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　　第PAGE 2页 毕业设计（论文）任务书 设计（论文）题目： 带式输送机传动装置设计 毕业设计（论文）内容： 机械传动系统总体设计 传动装置结构装配图一张（A0） 零件图两张（A1） 编写设计说明书一份 带式输送机数据： 输送带工作拉力950 N 输送带工作速度1.35 m/s 输送带滚筒直径390 mm 工作条件： 单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。工作期限为十年，小批量生产。 设计（论文）指导教师：（签字） 主管教学副院长：（签字） 目录 TOC \o 1-3 \h \z \u 摘 要 5 第一章、带式输送机传动方案的拟定及说明 6 第二章、原动机（电动机）的选择 7 2.1．电动机类型及其结构型式 7 2.2．电动机的工作容量 7 2.3．电动机额定功率 7 2.4．电动机的转速计算 8 2.5、计算传动装置的总传动比并分配传动比 8 第三章、带式传动装置的运动特性和动力参数 9 3.1 各轴转速的相关计算 9 3.2．各轴输入功率的相关计算 9 第四章、输送机相关传动件的设计计算 11 4.1．带传动各参数的设计计算 11 4.2、高速轴大、小齿轮传动设计计算 12 4.3 低速轴齿轮传动设计计算 18 第五章、轴类零件的设计计算 24 5.1 传动轴轴承的设计计算 24 5.2 从动轴的设计计算 27 5.3 从动轴所受载荷的计算 28 5.4 传动轴总体设计结构图: 29 5.5 从动轴所受载荷分析图 30 5.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 31 第六章、滚动轴承标准件的选择及参数计算 32 6.1 中间轴轴承型选型 32 6.2 计算轴承所受的当量载荷及寿命计算 32 第七章、传动轴键联接标准件选择及校核计算 33 7.1 主动轴与带轮相联处键的校核 33 7.2 中间轴上大齿轮处键 33 7.3 从动轴受力计算 33 第八章、减速器机体结构尺寸计算表及附件选择 34 8.1 减速器机体结构尺寸计算表 34 8.2 减速器附件的选择 34 第九章、润滑与密封方式的选取 35 结论 36 总结与体会 37 谢 辞 38 参考资料目录 39 摘 要 本传动装置由动力装置（Y132S2—2型三相异步电动机）和减速机构组合而形成，通过，对该传动装置的动力装置计算选型、对传动装置的运动和动力参数计算、对减速机构的各个零件进行设计计算及疲劳强度校核计算，同时选择了润滑与密封方式。使产品在给定的工况条件下能够高效、稳定运行，并能确保达到足够的使用寿命。 关键词：带式运输机 传动装置 设计计算 第一章、带式输送机传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即 一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-160。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动。 第二章、原动机（电动机）的选择 2.1．电动机类型及其结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y160M1-8系列三项异步电动机。它为自扇冷却，卧式封闭式结构 2.2．电动机的工作容量 2.2.1 卷筒轴的输出功率ＰＷ 2.2.2 电动机输出功率Ｐd 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书(《机械设计课程设计》)表2-4查得： 弹性联轴器；V带传动；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承； 滚子轴承=0.99 则 故 2.3．电动机额定功率 由参考书《机械设计课程设计》一书中的表20-1选取电动机额定功率 2.4．电动机的转速计算 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。现确定传动比范围，则 电动机转速可选范围为 可见只有同步转速为3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y132S2--2。主要性能如下表： 电机型号 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩 功率因数 效率 Y100L-2 3KW 2870r/min 2.2 2.2 0.87 82% 2.5、计算传动装置的总传动比并分配传动比 2.5.1 总传动比 =21.69 符合16160。 2.5.2 分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比= 二级减速器中： 高速级齿轮传动比 低速级齿轮传动比 第三章、带式传动装置的运动特性和动力参数 3.1各轴转速的相关计算 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： 3.2．各轴输入功率的相关计算 按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 项目 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ N转速 （r/min） 2870 1247 355 132 P 功率 （kW） 1.56 1.50 1.44 1.35 转矩 T(N?m) 51.91 114.62 386.34 998.00 i传动比 2.3 3.51 2.69 效率 0.95 0.98 0.97 3.3．各轴输入转矩T(N?m)的相关计算 第四章、输送机相关传动件的设计计算 4.1．带传动各参数的设计计算 已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，工作有轻微振动，所需传递的额定功率p=1.56kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行） 4.1.1、计算功率 = 4.1.2、选择V带型 根据、由图8-10《机械设计》P157选择Z型带（d1=50—140mm） 4.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速v 4.1.3.1、初选小带轮的基准直径 由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 4.1.3.2、验算带速v 因为5m/s21.03m/s30m/s,带轮符合推荐范围 4.1.3.3、计算大带轮的基准直径 ， 初定=322mm 4.1.3.4、确定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7 0.7 323.4a924 初定中心距=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+ =2×500+π×0.5×（140+322）+（322-140）×（322-140）/(4×500) ＝1742.26mm 由参考资料《机械设计》表8-2先带的基准长度=1800mm c.计算实际中心距 a＝+( -)/2＝500+（1800-1742）/2＝528.87mm 中心距满足变化范围:323.4~924mm 4.1.3.5.验算小带轮包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（322-140）/529×57.3° ＝166.29°90° 包角满足条件 4.1.3.6.计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据=2870r/min 和=140mm 表8-4a 用插值法求得=1.02kw 单根v带的传递功率的增量Δ 已知A型v带，小带轮转速=2870r/min 转动比 i==/=2.3 查表8-4b得Δ=0.163kw 计算v带的根数 查表8-5得包角修正系数=0.95,表8-2得带长修正系数=0.99 =(+Δ)××=(1.02+0.163) ×0.95×0.99=1.09KW Z= =1.56/1.09=1.431 故取2根Z型V带。 4.1.3.7、计算单根V带的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=132.32N 对于新安装的V带,初拉力为:1.5=198.48N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3=172.02N 4.1.3.8．计算带传动的压轴力 =2Zsin(/2)=524.22N 4.1.3.9.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为: 由参考资料《机械设计》表3.4可知：因为是Z型带，故小带轮采用腹板式。大带轮采用六孔板轮。 C．结构图 （略） 4.2、高速轴大、小齿轮传动设计计算 先设计高速级齿轮传动 4.2.1、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明 (HB=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 4.2.2、按齿面接触强度计算: 取小齿轮=24， 则=，=243.51=84.24，取=85。并初步选定β＝14° 确定公式中的各计算数值 因为齿轮分布非对称，载荷较平稳，综合选择=1.6， b.由参考资料《机械设计》P217图10-30选取区域系数=2.433 c.由参考资料《机械设计》P215图10-26 查得, ,则 d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力 e.由P201表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=550MPa大齿轮的为=450MPa h.由P206式10-13计算应力循环次数 i.查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: []==0.93×550=511.5 []==0.96×450=432 有以上计算结果可得：许用接触应力为 将以上已知数据代入， 可得=62.85 4.2.3、齿轮相关计算 4.2.3.1 计算圆周速度: =л/60000=4.10m/s 4.2.3. 2 计算齿宽B及模数 B==162.85mm=62.85mm =cosβ/=2.54mm H=2.25=5.715mm B/H=62.85/5.715=11 4.2.3.3 计算纵向重合度 =0.318tanβ=1.903 4.2.3.4 计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故载荷系数 4.2.3.5 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 ==65.25mm 4.2.3.6 计算模数 = Cosβ/=2.638mm 4.2.4 按齿根弯曲强度设计 由式10-17 4.2.4.1 计算载荷系数: 4.2.4.2 螺旋角影响系数 根据纵向重合度=1.834,从参考资料《机械设计》一书的图10-28查得螺旋角影响系数 4.2.4.3 计算当量齿数 齿形系数 ， 4.2.4.4 计算 同理，通过查阅参考资料《机械设计》一书中的以下图表可获得相关的参数，如下所述： 由图10-5查得 由表10-5 查得 由图10-20C可得=580 MPa =520 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.84,=0.95 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由1