机械课程设计说明书-带式传动机Word下载.doc

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工作条件：

（1）每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；

（2）连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差±

5%；

（3）室内工作，环境中有粉尘；

（4）生产厂可加工7~8级精度的齿轮；

（5）动力来源为三相交流电；

（6）小批量生产。

原始数据：

运输机工作轴转矩T（N.m）

850

运输带工作速度V（m/s）

1.15

卷筒直径（mm）

380

二.设计要求

（1）传动装置的设计计算；

（2）减速器装配草图设计；

（3）减速器装配图设计；

（4）减速器零件图设计；

（5）减速器三维造型，递交光盘一个。

三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.传动装置的运动和动力参数计算

5.设计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.轴的设计计算

8.滚动轴承的选择及寿命计算

9.键联接的选择及校核计算

10.连轴器的选择

11.减速器箱体及附件

12.润滑密封设计

1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。

2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

要求轴有较大的刚度。

3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。

传动装置简图：

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：

Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/（πd*9550）=850*60*1000*1.15/（3.14*380*9550）=5.147kw

执行机构的曲柄转速为：

nw=60×

1000v/πd=57.83r/min

效率范围:

η1：

带传动：

V带0.95

η2：

圆柱齿轮0.977级

η3：

滚动轴承0.99

η4：

联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.98

ηw滚筒：

0.99

η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw

=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99

=0.841

Pd=Pw/η=5.147/0.841=6.1167Kw

又因为额定转速Ped≥Pd=6.1167Kw

取Ped=7.5kw

常用传动比：

V带：

i1=2~4

圆柱齿轮：

i2=3~5

圆锥齿轮：

i3=2~3

i=i1×

i2×

i2=2~4×

3~5×

3~5=18~100取i=18~40

N=Nw×

i=（18~40）×

57.83=1041~2313.2r/min

取N=1500r/min

选Y132M-4电动机Nm=1440r/min

型号

额定功率Ped

满载转速nm

轴径D

轴伸长L

中心高H

Y132M-4

7.5KW

1440r/min

38mm

600mm

132mm

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

总传动比i=Nm/Nw=iv×

i减=i0×

i1×

i2

i0为带传动传动比；

i1为高速齿轮传动比；

i2为低速级齿轮传动比；

总传动比i=Nm/Nw=1440/57.53=24.9

取V带传动比i0=2.05

减速箱的传动比i减=i/i0=i1×

i2=12.15

按浸油深度要求推荐高速级传动比：

一般i1=（1.3~1.5）i2，取i1=1.34*i2。

i1*i2=1.34*i2

i2=3.01，i1=1.34*i2=4.03

4.计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速（r/min）

n0=nm=1440r/min

nⅠ=nm/i0=702.44r/min

nⅡ=nⅠ/i1=174.3r/min

nⅢ=nⅡ/i2=57.9r/min

2）各轴输入功率（kW）

P0=Pd=6.117kW

PⅠ=P0×

η1=6.117×

0.95=5.81kW

PⅡ=PⅠ×

η2×

η3=5.81×

0.97×

0.99=5.58kW

PⅢ=PⅡ×

η3=5.58×

0.99=5.36kW

PⅣ=PⅢ×

η3×

η4=5.36×

0.99×

0.98=5.2kW

η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.97，η3=η滚=0.99，η4=η联=0.98；

注意：

滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：

Pw=PⅣηw=5.2*0.99=5.15kW

3）各轴输入扭矩（N.m）

T0=9550×

Pd/nm=40.57N.m

TⅠ=9550×

PⅠ/nⅠ=78.99N.m

TⅡ=9550×

PⅡ/nⅡ=305.73N.m

TⅢ=9550×

PⅢ/nⅢ=884.08N.m

TⅣ=9550×

PⅣ/nⅢ=857.69N.m

运动和动力参数结果如下表

编号

理论转速（r/min）

输入功率（kw）

输入转矩（N·

mm）

传动比

效率

电机轴

1440

6.117

40.57

2.05

0.95

高速轴

702.44

5.81

78.99

4.03

0.97

中间轴

174.3

5.58

305.73

3.01

低速轴Ⅲ

57.9

5.36

884.08

滚筒轴

57.83

5.15

857.69

\

0.99

5.设计V带和带轮

电动机功率P=6.117KW，转速n=1440r/min传动比i0=2.05

1．确定计算功率Pca

由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1

Pca=KA×

P=1.1×

6.117KW=6.73KW

2.选择V带的带型

根据Pca，Nm查图8-11，选A带

确定带轮的基准直径dd和验算带速V

1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm

2）验算带速v，按式（8-13）验算带的速度

V=π×

n1Dd1/（60*1000）=3.14*100*1440/（60*1000）=7.536m/s

又5m/s<

V<

25m/s故带速合适

3．计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i0*dd1=2.05*100=205mm

根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=2

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）0.7（dd2+dd1）a02（dd2+dd1）

210mma0600mm

取a0=500mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度：

Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×

（dd2+dd1）/4a0

=2×

500+3.14×

300/2+100×

100/（4*500）

=1476mm

查表8-2，选Ld=1400mm，带的修正系数KL=0.98

3）按式（8-23）计算实际中心距a

a=a0+（Ld-Ld0）/2

=500+（1476-1440）/2

=538mm

amin=a-0.015Ld=517mm

amax=a+0.03Ld=542mm

所以中心距变化范围517~542mm

5．验算小带轮上的包角α1

α1=180°

-（dd2-dd1）×

57.3°

/a

=180°

-（200-100）×

/538

=169°

90°

满足要求

7计算带的根数

1）计算单根V带的额定功率Pr

N1=1440r/min，dd1=100mm

查表8-4a得，P0=1.32KW

查表8-4b得，△P0=0.17KW

查表8-5得，Ka=0.976

查表8-2得，KL=0.961于是

Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（1.32+0.17）*0.961*0.976=1.4KW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=6.73/1.4=4.8

取Z=5

7．计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min

由表8-3，得A型带的单位长度质量q=0.10Kg/m,所以

（F0）min=500×

（2.5-Ka）×

Pca/Ka/Z/V+qv

=147.3N

应使实际初拉力F0>

（F0）min

（9）Fp=2×

Z×

（F0）min×

sin（α1/2）

=1463.2N

带轮结构均采用腹板式

（一）高速级齿轮传动的设计计算

输入功率PⅠ=5.81KW，小齿轮转速nⅠ=702.44r/min齿数比u=4.03，工作寿命10年（每年工作300天），一班制

1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用斜齿圆柱齿轮；

（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；

（3）材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=4.03*24=96.72取Z2=97；

5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°

2.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1t≥

1）确定公式内的各计算数值：

（1）试选Kt=1.6

（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425

（3）由图10-26，查的εa1=0.765εa2=0.87

εa=εa1+εa2=1.65

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=78900N.mm

（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1

（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2

（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa，由图10-21c，按齿面