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带式输送机减速齿轮传动设计

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带式输送机减速齿轮传动设计 机自1204 戚成峰 1040112417 设计主要内容 设计步骤及内容 结果

齿轮的设计 1.高速级大小齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 (3)材料选择。由《机械设计》表6.1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (4)选小齿轮齿数201z，则大齿轮齿数9212ziz (5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数0.1d

2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即

32112HEHtZZDKTd 1> 确定公式内的各计算数值 1）.试选载荷系数6.1tK。 2）.计算小齿轮传递的转矩

mNnPT6.58105.95151 3）.选取区域系数ZH=2.433 4）. 由图10-26查得

选用斜齿圆柱齿轮传动

8级精度 小齿轮材料40cr（调质） 大齿轮材料45钢(正火)

201z

922z0.1d

6.1tK 60.1,84.0,763.02121 5）. 需用接触应力，查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa600min，大齿轮的解除疲劳强度极限MPa550min。

6）计算应力循环次数

99911073.06.41036.321036.338400114606060138400830082NjLnNhLh

h

7）取接触疲劳寿命系数96.0,9.02HNHMKK 取安全系数S=1

MPaMPaSKHNH5406009.0][1lim11

MPaMPaSKHNH52855096.0][2lim22

MPaHHH5342528540221

2>.计算

1）. smZZDKTdHEHt/4.4712321

2）.计算圆周速度v。 smndvt62.310006011 3）.计算齿宽b及模数 mmdbtd4.471 mmZdmnt30.22014cos4.47cos11 mmmhnt17.530.225.225.2 17.917.54.47hb

4）计算纵向重合度 59.114tan201318.0tan318.01Zd

5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，选取使用系数取1AK

根据smv62.3，8级精度，查得动载系数16.1vK；由表10-4查得HK的计算公式和直齿轮的相同 故 450.1HK； 查得1.34FK 由表10-3查得1.4HFKK。 故载荷系数 35.24.145.116.11HHvAKKKKK 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

mmmmKKddtt89.536.135.24.473311 7）计算模数 mmmmZdmn61.22014cos89.53cos11

3> 按齿根弯曲强度设计 213

2

12cos[]FaSandF

KTYYY

mZ

（1）确定计算参数 1）计算载荷系数

18.234.14.116.11FFvAKKKKK 2）根据纵向重合度1.903，查得螺旋角影响系数Y=0.88 3）计算当量齿数 7.10092cos89.2114cos20cos3223311ZZZZvv 4）查取齿型系数 查得724.21FaY；18.22FaY 5）查取应力校正系数 查得569.11SaY；79.12SaY 6）查得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FEaMP，大齿轮的弯曲疲劳极限2380FEaMP 7）查得弯曲疲劳寿命系数85.01FNK，88.02FNK； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4， MPaMPaSKMPaMPaSKFEFNFFEFNF86.2384.138088.0][57.3034.150085.0][222111 9）计算大，小齿轮的 []FaSaFYY，并加以比较 01634.086.23879.118.2][01407.057.303569.1724.2][222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 （2）设计计算 mmmmmn75.101634.060.120114cos88.0106.5818.223223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2nmmm，已可满足弯曲强度。 14.26214cos89.53cos11nmdZ 取1Z=26，则6.119266.4112ZiZ，取2Z=120。 4>．几何尺寸计算 （1）计算中心距 mmmmmZZan4.15014cos2212026cos221 将中心距圆整为151mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 874141512212026arccos2arccos21amZZn 因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZdnn4.24714cos2120cos6.5314cos226cos2211 （4）计算齿轮宽度 6.536.5311dbdmm 圆整后取mmB552；mmB601。 （二）低速级齿轮的设计 1．选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。 1）按传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度 3）材料及热处理： 选择参考文献[2]表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4）试选小齿轮齿数213Z，大齿轮齿数5.73215.3324ZiZ，取744Z 2．按齿面接触强度设计

mmd6.531

mmd4.2472

mmB552 mmB601

选用直齿轮圆柱齿轮传动。小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质），精度等级为8 按参考文献[2]式（10-9a）进行试算，即 3211][132.2HEdtZuuKTd （1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt=1.3 2）选取齿宽系数Φd=1 3）小齿轮传递的转距mNT.2.364 4）查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp 5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP 6）计算应力循环次数 8111013.73840014.3176060hjLnN 8821009.25.31013.7N 7）查得接触疲劳寿命系95.093.021HNHNKK，； 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，MPaMPaSKHNH58560093.0][1lim11 MPaMPaSKHNH5.52255095.0][2lim22 （2）计算 1）试计算小齿轮分度圆直径1td，有计算公式得 3211][132.2HEdtZuuKTd mm9.895.5228.1895.35.41102.2643.132.2323 2）计算圆周速度 smsmndvt49.11000604.3179.8914.31000601 3) 计算齿宽b mmdbtd9.899.8911

4)计算齿宽与齿高之比hb

模数 mmmmZdmtt28.4219.8931 齿高 mmmmmht63.928.425.225.2

34.963.99.89h

b

5)计算载荷系数K 已知载荷平稳，选取使用系数取1AK；

根据smv202.1，7级精度，查得动载系数85.0vK； 直齿轮，1FHKK； 用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，423.1HK ；

由89.8hb，423.1HK得37.1FK，故载荷系数 21.1423.1185.01HHvAKKKKK 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得

mmmmKKddtt8.873.121.19.893311 7）计算模数 mmmmZdm18.4218.8731 3. 按齿根弯曲强度设计

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带式运输机传动装置的设计

带式运输机传动装置的设计

机械设计基础课程设计说明书带式运输机传动装置的设计A-5-------同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计一.设计说明用于带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器;传动装置简图如右图所示;视情况可增加一级带传动或链传动;（1）带式运输机数据运输机工作轴转矩T＝5300N·m运输带工作速度v＝0.9m/s运输带滚筒直径D＝450mm2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%;3使用期限工作期限为十年,检修期间隔为三年; 4生产批量及加工条件小批量生产;2.设计任务详见基本要求1选择电动机型号；二.选择电动机型号电动机是最常用的原动机,具有结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点;电动机的选择主要包括选择其类型和结构型式、容量功率和转速、确定具体型号;选择电动机类型根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械,且其负载较小,故采用Y型三相异步电动机全封闭结构即可达到所需要求;2、选择电动机容量工作机所需的功率其中带式输送机的效率电动机的输出功率其中η为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率,包括V带传动、一对齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等的效率,η值计算如下：由机械设计基础课程设计表10-1查得V带传动效率,一对齿轮传动的效率,一对滚动球轴承传动效率,联轴器效率,因此所以根据选取电动机的额定功率使,并由机械设计基础课程设计表10-110查得电动机的额定功率为确定电动机转速：滚筒转速为：取V带传动的传动比范围为：取单级齿轮传动的传动比范围为：则可得合理总传动比的范围为：故电动机转速可选的范围为：在这个范围内的电动机的同步转速有和两种,综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速,为降低电动机的重量和成本,可选择同步转速为;根据同步转速查机械设计基础课程设计表10-110确定电动机型号为,其满载转速;此外,电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出;三.选择联轴器,设计减速器总传动比的计算与分配电动机确定后面,根据电动机的满载转速和工作装置的转速,就可以计算传动装置的总传动比;总传动比的分配是个比较重要的问题;它将影响到传动装置的外轮廓尺寸、重量、润滑等许多问题;1、计算总传动比2、分配各级传动比为使带传动的尺寸不至过大,满足,可取,则齿轮的传动比传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数是指各轴的转速、功率和转矩,这些参数是设计传动零件齿轮和带轮和轴时所必需的已知条件;计算这些参数时,可以按从高速轴往低速轴的顺序进行;1、各轴的转速2、各轴的功率3、各轴的转矩最后,将计算结果填入下表：轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴滚筒轴转速n/r/min970323.3374.3374.33功率P/KW1110.5610.199.94转矩T/N.M108.3311.91309.221277.1传动比 i3 4.351效率η0.960.9650.975传动零件的设计计算设计时,一般先作减速器箱外传动零件的设计计算,以便确定减速器内的传动比及各轴转速、转矩的精确数值,从而使所设计的减速器原始条件比较准确;第一节减速器外传动零件的设计本传动方案中,减速器外传动即电动机与减速器之间的传动,采用V带传动;V 带已经标准化、系列化,设计的主要内容是确定V带型号和根数,带轮的材料、直径和轮毂宽度、中心距等;1、求计算功率查机械设计基础表13-8得,故2、选V带型号根据,由机械设计基础图13-15查出此坐标点位于B型号区域;3、求大、小带轮基准直径查机械设计基础表13-9,应不小于125mm,现取,由机械设计基础式13-9得式中;由机械设计基础表13-9,取;4、验算带速带速在范围内,合适;5、求V带基准长度和中心距初步选取中心距由机械设计基础式13-2得带长查机械设计基础表13-2,对B型带选用;再由机械设计基础式13-16计算实际中心距6、验算小带轮包角由机械设计基础式13-1得合适;7、求V带根数由机械设计基础式13-15得令,查机械设计基础表13-3得由机械设计基础式13-9得传动比查机械设计基础表13-5得由查机械设计基础表13-7得,查机械设计基础表13-2得,由此可得取5根;8、求作用在带轮轴上的压力查机械设计基础表13-1得,故由机械设计基础式13-17得单根V带的初拉力作用在轴上的压力9、带轮结构设计带轮速度,可采用铸铁材料;小带轮直径,采用实心式；大带轮直径,采用轮辐式;传动比及运动参数的修正外传动零件设计完成后,V带的传动比随之确定;用新的传动比对减速器内轴Ⅰ的转速、转矩数值进行修正;1、对轴Ⅰ转速的修正2、对轴Ⅰ转矩的修正最后,将修正结果填入下表：轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴滚筒轴转速n/r/min970316.9974.3374.33功率P/KW1110.5610.199.94转矩T/N.M108.3318.141309.221277.1传动比 i 3.06 4.351效率η0.960.9650.975减速器内传动零件的设计减速器内的传动零件主要是指齿轮轴;本传动方案中的减速器采用直齿圆柱齿轮进行传动;直齿圆柱齿轮传动设计需要确定齿轮的材料、模数、齿数、分度圆、顶圆和根圆、齿宽和中心距等;1、选择材料及确定许用应力小齿轮用调质,齿面硬度,,机械设计基础表11-1,大齿轮用调质,齿面硬度,,机械设计基础表11-1;由机械设计基础表11-5,取,,2、按齿面接触强度设计设齿轮齿面按7级精度制造;取载荷系数机械设计基础表11-3,齿宽系数机械设计基础表11-6;小齿轮上的转矩取机械设计基础表11-4齿数取,则;故实际传动比;模数齿宽,取,,这里取;按机械设计基础表4-1取,小齿轮实际的分度圆直径,大齿轮实际的分度圆直径;齿顶高齿根高小齿轮齿顶圆直径小齿轮齿根圆直径大齿轮齿顶圆直径大齿轮齿根圆直径中心距3、验算轮齿弯曲强度齿形系数机械设计基础图11-8,机械设计基础图11-9 ,由机械设计基础式11-54、齿轮的圆周速度对照机械设计基础表11-2可知选用7级精度是合宜的;轴Ⅱ运动参数的修正内传动零件设计完成后,齿轮的传动比随之确定;用新的传动比对减速器内轴Ⅱ的转速、转矩数值进行修正;1、对轴Ⅱ、工作装置转速的修正2、对轴Ⅱ、工作装置转矩的修正最后,将修正结果填入下表：轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴滚筒轴转速n/r/min970316.9974.0474.04功率P/KW1110.5610.199.94转矩T/N.M108.3318.141314.351282.1传动比 i 3.06 4.281效率η0.960.9650.975轴的设计计算第一节高速轴Ⅰ的计算已知轴Ⅰ传递的功率,转速,小齿轮的齿宽,齿数,模数,压力角,载荷平稳;1、初步估算轴的直径查机械设计基础表14-1轴的常用材料及其主要力学性能表,选取45号钢作为轴Ⅰ的材料,并进行调质处理;查机械设计基础表14-2常用材料的值和C值,取;由机械设计基础式14-2得考虑到有键槽的存在,轴径加大5%左右即取;2、轴的结构设计1确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入,靠轴肩定位;齿轮和左轴承从轴的左端装入,齿轮右侧端面靠轴肩定位,齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位,左右轴承均采用轴承端盖,齿轮采用普通平键得到圆周固定;2确定轴的各段直径轴结构示意图1轴段安装带轮,轴径取不大于70mm的标准值,这里取；2轴段安装轴承端盖,取；3轴段安装轴承,轴径为轴承内径的大小 ;查机械设计基础课程设计续表10-35：选取深沟球轴承6311,轴承内径,外径,轴承宽;这里取；轴两端安装轴承处轴径相等,则6段取；4轴段安装齿轮,齿轮内径,齿轮的轴向定位轴肩,取;3确定轴的各段长度结合绘图后确定各轴段长度如下：1轴段的长度取根据带轮结构及尺寸；2轴段总长度根据外装式轴承端盖的结构尺寸,起厚度,还有箱体的厚度取10mm；3轴段轴承的宽挡油环的长度和；4轴段因为小齿轮的齿宽为80mm,轴段的长度应比零件的轮毂短2-3mm,5轴段长度15mm；6轴段轴承的宽挡油环的长度和;3、按弯扭合成强度对轴Ⅰ的强度进行校核已知：转矩,小齿轮分度圆直径;圆周力径向力法向力1绘制轴受力简图如下2绘制垂直面弯矩图如下垂直面内的轴承支反力：水平面内的轴承支反力：由两边对称,知截面C的弯矩也对称;截面C在垂直面弯矩为3绘制水平面弯矩图如下截面C在水平面上弯矩为：4绘制合弯矩图如上5绘制扭矩图如上扭矩：6当量弯矩计算扭矩产生的扭转力按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩：7校核危险截面C的强度判定危险截面为第四段轴的中心面,轴的材料选用45钢,调质处理,查机械设计基础表14-1得；查机械设计基础表14-3查得则：∴该轴强度足够;第二节低速轴Ⅱ的计算已知轴Ⅱ传递的功率,转速,大齿轮的齿宽,齿数,模数,压力角,载荷平稳;1、初步估算轴的直径查机械设计基础表14-1轴的常用材料及其主要力学性能表,选取45号钢作为轴Ⅰ的材料,并进行正火处理;查机械设计基础表14-2常用材料的值和C值,取;由机械设计基础式14-2得根据联轴器结构及尺寸,取;2、轴的结构设计1确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入,靠轴肩定位;齿轮和左轴承从轴的左端装入,齿轮右侧端面靠轴肩定位,齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位,左右轴承均采用轴承端盖,齿轮采用普通平键得到圆周固定;（2）确定轴的各段直径轴结构示意图由图中个零件配合尺寸关系知；,,,;3确定轴的各段长度结合绘图后确定各轴段长度如下：1轴段的长度取根据联轴器结构及尺寸；2轴段总长度根据外装式轴承端盖的结构尺寸,其厚度,还有箱体的厚度取10mm；3轴段轴承的宽挡油环的长度和；4轴段因为大齿轮的齿宽为75mm,轴段的长度应比零件的轮毂短2-3mm；5轴段；6轴段;3、按弯扭合成强度对轴Ⅱ的强度进行校核已知：转矩：,大齿轮分度圆直径;圆周力径向力法向力（1）绘制轴受力简图如下（2）绘制垂直面弯矩图如下垂直面内的轴承支反力：水平面内的轴承支反力：由两边对称,知截面C的弯矩也对称;截面C在垂直面弯矩为3绘制水平面弯矩图如下截面C在水平面上弯矩为：（4）绘制合弯矩图如上5绘制扭矩图如上扭矩：6当量弯矩计算扭矩产生的扭转力按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩：7校核危险截面C的强度判定危险截面为第四段轴的中心面,轴的材料选用45钢,正火处理,查机械设计基础表14-1得；查机械设计基础表14-3查得则：∴该轴强度足够;键的选择与强度验算1、高速轴Ⅰ上键的选择与校核（1）最小直径处：1选择键型：该键为静联接,为了便于安装固定,选择普通A型平键;2确定键的尺寸：该轴上最小直径为,轴长,查机械设计基础课程设计表10-33得,用于此处连接的键的尺寸为;3强度校核：轴所受转矩;查机械设计基础表10-10,取,;由机械设计基础式10-26有：键连接的挤压强度;由机械设计基础式10-27有：键连接的压强;强度满足要求;该键标记为：键;(2)齿轮处1）选择键型：该键为静联接,为了便于安装固定,选择普通A型平键;2确定键的尺寸：该轴上最小直径为,轴长,查机械设计基础课程设计表10-33得,用于此处连接的键的尺寸为;3）强度校核：查机械设计基础表10-10,取,;由机械设计基础式10-26有：键连接的挤压强度;由机械设计基础式10-27有：键连接的压强;强度满足要求;该键标记为：键;2、低速轴Ⅱ上键的选择与校核1最小直径处1选择键型：该键为静联接,为了便于安装固定,选择普通A型平键;2确定键的尺寸：该轴上最小直径为,轴长,查机械设计基础课程设计表10-33得,用于此处连接的键的尺寸为;3强度校核：轴所受转矩;查机械设计基础表10-10,取,;由机械设计基础式10-26有：键连接的挤压强度;由机械设计基础式10-27有：键连接的压强;强度满足要求;该键标记为：键2齿轮处：1选择键型：该键为静联接,为了便于安装固定,选择普通A型平键;2确定键的尺寸：该轴上最小直径为,轴长,查机械设计基础课程设计表10-33得,用于此处连接的键的尺寸为;3）强度校核：查机械设计基础表10-10,取,;由机械设计基础式10-26有：键连接的挤压强度;由机械设计基础式10-27有：键连接的压强;强度满足要求;该键标记为：键;滚动轴承的选择及联轴器的选择第一节滚动轴承的选择根据设计条件,轴承预计寿命：小时1、计算高速轴处的轴承对于高速轴处的轴承选择,首先考虑深沟球轴承;初选用6311型深沟球轴承,其内径为55mm,外径为120mm,宽度为29mm,极限转速脂：5300r/min；极限转速油：6700r/min;因轴承工作温度不高、载荷平稳,查机械设计基础表16-8及表16-9,取；由于轴向力的影响可以忽略不计,即,取X=1,Y=0.则当量动载荷,转速n=316.99r/min,小时,;由机械设计基础式16-3得：所需径向基本额定动载荷查机械设计基础课程设计表10-35得：,故选用6311型深沟球轴承符合要求;2、计算低速轴处的轴承对于低速轴处的轴承选择,考虑深沟球轴承,初选6018型深沟球轴承,其内径为90mm,外径为140mm,宽度为24mm,极限转速脂：4300r/min；极限转速油：5300r/min;因轴承工作温度不高、载荷平稳,查机械设计基础表16-8及表16-9,取；由于轴向力的影响可以忽略不计,即,取X=1,Y=0.则当量=74.04r/min,小动载荷,转速n2时,;由机械设计基础式16-3得：所需径向基本额定动载荷查机械设计基础课程设计表10-35得：,故选6018型深沟球轴承符合要求;第二节联轴器的选择轴Ⅰ与V带轮通过键连接来传递力和扭矩,不需用联轴器；轴Ⅱ与滚筒之间用联轴器联接实现力和扭矩的传递;需选用合适的联轴器;考虑此运输机的功率不大,工作平稳,考虑结构简单、安装方便,故选择弹性柱销联轴器;计算转矩按下式计算：式中 T——名义转矩；N·mm；——工作情况系数；KA取K=1.5,则A=74.04r/min输出轴输出段直径为d=80mm;轴Ⅱ的转速为n2查机械设计课程上机与设计表14-5,可选择YL14或YLD14型弹性联轴器;第七章减速器润滑与密封1、润滑齿轮圆周速度,采用油池润滑,圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30～60mm;选择油面的高度为40mm;并考虑轴承的润滑方式,计算：高速轴：低速轴：；所以选用脂润滑,润滑脂的加入量为轴承空隙体积的,采用稠度较小润滑脂;2、密封为了防止润滑油或脂漏出和箱体外杂质、水及灰尘等侵入,减速器在轴的伸出处、箱体的结合面处和轴承盖、窥视孔及放油孔与箱体的结合面处需要密封;轴伸出处的滚动轴承密封装置采用毛毡圈密封,由机械原理课程上机与设计表15-15可得,其中输入轴按密封圈密封处直径：,选择毛毡圈尺寸：;输出轴按密封圈密封处直径：;选择毛毡圈尺寸：;第八章减速器附件选择1、轴承端盖轴承端盖全部采用外装式轴承端盖,并根据机械设计课程上机与设计表13-4与表15-3进行选择;1、高速轴的轴承端盖轴承外径,螺栓直径,端盖上螺栓数目6；,,,,,取,,取;2、低速轴的轴承端盖：轴承外径,螺栓直径,端盖上螺栓数目6；,,,,,取,, 取2、通气器减速器工作时,由于箱体内部温度升高,气体膨胀,压力增大,使得箱体内外压力不等;为使箱体内受热膨胀的气体自由排出,以保持箱体内外压力平衡,不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏,需要顶部或直接在窥视孔盖板上设置通气器;本设计将通气器安装在窥视孔盖板上;选用通气帽根据机械设计课程上机与设计表15-5进行选择;3、窥视孔窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及齿轮损坏情况,并兼做注油孔,可向减速器箱体内注入润滑油,观察孔应设置在减速器箱盖上方的适当位置,以便直接进行观察并使手能伸入箱体内进行操作,平时观察孔用盖板盖住;查机械设计基础课程设计表5-16,取窥视孔孔盖的结构尺寸如下：150200100150M620 6个124、油标为指示减速器内油面的高度符合要求,以便保持箱内正常的油量,在减速器箱体上需设置油面指示装置;本设计选用长形油标,油标尺中心线与水平面成45度,注意加工油标凸台和安装油标时,不与箱体凸缘或吊钩相干涉;查机械设计课程上机与设计表15-10,选择A80 GB1161油标;5、放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内油污和便于清洗箱体内部,在箱座油池的最低处设置放油孔,箱体内底面做成斜面、向放油孔方向倾斜1度到2度,油孔附近作成凹坑,以便污油排尽;平时用放油螺塞将放油孔堵住圆柱螺纹油塞自身不能8、地脚螺栓为防止减速器倾倒和振动,减速器底座下部凸缘应设有地脚螺钉与地基连接;地脚螺钉为M24 取4个;9、箱体设计箱盖壁厚：10mm,箱座底凸缘厚度：10mm,地脚螺钉直径：24mm;数目：4个,轴承旁联结螺栓直径：16mm;。

机械设计课程设计--设计一带式输送机传动装置

机械设计课程设计--设计一带式输送机传动装置

机械设计课程设计--设计一带式输送机传动装置带式输送机传动装置，包含带轮、电机、传动机构、减速机等元件，是将物体从一端传送到另一端的运输工具。

一、带轮带轮的材料有橡胶、皮革、金属、塑料等多种。

其中橡胶带轮特别适用于低速、低载荷的应用，具有耐腐蚀、耐温度的优点，不易漏油、防滑，寿命长；而皮革带轮具有耐高温、透气性高、耐磨损的优点，广泛应用在汽车行业及电子行业测试机中；而金属带轮能经受高负荷、大扭矩，可满足高速度高负荷及高速度低负荷的要求；塑料带轮具有耐磨损、抗刮耐磨、轻重量的特点，适用于中低速的传动，具有节能的效果。

二、电机电机是带式输送机传动装置的核心元件，主要用于带式输送机所需的动力输出。

常用的电机有直流电机、交流电机及异步电机等，其中异步电机属高效率电机，具有功率大、开路启动电流小、抗干扰性能强、定子电路接线方便、行程可任意设定等优点，是近几年受到广泛认可的新型电机。

三、传动机构带式输送机传动装置的传动机构通常有滑动型、链式型及皮带式传动机构三种。

滑动型传动机构的特点是能够实现可控制的传动精度及调速范围，广泛应用在微电脑控制的机器人系统中；链式传动机构具有结构简单、装卸方便、承载能力强等特点，是裂变、压接、锻造机械设备的特殊传动；皮带式传动机构具有多段可调，多比例传动、转速大等优点，能够实现转速的连续改变，广泛应用于汽车、电子行业。

四、减速机减速机是带式输送机传动装置的重要组成部分，主要用于将高速的输入，降低到适合输出的倍数速度，多用于将电机高速的输出降到适用于驱动带轮的速度。

常见的减速机主要有齿轮减速机、齿条减速机、蜗杆减速机、摆线针轮减速机及柔性联轴器等。

齿轮减速机效率较高，耐磨性能好，但噪音较大，价格会高些；齿条减速机主要用于箱式结构传动机构，其传动量大，承重能力强；蜗杆减速机有较大的承载能力，适用于短距离的大扭矩传动；摆线针轮减速机属螺旋传动，承载能力较差，但整机噪音低，安全可靠；柔性联轴器能够实现输入转轴与输出轴的旋转同步，减少回转摆动的影响，属于特种传动装置。

带式输送机传动装置设计说明书

带式输送机传动装置设计说明书

Ｖ带的传动比
单级斜齿圆柱齿轮的传动比
总传动比的推荐范围为
电动机的转速范围可选
2.6选择电动机
根据电动机的工作条件和电动机的转速范围 以及所需电动机的功率 ，查表选用三相异步电动机，型号为Y132S－6，同步转速1000ｒ/ｍin，6极。
主要性能数据如下表:
电动机型号
额定功率（kW）
满载转速（r/min）
3计算传动装置总传动比及分配传动比
3.1传动系统的总传动比
其中 为电动机的满载转速960r/min,滚筒转速 1２5.6r／mｉn,得
3.2分配传动系统的各级传动比
该传动系统由一级带传动和一级齿轮传动组成，为使V带传动的轮廓尺寸不值过大，配传动比是应保证 ,故取
3.3计算传动装置的运动和动力参数
3.3.1计算各轴转矩
低速轴连接齿轮和滚筒,有两个键槽。
5.2 减速器高速轴的设计
5.2.1选择轴的材料
选用45钢调质处理，硬度为１97 28６HBS，抗拉强度
5.２.２按转矩初步估算轴伸直径
取C=１12
低速轴上与带轮相连有一个键槽，故将轴径增大5%
5.2．３选择联轴器,设计轴的结构,初选滚动轴承
５.2.３.1 确定轴的各段直径
Ⅱ轴
2.74
208.17
125.7
1
0.98
滚筒轴
2.66
202.25
190
4传动零件的设计计算
4.1普通V带传动设计
4.1.1选择普通V带型号
V带的计算功率为
其中 为传动的额定功率（ｋW）,查表得工作情况系数 ，得
根据 ， 同步转速为 ，查表确定选用Ｂ型V带，小带轮基准直径 ,小带轮转速 ，单根普通Ｖ带基本额定功率 。
齿轮设计

齿轮设计


z1mn 31× 2 d1 = = = 63.9mm cos β cos14 ′″ 5 2 z2 mn 99 × 2 d1 = = = 204.09mm cos β cos14 ′″ 5 2 (4)计算齿轮宽度 b = φd d1 = 1× 63.9 = 63.9mm (5)结构设计 以大齿轮为例。齿轮零件图如10 − 32
2
3）由图10 − 26查的ε a1 = 0.78，ε a 2 = 0.87， 则ε a = ε a1 + ε a 2 = 1.65 4）许用接触应力 540 + 522.5 = = 531.25MPa [σ H ] = 2 2 其余参数均与例10 − 1相同 （2）计算 1）试计算小齿轮分度圆 d1t， 2 K t T1 u ± 1 Z H Z E d1t ≥ 3 φd ε a u [σ H ] = 57.62mm
2
[σ H ]1 + [σ H ]2
2)计算圆周速度 π d1t n1 π × 57.62 × 960 v= = = 2.9 m s 60 ×1000 60 ×1000
3)计算齿宽b及模数mnt b = φd d1t = 1× 57.62 = 57.62mm d1t cos β 57.62 × cos14 mnt = = = 2.33mm z1 24 h = 2.25mnt = 2.25 × 2.33 = 5.24mm b = 57.62 = 10.99 h 5.24 4)计算纵向重合度ε β
（1）计算中心距 ( z1 + z2 )mn (31 + 99) × 2 a= = = 133.98mm o 2 cos β 2 cos14 取a = 134mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ( z1 + z2 )mn (31 + 99) × 2 β = arccos 2 = arccos = 14 ′″ 5 2a 2 ×134 因β 值改变不多，故参数ε a、K β 、Z H 等不必修正。 （3）计算大、小齿轮分度圆直径