機械設計課程設計
設計說明書
設計題目膠帶式輸送機傳動裝置
設計者俞培鋒
班級 07機制02
學號 3070611056
指導老師張美琴
時間 2010.05
目錄一、 設計任務書3
二、 傳動方案擬定4
三、 電動機的選擇4
四、 傳動裝置的運動和動力引數計算6
五、 高速級齒輪傳動計算7
六、 低速級齒輪傳動計算12
七、 齒輪傳動參數列18
八、 軸的結構設計18
九、 軸的校核計算19
一十、 滾動軸承的選擇與計算23
一十一、 鍵聯接選擇及校核24
一十二、 聯軸器的選擇與校核25
一十三、 減速器附件的選擇26
一十四、 潤滑與密封28
一十五、 設計小結29
一十六、 參考資料29
前面的可以不要
2傳動方案的擬定
帶式輸送機傳動系統方案如圖1所示
圖1 b6型帶式運輸機及其二級圓柱齒輪減速器設計
工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5％。
設計要求：1、完成設計說明書乙份，約。
2、完成帶式傳輸裝置總體設計及減速器部裝圖、零件圖。
3、完成減速器所有零件圖及裝配。
帶式輸送機由電動機驅動，電動機1通過聯軸器2將動力傳入減速器3，在經聯軸器4傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統中採用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對於軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。
2.1電動機的選擇。
按設計要求及工作條件選用y系列三相非同步電動機臥式封閉結構380v。
（1）電動機容量的選擇。
根據已知條件由計算得知工作所需有效功率。
工作機所需功率;
傳動裝置總體效率
算得傳動系統總效率
0.833
工作機所需電動機功率
=fv／1000η=2250×1.50/1000×0.833=4.051kw
因為工作時有輕微振動，故電動機功率略大於
= 5.26—6.076 (kw)
由文獻[1]表20-5所列y系列三相非同步電動機技術資料可以確定，滿足條件的電動機額定功率應取5.5 kw。
（2）電動機轉速選擇
根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速：
nw==6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min
通常二級圓柱齒輪減速器傳動比取=8—40
n= inw=（8~40）×98.8=790.68—3953.4 r/min
由文獻[1]表20-5初步選同步轉速為1500和3000的電機，對應於額定功率為5.5kw的電動機號分別取y132s1-2型、 y132s-4型和y132m2-6型三種。將三種電動機有關技術資料及相應算得的總傳動比列於下表：
通過對這三種方案比較：一電機重量輕，但傳動比大，傳動裝置外輪廓尺寸大，結構不緊湊；二與三比較，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸，質量，**及傳動比，可以看出，如果傳動裝置結構緊湊，選用三方案最好即：y132m2-6系列
2.2 傳動比的分配。
帶式輸送機傳動系統總傳動比
i=nm/nw=960/98.8=9.72
所以兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比
9.72
為了便於兩級圓柱齒輪減速器採用侵油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度hbs350,齒寬係數相等時。考慮面接觸強度接近相等的條件，取兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比：i1==3.
689低速級傳動比為
9.72/3.689=2.635
傳動系統各傳動比分別為：
i1=3.689 i2=2.635
2.3傳動系統的運動和動力引數計算：
傳動系統各軸的轉速，功率和轉矩計算。
1軸（減速器高速軸）：
4.051×0.99=4.01kw
t1=9550=9550×=39.89 n·m
2軸（減速器中間軸）
=4.01×0.96×0.99=3.811kw
t2=9550=9550×=139.86 n·m
3軸（減速器低速軸）
p3= p223 =3.811×0.96×0.99=3.622kw
t3=9550=9550×=350.24 n·m
4軸（輸送機滾筒軸）
p4= p334 =3.622×0.96×0.99×0.99=3.41kw
t4=9550=9550×=329.54 n·m
(1-3) 軸輸出功率和輸出轉矩
p1`=p1×1=4.01×0.99=3.97kw
p2`=p2×2=3.811×0.99=3.77kw
p3`=p3×3=3.622×0.99=3.59kw
t1`=t1×1=39.89×0.99=39.49kw
t2`=t2×2=139.86×0.99=138.46kw
t3`=t3×3=350.24×0.99=346.74kw
將上述計算結果和傳動比及傳動效率彙總如下表1
對於所設計的減速器中兩級齒輪傳動，高速級和低速級均採用直齒圓柱齒輪傳動。
3齒輪的設計
按軟齒面閉式齒輪傳動設計計算路線，分別進行高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算和低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算。
3.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算，
(1)選擇材料及熱處理，精度等級，齒數與齒寬係數，並初選螺旋角
考慮減速器要求結果緊湊故大小齒輪均用40cr調質處理後表面淬火，因載荷較平穩，齒輪速度不是很高，故初選7級精度，齒數面宜多取，選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2==3.689×24=90，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻[2]表6.5，取齒寬係數=1.
0 。實際傳動比i12`=90/24=3.75，誤差(i12`- i12)/ i12`=(3.
75-3.689)/3.75=0.
0162≤，在設計給定的±5%範圍內可用。
3.2按齒面接觸疲勞強度設計，
由文獻[2]式(6.11)
(1)確定公式中各式引數；
1）載荷係數
試選=1.5
2）小齒輪傳遞的轉矩
t1=9.55×=9.55×=4.0299× n·m
3）材料係數
查文獻[2]表6.3得
4）大，小齒輪的接觸疲勞極限
按齒面硬度查文獻[2]圖6.8得
5）應力迴圈次數
=60×960×1×300×16=2.7648×
n2=n1/=2.7648×/3.75=7.3728×
6)接觸疲勞壽命係數
查文獻[2]圖6.6得
6）確定許用接觸應力
取安全係數
取(2)設計計算
1）試計算小齒輪分度圓直徑
取=51.11mm
2）計算圓周速度 v
v==2.568m/s
3）計算載荷係數 k
查文獻[2]表6.2得使用係數=1 根據v=2.568 m/s 按7級精度查文獻[2]圖6.10得動載係數=1.0 查圖6.13 得=1.08
則 k=ka=1×1.0×1.08×1=1.08
4）校正分度圓直徑
由文獻[2]式（6.14）=mm=43.97mmd1t
(3)計算齒輪傳動的幾何尺寸；
1）計算模數 m
m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按標準取模數m=2.5mm
2）兩輪分度圓直徑
=mz1=2.5×24=60mm
d2=mz2=2.5×90=225mm
3）中心距
a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm
4）齒寬b
b=d1=1.0×60=60mm
b1=b2+(5--10)mm
b2=65mm b1=70mm
5）齒全高 h
3.3 校核齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]式（6.12）
(1)確定公式中各引數值;
1)大小齒輪的彎曲疲勞強度極限
查文獻[2]圖6.9取
2)彎曲疲勞壽命係數
查文獻[2]圖6.7 取
3)許用彎曲應力
取定彎曲疲勞安全係數,應力修正係數
4)齒輪係數和應力修正係數
查文獻[2]表6.4得
5)計算大小齒輪的與
並加以比較取其中最大值代入公式計算
小齒輪的數值大，應按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度
(2)校核計算
(3)=(2×1.08×40299×2.20×1.58)/1.033.62mpa
所以彎曲疲勞強度足夠。（注：高速齒輪結構圖見二維設計圖）
4低速級直齒圓柱齒輪傳動。
4.1選擇齒輪材料及熱處理方法，精度等級，齒數及齒寬係數。
選擇45鋼調質處理，齒面硬度分別為220hbs，280hbs，屬軟齒閉式傳動，載荷平穩齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數=30，大齒輪齒數z2==2.635×30=80，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻[2]表6.5，取齒寬係數=1.
0 ，實際傳動比i12`=80/30=2.67，
誤差i12`-i12)/ i12`=(2.67-2.635)/2.67=0.0131≤，在設計給定的±5%範圍內可用。
4.2按齒面接觸疲勞強度設計，
由文獻[2]式(6.11)
(4)確定公式中各式引數；
7）載荷係數
試選=1.5
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