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毕业设计说明书

带式输送机传动装置设计

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目 录

一 绪论………………………………………………………………………1

二 结构设计

三 设计计算过程及说明……………………………………………………….3

1 选择电动机.......................................................... ....................................….3 2 传动装置的总传动比及其分配.......................................….............................3 3 计算传动装置的运动和动力装置参数..................................…........................3 4 带传动设计.......................................................…..........................................4 5 齿轮传动设计.....................................................…........................................5 6 轴的设计........................................................................................…...........11 7 轴承的选择 ..............................................................................................…22 8 键的选择.....................................................….........................................…22 9 减速机箱体的设计...............................................…......................................23 10 减速器附件设计.....................................................................................….23 11密封与润滑.......................................................…........................................24

四 设计小结……………………………………………………………….……25 五参考文献………………………………………………….……………………26

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1 绪论

通过查阅一些文献我可以了解到带式传动装置的设计情况，为我所要做的课题确定研究的方向和设计的内容。

1.1 带传动

带传动是机械设备中应用较多的传动装置之一，主要有主动轮、从动轮和传动带组成。工作时靠带与带轮间的摩擦或啮合实现主、从动轮间运动和动力的传递。

带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振及过载打滑以保护其他零件的优点。

1.2圆锥-圆柱齿轮传动减速器

YK系列圆锥-圆柱齿轮传动减速器适用的工作条件：环境温度为-40～40度；输入轴转速不得大于1500r/min,齿轮啮合线速度不大于25m/s，电机启动转矩为减速器额定转矩的两倍。YK系列的特点：采用一级圆弧锥齿轮和一、二、三级圆柱齿轮组合，把锥齿轮作为高速级（四级减速器时作为第二级），以减小锥齿轮的尺寸；齿轮均采用优质合金钢渗碳淬火、精加工而成，圆柱齿轮精度达到GB/T10095中的6级，圆锥齿轮精度达到GB/T11365中的7级；

减速器的选用原则：（1）按机械强度确定减速器的规格。减速器的额定功率P1N 是按载荷平稳、每天工作小于等于10h、每小时启动5次、允许启动转矩为工作转矩的两倍、单向运转、单对齿轮的接触强度安全系数为1、失效概率小于等于1%等条件算确定.当载荷性质不同，每天工作小时数不同时，应根据工作机载荷分类按各种系数进行修正.减速器双向运转时，需视情况将P1N乘上0.7～1.0的系数，当反向载荷大、换向频繁、选用的可靠度KR较低时取小值，反之取大值。功率按下式计算：P2m=P2*KA*KS*KR ，其中P2 为工作功率； KA 为使用系数； KS 为启动系数； KR 为可靠系数。（2）热功率效核.减速器的许用热功率PG适用于环境温度20℃，每小时100%连续运转和功率利用律（指P2/P1N×100%）为100%的情况，不符合上述情况时，应进行修正。（3）校核轴伸部位承受的径向载荷。

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2结构设计

2.1V带传动

带传动设计时，应检查带轮的尺寸与其相关零部件尺寸是否协调。例如对于安装在减速器或电动机轴上的带轮外径应与减速器、电动机中心高相协调，避免与机座或其它零、部件发生碰撞。

2.2

减速器内部的传动零件

减速器外部传动件设计完成后，可进行减速器内部传动零件的设计计算。 1）齿轮材料的选择应与齿坯尺寸及齿坯的制造方法协调。如齿坯直径较大需用铸造毛坯时，应选铸刚或铸铁材料。各级大、小齿轮应该可能减少材料品种。 2）蜗轮材料的选者与相对滑动速度有关。因此，设计时可按初估的滑速度选择材料。在传动尺寸确定后，校核起滑动速度是否在初估值的范围内，检查所选材料是否合适。

3）传动件的尺寸和参数取值要正确、合理。齿轮和蜗轮的模数必须符合标准。圆柱齿轮和蜗杆传动的中心距应尽量圆整。对斜齿轮圆柱齿轮传动还可通过改变螺旋角的大小来进行调整。

根据设计计算结果，将传动零件的有关数据和尺寸整理列表，并画出其结构简图，以备在装配图设计和轴、轴承、键联结等校核计算时应用。

联轴器的选择

减速器的类型应该根据工作要求选定。联接电动机轴与减速器，由于轴的转速高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。减速器低速轴（输出轴）与工作机轴联接用的连周期，由于轴的转速较低，传递的转距较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可以移动联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。

联轴器型号按计算转距进行选择。所选定的联轴器，起轴孔直径的范围应与被联接两轴的直径相适应。应注意减速器高速轴外伸段轴径与电动机的轴径不得相差很大，否则难以选择合适的联轴器。

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3 设计计算过程及说明

3.1选择电动机

3.1.1电动机类型和结构型式选择

Y系列笼型三相异步电动机,卧式闭型电电动机。

3.1.2选择电动机容量

工作机所需功率

FV4200*1.9

==7.98kw 1000100060*1000*V nw =80.7r/min

3.14*dPw

电动机的输出功率

Pd

Pw

=

7.89

=10.4kw 0.77

η= 1*…..* n=0.82*0.98*0.95*0.98*0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77 确定电动机的额定功率 Ped>=Pd

3.1.3选择电动机的转速

同步转速 1500r/min。

3.1.4确定电动机型号

选择 Y160M-4 额定功率 11kw 转速 1460r/min

3.3计算传动装置的运动和动力装置参数

各轴转速: 电动机轴 n0=1460r/min 减速箱输入轴 n1= 高速轴 n2=

1460

=486.7 r/min 3

486.7

=235.1 r/min 2235.1

低速轴 n3==58.8 r/min

4

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各轴输入功率:

P0=Ped=11kw

P1=Ped*0.95=10.45kw

P2=P1*0.98*0.97*0.98=9.73KW

P3=P2*0.98*0.97*0.98=9.07KW

3.4带传动设计

3.4.1定v带型号和带轮直径

工作情况系数 KA=1.1

计算功率 Pc=KAP0=1.1*11=12.1kw 选带型号 A型

3.4.2计算带长

求Dm Dm= (D0+D1)/2 =198.5mm 求Δ Δ=(D0-D1)/2=98.5mm 2(D1+D2)>=a>=0.7*(D1+D2) 初取中心距 a=600mm 带长 L=πDm+2*a+基准长度

*

=1839.5

Ld=2000mm

求中心距和包角

2(L-3.14Dm)2中心距 a= + (L 3.14Dm) 8* =344.18+337.06=681.24<700mm

4

小轮包角 α1=180°-(D2-D1)*60°=180°-(297-100)*60°/681.24 =162.6>120°

z=Pc/((P0+ΔP0)*K *K1)=12.1/((1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3 取9

根

求轴上载荷

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张紧力

F0=500*Pc/v*z(2.5-K )/K +qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*7.642=149.3N

轴上载荷 FQ=2*F0sin( 1/2)=2*9*149.3*sin(162.6°/2)=2656.5N

3.5齿轮传动设计

直齿锥齿: 轴交角∑=90° 传递功率P=10.45kw

小齿轮转速n1=486.7r/m 传动比i=2.07

载荷平稳,直齿为刨齿,小齿轮40Cr,调质处理,241HB~~286HB 平均260HB,大齿轮用45号钢,217HB~~255HB 平均230HB

齿面接触疲劳强度计算

齿数和精度等级 取z1=24 z2=i*z1=48

选八级精度

使用系数KA=1.0 动载荷系数Kv=1.15

齿间载荷分配系数 KHo 估计KA*Ft/b<100N/mm

cos 1=u/u2 1=2/5=0.89 cos 2=1/u2 1=1/=0.44

=z1/ cos 1=24/0.89=26.97 zV1

zV2=z2/ cos 2=48/0.44=109.1

αv=(1.88-3.2(1/(2*V1)+1/(2*V2)))cos =1.85

z =(4 1.83)/3=0.85 KH =

齿向载荷分布函数 K =1.9

1z

2

=1.4

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载荷系数 K=KAKvK K =1*1.5*1.4*1.9=3.99

=680Mpa Hlim2

接触最小安全系数SHlim=1.5 接触寿命系数 ZN1=ZN2=1.0

许用接触应力 [ H1]= Hlim1*ZN1/ Hlim=710*/1.05=676Mpa

[ H2]= Hlim2*ZN2/ Hlim=680*/1.05=648Mpa

小轮大端分度圆直径d1 R=0.3

d1 zE*zH*z 24.7*k*T1

[]=70mm 2

[ H] R(1-0.5 R)u

验算圆周速度及Ka*Ft/b

dm1=(1-0.5 R) d1=(1-0.5 R)70=59.5mm Vm=

Ft=

dm1n1

60*1000

=3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s

2T12*20505

689.2N dm159.5

b= R*R= R*d/(2*sin 1)= R*d1/(2* cos 2=20.4mm

Ka*Ft/b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm<100N/mm

确定传动尺寸

大端模数 m=d1/z1=70/24=2.9mm 实际大端分度圆直径d d1=mz1=3*24=84

d2=mz2=3*48=144 b= R*R=0.3*80.5=24.15mm

齿根弯曲疲劳强度计算

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齿面系数 YFa1=2.72 YFa2=2.38 应力修正系数 YSa1=1.66 YSa2=1.78

重合度系数 Y =0.25+0.75/ av =0.25+0.75/0.85=0.66 齿间载荷分配系数 KF KA*Ft/b<100N/mm

KF =1/Y =1/0.66=1.56

载荷系数 K=KAKvK K =1*1.15*1.56*1.9=3.4

许用弯曲应力 [ F1]= FlimYN1Yx/ Fmin=600*1.0*1.0/1.25=480MPa

[ F2]=570*1.0*1.0/1.25=456MPa 验算

F1=

4.7KT1YFa1YSz1Y

R(1 0.5 R)z1m

223u 10.3(1 0.5*0.3)*24*3*2 1

2

=

4.7*3.99*20505*2.72*1.66*0.66

2

2

3

2

=152

<[ F1]

F2=

F1YFa1YFa2

YFa1*YYa2

=152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa

Ad值 取Ad=85

初步计算的许用接触应力[ H1]=0.96 Hlim1=0.9*710=619MPa

[ H2]=0.9 Hlim2=1.9*580=522MPa

初步计算的小齿轮直径 d1=Ad395244 1T1u 1=85*=48.1mm 1*52224 d[ H]2u

齿数z和模数m 初步齿数z1=19; z2=i*19=4*19=76 和螺旋角 mt=d1/z1=50/19=2.63158

mn=2.5mm

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=arcos

使用系数 KA=1.10 动载系数 Kv=1.5 齿间载荷分配系数 KH

mn

=arccos2.5/2.63158=18.2° mt

t= arctan

tan ntan20

=arctan=20.9°

cos18.2 cos

cos b =cos18.2°20cos°/20.9cos°=0.95

齿向载荷分布系数 KH =A+B[1+0.6*

bb

]d1d1

2

2

+c*b/1000=1.36

K=KA*Kv* KH * KH =1.10*1.05*1.76*1.36=2.76

弹性系数 ZE=189.8MPa

许用接触应力[ H1] 798MPa[ H2] 690MPa 验算

H zEzHz MPa

2KT1u 12*2.76*395244 1

=189.8*2.38*0.97=647MPa<69022u450*50bd1

齿根弯曲疲劳强度验算

重合度系数Y v [0.88 3.2*(

11

)]cos z1z2

=1.61 Y 0.25

0.75

v

0.25

0.75

0.72 1.61

螺旋角系数Y Y min 1 0.25 1 0.25*1 0.75

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Y 1 *

齿向载荷分配系数KF

120

1 1*

18.2

0.85 Y min 120

r Y

3.59

3.1

1.59*0.72

KF =1.76<

r

Y

齿向载荷分布系数 KF b/h=50.(2.25*2.5)=8.9

KF =1.27

载荷系数 K=KA*KV*KF *KF 1.1*1.05*1.75*1.27 2.6 许用弯曲应力 [ F] [ F1] 456MPa[ F2] 349MPa 验算

F1

2kT!

*YFa1*YFa2*Y Y 90MPa [ F1] bd1mn

YFa2*YFs2

984.1MPa [ F2]

YFa1*YFsa1

F2 F1

3.6轴的设计

输入轴

选用45钢调质 B 650MPa S 360MPa

d c*

p10.45 112* 31.1mm n486.7

Fr1=Fttan cos 1 689.2*tan20 80.89 223.3N

Fa1=Fttan sin 1 86.5N

计算支反力

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水平面反力 FR1=1102.7N

FR2=-413.5N

垂直面反力 FR1=-1235.7N

FR2=4115.5N

许用应力

许用应力值 [ 0b] 102.2MPa[ 1b] 60MPa 应力校正系数

[ 1b]60

0.59 [ 0b]102.5

M2 ( T)2

当量弯矩图 T 0.59*20505 12098N.mm Mv

轴径 d 3高速轴

轴材料选用45钢调质, B 650MPa S 360MPa

Mv

0.1[ 1b]

209674

32.7mm 35mm

0.1*60

d cp9.73 1.2* 38.7 n235.1

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取 d=40mm

计算螺旋角 18.2

齿轮直径 小轮 d1=

mn*z1

50mm cos

mn*z1

200mm cos

6

大轮d2

小齿轮受力 转矩T1=9.55*10

P

9.55*106*9.73/235.1 38524N.mm n

圆周力Ft =2*T1/d1=2*39524/50=1581N 径向力Fr

Fttan n

605.8N

cos

画小齿轮轴受力图

水平反力 Fr1=1358.1N

Fr2=912.1N

垂直反力 Fr1=594.7N

Fr2=103.3N

水平受力图

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水平弯矩图

垂直弯矩图

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合成弯矩图

画转矩图

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应力校正系数 0.59 画当量弯矩图 Mv

M2 ( T)2

Mvmax=50220N.mm

校核轴径 d 低速轴

材料同前两轴

Mv

=20.3<40mm

0.1[ 1]b

d c*p

60mm n

18.2

画大齿轮受力图

计算支反力

水平反力 Fr1=1185.8 Fr2=395.2N

垂直反力 Fr1=21.2N Fr2=584.6N