率：

＝/η，η≈0.96，＝5.72kW

电动机至工作之间的总效率为η×ηw=η1×××η4，η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.97

电动机转速的选择：

=45r/，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.3）i3=3—5

＝（i1×i2×i2）

i'=（2×3×3~~4×5×5）

=i'×

电动机转速范围为810~~4500r/

3．电动机型号确定：

由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等

因素的考虑，最后确定选定Y132M2—6型号的电动机，额度功率为5.5KW，满载转速960r/

【计算总传动比和分配传动比】

1．由选定电动机的满载转速和输出轴转速，总传动比为i=/，得i=21.3

2．合理分配各级传动比：

i=/V带传动比i1=2.1，闭合齿轮传动比i2=3.1，开式齿轮传动比i3=v//i1/i2=3.3

（1）各轴转速

I轴=/i0=960/2.1r/=457.14r/

II轴=/i1=457.12/3.1r/=147.56r/

III轴=/i2=147.56/3.3r/=44.72r/

（2）各轴的输入功率

I轴PI=×η01=5.72kW×0.96=5.49KW

II轴PII=PI×η12=5.49kW×0.992×0.97=5.22kw

III轴PIII=PII×η23=5.22×0.99×0.97×0.97kw=4.86kw

（3）各轴输入转矩

计算电动机的输出转矩

=9550Pd/=9550×5.72/960N.m=56.90N.m

I轴TI=×i0×η01

=56.90×2.1×0.96N.m

=114.71N.m

II轴TII=T1×i1×η12

=114.71×3.1×0.99×0.99×0.97N.m

=337.82N.m

III轴TIII=TII×i2×η23

=337.82×3.3×0.99×0.97×0.97N.m

=1036.77N.m

3．运动和动力参数计算结果列于下表：

项目

电动机轴

轴I

轴II

轴III

转速N/（r/）

960

457.14

147.56

44.72

功率P/（）

5.49

5.96

5.22

4.86

转矩T/（N·m）

56.90

114.71

337.82

1036.77

传动比i

2.1

3.1

3.3

效率η

0.96

0.95

0.93

【传动件设计计算】

减速器v带设计：

（1）确定计算功率

由表8.12查得=1.2，由式得

=KAP=1.2x5kw=6kw

（2）选取普通v带型号

根据=6.6kw=960r/,由图8.12选用B型普通v带。

（3）确定带轮基准直径、

根据表8.6和图8.12选取=140mm，且=140mm>=125mm

大带轮基准直径为

=/×

=960/457.14×140mm

=294mm

按表8.3选取标准值=280mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为

=/=280/140=2

=/=960/2=480r/

从动轮的转速误差率为

（480-457.14）/457.14×100%=5%

在+5%为允许值

（4）验算带速v

V=π··/（60×1000）

=3.14×140×960/（60×1000）

=7.04m/s

带速在5~25m/s范围内。

（5）确定带的基准长度和实际中心距

0.7（+）≤≤2（+）

故：

294≤≤840

则初定中心值=500mm

由带传动的几何关系可得带的基准长度计算公式

=2+π/2（+）+（-）2/4

=2×500+π/2（140+280）+（280-140）2/（4×500）

=1669.53mm

由表8.4选取基准长度=1600mm

由式（8.16）的实际中心距为

=+（-）/2

=500+（1600-1669.53）/2

=465mm

（6）校验小带轮包角

由式（8.17）得

=180°-57.3°×（dd2-dd1）/

=162.75°

（7）确定v带根数z

由式（8.18），=140mm,n1=960r/,=1.85kw

由式（8.11），由表8.18查得=2.6494×10-3，根据传动比i=2.1，查表8.19得=1.1373，则得功率增量Δ=0.30kw

由表8.4查得带长度修正系数KL=0.92，由图8.11查得包角系数=0.96，得普通v带根数z=4

（8）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ

由表8.6查得B型普通v带的每米质量q=0.17kg/m,根据式（8.19）得单根v带的初拉力为

F0=500/（）（2.5/-1）

=179.32N

由式（8.20）可得作用在轴上压力FQ为

FQ=2F0zsin（a1/2）

=1418.34N

（9）带轮的结构设计如图单位。

项目

符号

槽型

计算选取数据

B

SPB

基准宽度

14.0

14.0

基准线上槽深

3.5

3.5

基准线下槽深

10.8

14.0

10.8

槽间距

e

19±0.4

19.2

槽边距

11.5

11.5

最小轮缘厚

7.5

7.5

圆角半径

0.2~0.5

0.4

带轮宽

B

B=（z-1）e+2fz——轮槽数

B=80.6

外径

=+2

=280+2×3.5=287

轮槽角

32°

相应的基准直径

—

34°

≦190

36°

－

38°

>190

280

极限偏差

±30ˊ

±30ˊ

（10）

（10）设计结果

选用4根小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS

大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS的v带，中心距a=465mm，带轮直径=140mm，=180mm，轴上压力FQ=1385.04N

减速器齿轮设计：

1．按表11.8选择齿轮材料

小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS

大齿轮材料为45钢正火，硬度为170—210HBS

2．因为是普通减速器，由表10.21选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3m

3．按齿面接触疲劳强度设计

确定有关参数与系数：

转矩：

T1=9.55×106P/

=9.55×106×5.5÷457.14

=1.15×105N·mm

查表10.11得：

载荷系数K＝1.1

选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝80

因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表10.20选取φd（齿宽系数）=1

4．许应接触应力[σH]：

由图10.24查得σHlim1＝560MPaσHlim2＝530MPa

由表10.10查得=1。

N1＝60·n1·j·＝60×960×1×（10×52×40）＝1.20×109

N2＝N1/i＝1.20×109/3.3=3.64×108

由图10.27查得Zn1＝1Zn2＝1.05

计算接触疲劳许用应力：

[σH]1＝ZnT1·σHlim1/Sh＝560MPa

[σH]2＝ZnT2·σHlim2/Sh＝557MPa

试算小齿轮分度圆直径，确定模数：

d1≥76.43×=76.43×=61.99mm

m=d1/z1=61.99÷20=3.10mm由表10.3取标准模数m=3mm

5．主要尺寸计算：

分度圆直径d1=mz1=3×20=60mmd2=mz2=3×80=240mm

齿宽b=φdd1=0.7×60=42mm取b2=60mm则b1=b2+5=65mm

中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=450mm

6．按齿根弯曲疲劳强度校核:

由式（10.24）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。

确定有关系数和参数：

齿形系数YF，查表10.13得YF1=2.81YF2=2.25

应力学整系数Ys，查表10.14得Ys1=1.56Ys2=1.77

许应弯曲应力[σF]

由图10.25查得σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa

由表10.10查得SF=1.3

由图10.26查得YNI=YN2=1

由式（10.14）可得

[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa

故计算出

σF1=114Mpa＜[σF]1σF2=104Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。

7．验算齿轮的圆周速度：

V=π·d1·n1/（60×1000）=1.44m/s由表10.22可知，选9级精度合适

8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：

以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：

da2=d2+2ha=240+6=246mm，由于200＜da2＜500之间，所以

采用腹板式结构。

齿轮零件工作图如下。

【轴的设计计算】

Ⅰ轴的设计

1．选择轴的材料，确定许用应力：

由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

由表14.7查得强度极限σB=637Mpa，

再由表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa

2．按钮转强度估算轴径（最小直径）

查表14.1得C=107—118

得d≥C=（107—118）·=25.7—28.3mm。

考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故