计算及说明结果一、传动方案拟定题目:设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器（1）工作条件:皮带式输送机单向运转,有轻微振动,经常满载、空载启动、二班制工作,运输带允许速度误差为5%,使用寿命十年,每年工作300天。

（2）原始数据:输送带拉力F=3、2kN;带速V=1、15m/s;滚筒直径D=400mm。

整体传动示意图二、电动机的选择1、电动机类型的选择:Y系列三相异步电动机(工作要求:连续工作机器),卧式封闭结构。

2、选择电动机的容量工作机的有效功率P w为P w=FV=3、2X1、15=3、68kW从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=由《机械设计课程设计指导书》可知::V带传动效率0、96:滚动轴承效率0、98(球轴承):齿轮传动效率0、97 (8 级精度一般齿轮传动):联轴器传动效率0、99(齿轮联轴器)P w=3、68kW:卷筒传动效率0、96由电动机到工作机的总效率η==0、83因此可知电动机的工作功率为:==kW=4、43kW式中:——工作机实际所需电动机的输出功率,kW;P w——工作机所需输入功率。

kW;η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。

3、确定电动机转速工作机卷筒轴的转速=r/min=54、94r/min按推荐的传动比合理范围,V带传动在(2～4)之间,一级圆柱齿轮传动在(3～6)之间,所以总传动比的合理范围=6～24,故电动机的转速可选范围为==330～1319 r/min,符合这一范围的同步转速有750 r/min 与1000 r/min。

根据容量与转速,有机械设计手册查出有两种适用的电动机型号,其技术参数及传动比的对比情况见下表:表1传动比方案方案电动机型号额定功率(kW)同步转速r/min满载转速r/min重量(kg)总传动比V带传动减速器1 2 Y132M2-6Y160M2-85、55、510007509607208411917、4713、113、22、55、465、24综合考虑电动机与传动装置的尺寸、重量以及带传动与减速器的传动比,可知方案1较合适(在满足传动比范围的条件下,有利于提高齿轮转速,便于箱体润滑设计)。

因此选定电动机型号为Y132M2-6,额定功率为P ed =5、5kW,满载转速n=1000r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置的总传动比为η=0、83=54、94r/mini===17、47i=17、47 2、分配各级传动比因i=,初取=3、2,则齿轮减速器的传动比为===5、463、计算传动装置的运动参数与动力参数（1）各轴转速Ⅰ轴===300 r/minⅡ轴===54、95 r/min卷筒轴 r/min（2）各轴功率Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴（3）各轴转矩Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴表2 运动与动力参数参数轴名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴转速n/r960 300 54、94 54、94功率P/kW 4、43 4、25 4、04 3、92转矩T/N m44、07 135、29 702、13 681、27传动比i 3、2 5、46 1效率η0、96 0、95 0、97四、V带设计设计参数应该满足带速、小带轮包角、一般带根数等方面的要求。

1、求计算功率Pc查表13-8得,2、选V带型号可用普通V带或窄V带,现选以普通V带。

由,n=960 r/min查《机械设计基础》表13-15可知选A型,3、求大小带轮基准直径由表13-9可知不小于75mm,现取=由表13-9可知取4、验证带速在525m/s的范围内,合适5、求V带基准长度与中心距a初选中心距:+取,符合++由《机械设计基础》第205页13-2式可得带长+有表13-2对A型带选实际中心距:6、验算小带轮包角,合适7、求V带根数今n=960r/min,查表13-3 ,由式13-9得传动比查表13-5知:由查表13-7得:,查表13-2得:由此得,取4根8、求作用在带轮轴上压力查表13-1得 q=0、1Kg/m;的单根V带的初拉力:轴上的压力:五、齿轮的设计(1)择齿轮类型,材料,精度,及参数①选用闭式斜齿圆柱齿轮传动(外啮合)②选择齿轮材料;小齿轮材料都取为45号钢,调质,HBS=197-286 ;1limHσ=600MPa;1FEσ=450MPa;大齿轮材料取为:45号钢,正火处理HBS=156-217;2limHσ=380MPa;2FEσ=300MPa;(表11-1);由表11-5:HS=1;FS=1、25;HZ=2、5;FZ=188、9;(表11-4)[1Hσ]=1limHσ/HS=600MPa ; [2Hσ]=2limHσ/HS=300MPa [1Fσ]=1FEσ/FS=360MPa ; [2Fσ]=2FEσ/FS=240MPa按齿轮接触强度设计计算:选取齿轮为8级的精度制造,取载荷系数AK=1、3,(表13-3);齿宽系数dφ=1、2;(表11-6)初选螺旋角β=15o;小齿轮齿数1z=20;大齿轮齿数2z=20⨯5、46=110;213'1)][(12HHEdzzzuuKTdσφβ⋅⋅+⋅≥≥2 330098.015cos9.1885.25.515.52.13.129.1352）（⨯︒⨯⨯⨯+⨯⨯⨯≥79、33 mm齿轮端面与内机壁距离2∆ 10 mm >δ机盖机座肋厚 mm ,17/7 mm 1185.0δ=mδ85.0=m轴承端盖外径 2D140/165 mm 轴承端盖凸缘厚度t12 mm(1-1、2)3d表1c ,2c 值(mm)螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 min 1c13 16 18 22 26 34 40 min 2c11141620242834七:轴的设计 1. 高速轴的设计。

(1) 选择轴的材料:选取45号钢,调质,HBS=197-286; (2)初步估算轴的最小直径据教材公式,II3n P cd ≥ 查表14-2得c=110;=I P 3、952kw;=I n 253、70 r/min;II3n P cd ≥=28mm ;28⨯(1+5%)=26、6 取min d =30mm; 2、轴的结构设计:考虑带轮的机构要求与轴的刚度,取装带轮处轴径min 30d mm =;齿轮轮毂直径:毂d =）（齿宽25.1-=(52、5-70)mm 取毂d =55mm;根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为承d =45mm; 查《机械设计手册》第三版 P949;选取轴承: 型号孔径 外径 宽B 动载 KN 静载 KN 油r/min 脂 r/min 7209AC45mm 85 mm 19mm36、8 27、2 9000 6700两轴承支点间的距离:111222L B B =+∆+∆+ ;式中:1B ―――――小齿轮齿宽,根据各段装配的零件及定位需要得出轴径与长度 =110,=50 =59,=58 =59,=60 =95,=65 =7,=70 =42、5,=60垂直面:1111222L d F L F F a r V⋅+⋅==840、9 N =-=V r V F F F 2111231-840、9=390N (3)求F 在支点产生的反力: 7.697168881338122=⨯=⋅=L L F F F N 2035697133821=+=+=V Q F F F F N （4）求垂直面的弯矩: 6.702122=⋅=L F M V V N ⋅m 2111L F M V V ⋅==32、76 N ⋅m (5)求水平弯矩:794.13621121=⋅==L F M M H H H N ⋅m 求合成弯矩:2222H V a M M M +==252 N ⋅m 2121'H V a M M M +==136、43 N ⋅m（6）求轴传递的扭矩:29.1352=⋅=dF T t N ⋅m (7)求危险截面的弯矩当量: a-a 截面最危险,其当量弯矩为:=+=22)(T M M a e α265 N ⋅m(8)计算危险截面处轴的直径:][1.013b eM d -≥σ=601.02653⨯=35 mm 安全;3. 低速轴的设计。

= = = = = =2111LFMVV⋅==147 N⋅m（3）求水平弯矩:12921121=⋅==LFMMHHHN⋅m(7)求轴传递的扭矩:=⋅=22dFTt702 N⋅m(8)求合弯矩:21H21AMMM+==191、2 N⋅m1、求危险截面的弯矩当量:=+=22)(TMMeα465 N⋅m(10)计算危险截面处轴的直径:][1.013beMd-≥σ=601.04653⨯=43 mm 安全; 八:轴承校核计算1、高速轴承的校核寿命为48000小时,校核初选的7209AC轴承两轴承径向力:轴向力:查《机械设计基础》表16-11可知:e=0、68=1138、4=1246、3 由于+>,所以2为压紧端故=2050、2计算轴承的当量动载荷:由;查表16-11 可知:;所以由;查表16-11可知:;所以计算所需的径向基本额定动载荷:因为<故以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。

因受中等冲击查表16-9得工作温度正常,查表16-8得。

所以36、2kN<38、5kN因此合适2、低速轴承的校核寿命为48000小时,校核初选的7212AC轴承两轴承径向力:轴向力:查《机械设计基础》表16-11可知:e=0、68=1583、7N=1119、28N由于+>,所以2为压紧端故=2444N计算轴承的当量动载荷:由;查表16-11 可知:;所以由;查表16-11可知:;所以计算所需的径向基本额定动载荷:因为<故以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。

因受中等冲击查表16-9得工作温度正常,查表16-8得。

22、7kN<58、2kN因此合适九、键的设计由于齿轮与轴材料均为钢,故取[σP]=120Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d=30mm,L=60mm,T=135、29N m查《机械设计基础》课本P156得,选用圆头普通A型平键,得:b=8mm,h=7mm,键长范围L=1890mm。

键长取L=50 mm。

键的工作长度l=L－b=42mm。

强度校核:由P158式10-26得σp=4T/dhl=61Mpa<[σP]=120Mpa所选键为:普通A型8X7平键2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d=55mm,L=105mm,T=135、29N m查课本P156得,选用圆头普通A型平键,得:b=16mm,h=10mm,键长范围L=45～180mm。

键长取L=90mm。

键的工作长度l=L－b=74mm。

强度校核:由P158式10-26得σp=4T/dhl=109 Mpa<[σP]=120Mpa所选键为:普通A型16X10平键3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d=65mm,L=100mm查课本P156得,选用圆头普通A型平键,得:b=20mm,h=12mm,键长范围L=56～220mm。