自动送料带式输送机传动装置的减速器设计Word文档下载推荐.docx
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重载启动
每天工作小时数（h）
＜10
10~16
＞16
载荷变动最小
液体搅拌机、通风机和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻负荷输送机
1.0
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式输送机（不均匀负荷）、通风机（＞7.5kW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械
1.4
载荷变动较大
制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机
1.5
1.6
载荷变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）
1.8
注：
1．空、轻载启动—电动机（交流启动、三角启动、直流并励）、四缸以上的内燃机、装有离心式离合器、液力联轴器的动力机；
2．重载启动—电动机（联机交流启动、直流复励或串励）、四缸以下的内燃机。
经查表，取KA=1.2
Pc=KAP电=1.2×
5.5kw
=6.6kw
查得普通V带选取A型截型
2、确定带轮基准直径及带速
经查表，得推荐的小带轮基准直径为75～100mm
则取d1=100mm＞dmin=75mm
从动轮直径：
d2=d1×
i带
=100×
5
=500mm
查表，确定d2=500mm
小带轮转速：
n1=n电=1440r/min
因为在带传动工作时，存在不可避免的弹性滑动，故取滑动率ε=0.015
则从东轮转速:
带速
在5～25m/s范围内，带速合适。
3、确定带长和中心距
确定中心距：
0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）
0.7×
（100+500）mm≤a0≤2×
（100+500）mm
420mm≤a0≤1200mm
故可取a0=700mm
确定带长:
查表，取L=2500mm
故
4、验算小带轮包角
°
小带轮包角合适。
5、确定带的根数
查表得：
特定条件下单根V带的基本额定功率P=1.31kw
单根普通V带基本额定功率增量ΔP1=0.17kw
包角修正系数Kα=0.91
带长修正系数KL=1.09
故取Z=5根
6、验算轴上压力
q=0.1
故单根V带的初始拉力为
则作用在轴上的压力：
7、V带轮设计
（1）带轮材料的选择：
选用铸铁，牌号为HT150
带轮结构尺寸:
因大轮直径大于300mm,
故选用轮辐式带轮
项目
符号
槽
型
Y
Z
A
B
C
D
E
SPZ
SPA
SPB
SPC
基准宽度（节宽）
bp
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
hamin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
hfmin
4.7
7
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
9.0
槽间距
e
8+0.3
12+0.3
15+0.3
19+0.4
25.5+0.5
37+0.6
44.5+0.7
第一槽对称面至
端面的距离
f
7+1
8+1
10-1+2
12.5-1+2
17-1+2
23-1+3
29-1+4
最小轮缘厚
δmin
5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B=（z-1）e+2f
z—轮槽数
外径
dw
dw=D+2ha
轮槽角φ
32°
相应的基准直径D
≤60
―
34°
≤80
≤118
≤190
≤315
36°
>
60
475
600
38°
80
118
190
315
±
1°
30°
查表，选用D型带轮
外径：
Dw=D+2ha≥D+2hamin
=500+2×
8.1
=516.2mm
三、齿轮传动的设计
1、选择齿轮材料及精度等级
考虑此对齿轮传递的功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。
小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为240~260HBS;
大齿轮选用45刚，调质，齿面硬度为220HBS。
因为减速器用齿轮，故选7级精度，要求齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
2、按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以：
d1≥76.43
确定有关参数如下：
（1）齿数z齿宽系数
取小齿轮齿数z1=30,则大齿轮齿数z2=i齿z11
因输送带转速n输=100r/min
故大齿轮转速n齿2≥100r/min
而n齿1=n带2=283.68r/min
故将i齿微调至2.83
转速误差：
可用
故Z2=i齿z12.83×
30=84.9，
圆整Z2=85
实际传动比
传动比误差
齿数比：
u=i0=2.833
取
=1（因非对称布置及齿面）
（2）转矩T1
T1=9.55×
106P/n1
P齿=Pcη带
=6.6kw×
0.88
=5.8kw
则T1=9.55×
106×
5.8/283.68N*m
（3）载荷系数K
由于输送机连续工作，且有轻微振动
故查表，取K=1.4
（4）许用接触应力
查得：
min1=775Mpa,
min2=520Mpa
计算应力循环次数NL
NL1=60rth
=60×
283.68×
1×
（16×
300×
5）
=4.08×
108
查得接触疲劳的寿命系数ZNT1=1.05,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0.
所以计算两轮的许用接触应力
故得：
=76.43
=77.2mm
计算模数
=2.57mm
查表得m=2.5mm
3、校核齿根弯曲疲劳强度
由式
确定有关参数和系数：
（1）分度圆直径d1=mz15×
30mm=75mm
d2=mz22.5×
85mm=212.5mm
b=
d1=1×
75mm=75mm
（2）齿宽
取b=75mm,b1=80mm
（3）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=30，Z2=85，查表得：
YFa1=2.52，YSa1=1.625；
YFa2=2.21，YSa2=1.775
（4）许用应力[σF]
由式
查得：
σFlim1=290Mpa;
σFlim2=210Mpa
YNT1=0.96YNT2=0.98
试验出轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用应力
[σF]1=
=
=445.44Mpa
[σF]2=
=329.28Mpa
将求得的各参数代入式
σF1=（2KT1/bm2Z1）×
YFa1YSa1
=（2×
1.4×
1.95×
105/75×
2.52×
30）×
1.625Mpa
=159Mpa＜[σF]1
σF2=（2KT1/bm2Z2）×
YFa2YSa2
85）×
2.21×
1.775Mpa
=53.76Mpa＜[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
4、计算齿轮传动的中心距
5、计算齿轮的圆周速度V
查表可知，可选用7级精度的齿轮。
6、齿轮的几何尺寸计算
分度圆直径：
d1=mz1
=2.5×
30mm
=75mm
d2=mz2
85mm
=212.5mm
齿顶圆直径：
da1=d1+ha
=d1+mha*=75+2.5×
1
=77.5mm
da2=d2+ha
=212.5+2.5
=215mm
齿根圆直径：
df1=d1-2hf
=m（z1-2ha*-2c*）
（30-2×
1-2×
0.25）mm
=68.75mm
df2=d2-2hf
（85-2×
=206.25mm
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不得用于商业用途。
Forpersonaluseonlyinstudyandresearch;
notforcommercialuse.
Nurfü
rdenpersö
nlichenfü
rStudien,Forschung,zukommerziellenZweckenverwendetwerden.
Pourl'
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tudeetlarechercheuniquementà
desfinspersonnelles;
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