带式运输机传动装置设计

目录设计任务书 (2)第一部分传动装置总体设计 (4)第二部分 V带设计 (6)第三部分各齿轮的设计计算 (9)第四部分轴的设计 (13)第五部分校核 (19)第六部分主要尺寸及数据 (21)设计任务书一、课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。

运输速度允许误差为%。

5二、课程设计内容1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：1）部件装配图一张（A0）。

2）零件工作图两张（A2）3）设计说明书一份（6000~10000字）。

本组设计数据：第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。

运输机带速V/(m/s) 0.8 。

卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1）外传动为V带传动。

2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为Y系列三相交流异步总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

结额定转矩（m N ⋅） 2.0 最大转矩（m N ⋅） 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm ）： （见课设表19-3）A ：216B ：178C ：89D ：38E ：80F ：10G ：33H ：132 K ：12 AB280 AC ：270 AD ：210 HD ：315 BB ：238 L ：515四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、总传动比：nn ma i =（见课设式2-6） 2048960===nn i m a 2、各级传动比分配： （见课设式2-7）3、i i i i a 321⋅⋅=5.207.362.220⨯⨯==i a初定 62.21=i 07.32=i5.23=i第二部分 V 带设计外传动带选为 普通V 带传动 1、确定计算功率：P ca1）、由表2-10查得工作情况系数 1.1=K A2）、由式2.21（机设） k K P w A ca P 05.65.51.1=⨯=⋅=2、选择V 带型号查图2.17(机设)选A 型V 带。

3.确定带轮直径da 1d a 2（1）、参考图2.17（机设）及表2-5（机设）选取小带轮直径 mm d a 1121=Hda <21（电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由课本27（机设）sm d n V a ⋅-≈⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=111163.5100060112960100060ππ（3）、从动带轮直径 d a 2mm d i da a 24.29311262.2112=⨯==⋅ 查表得（机设） 取mm d a 2802= （4）、传动比 i5.211228012===dda a i（5）、从动轮转速min 1123805.2960⋅-≈==R nn i4.确定中心距a 和带长L d（1）、按式（2.23机设）初选中心距()()d d a d d a a a a 2102127.0+≤≤+ 7874.2740≤≤a 取mma7000=（2）、按式2.1（机设)求带的计算基础准长度L0m m m md d d d d d d d a L1960)7004)112280()280112(27002(2)()(2222212100≈⨯-+++⨯=++++=ππ查表2-2(机设)取带的基准长度Ld=2000mm (3)、按式2.24（机设)计算中心距:amm mm a L L a d20.7)219602000700(2=-+=-+=(4)、按式2.24和式2.25（机设）确定中心距调整范围mmmm a L a d 780)200003.0720(03.0max =⨯+=+= mm mm a L a d 690)2000015.0720(015.0min =⨯-=-=5.验算小带轮包角α1 由式2.2（机设) ︒≥︒=︒⨯--︒≈12016660180121ad d d d α 6.确定V 带根数Z(1)、由表2-5（机设）查得1d d =112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时，单根V 带的额定功率分别为1.00Kw 和1.18Kw ，用线性插值法求n1=980r/min 时的额定功率P0值。

Kw Kw P 16.1)800960(80098000.118.100.10=-⨯--+=(2)、由表（2-7机设）查得△P0=0.11Kw(3)、由表查得（2-9机设）查得包角系数︒≈95.0k α (4)、由表(2-2机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V 带根数Z ，由式（2.27机设）49.403.196.0)11.016.1(56.5)(0≈⨯⨯+=∇+≥KK P P PLcaZ α取Z=5根7．计算单根V 带初拉力F0，由式（2.28）机设。

N q VZ v K P F aca 160)15.2(50020=+-⨯=q 由表2-1机设查得8．计算对轴的压力FQ ，由式（2.29机设）得N N Z F F Q 1588)2160sin 16052(2sin 210=︒⨯⨯⨯=≈α9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d d1=112mm 采用实心式结构。

大带轮基准直径d d2=280mm ，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表4-2选取，都采用45号钢（调质），锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=892.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4-9）[]312112uu d K H t Z Z Z d a E Z H t±⨯〉〈=φσT1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N 〃mm由图（4.19-3）选取材料的接触疲劳，极限应力为бHILim =580 бHILin =560由图 （4.21-3）选取材料弯曲疲劳极阴应力 бFILim =230 бFILin =210 应力循环次数N 计算N 1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N 2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图4.20查得接触疲劳寿命系数：Z N1=1.1 Z N2=1.04 由图4.22查得弯曲疲劳寿命系数：Y N1=1 Y N2=1由图4.14查得接触疲劳安全系数：S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试选Kt=1.3 由式(4.13)(4.16)求许用接触应力和许用弯曲应力[]PZS aN H H mM6381min lim==σσ[]PZSaN H H H M5822minlim2==σσ []P YSY a N F STlinF F K 3281min 11==σσ[]PYSY aN F STlinF F M3002min22==σσ将有关值代入式(4.9)得[]10.6512)(31221=±=uu dt H E Ut T K Z Z Z d φσε则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s查图4.9得Kv=1.05 由表4-4查和得K A=1.25.由表4.12查得K β=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42,修正mm t d d 68.663.142.1311==M=d1/Z1=1.96mm 取标准模数：m=2mm (3) 计算几何尺寸d1=m 〃z1=2×34=68mmd2=m 〃z2=2×89=178mma=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度由图4.18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y ε=0.7 由式(4.11)校核大小齿轮的弯曲强度.[]σφσεπ13221321153.407.00.41.4234113678437.122F aFa Fa dF P M Y Y Y mZ K ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]σσσ2121254.391.40.453.40F aFS FS F F P YY M ≤=⨯==二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表4-2选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1〃i2=34×3.07=104 2.设计计算。

（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4-8）[]31112u u dK H t ZZ Z daEZ Ht±⨯=φσT1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N 〃mm由图（4.19-3）选取材料的接触疲劳，极限应力为бHILim =580 бHILin =560 由图 （4.21-3）选取材料弯曲疲劳极阴应力бFILim =230 бFILin =210 应力循环次数N 计算：N 1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N 2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108由图4.20查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 Z N2=1.04 由图4.22查得弯曲疲劳寿命系数；Y N1=1 Y N2=1由图4.14查得接触疲劳安全系数：S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试选Kt=1.3 由式(4.13)(4.16)求许用接触应力和许用弯曲应力[]PZS aN H H mM5801min lim==σσ[]PZSaN H H H M5862minlim2==σσ []P YSY aN F STlinF F K 3281min11==σσ[]PYSY aN F STlinF F M3002min22==σσ将有关值代入式(4.9)得[]mm uu dt H EUt T K Z Z Z d 43.7012)(31221=±=φσε则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s查图4.9得Kv=1.05 由表4-4查和得K A=1.25.由表4.12查得K β=1.08.取K α=1.05.则KH=KAKVK βK α=1.377 ,修正mm t d d 8.713.137.1311==M=d1/Z1=2.11mm 取标准模数：m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b=φddt=1×85=85mm 取b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度由图4.18查得，Y FS1=4.1，Y FS2=4.0 取Y ε=0.7 由式(4.11)校核大小齿轮的弯曲强度.[]σφσπ13232119.1277.01.45.234133554037.122F adF P M mZ K ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]σσσ212128.1241.40.49.127F aFS FS F F P YY M≤=⨯==总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2低速级 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表6-3,得c=103至126,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D1min=1103=npc27mm38442.53=D2min=1103=npc36mm14820.53=D3min=1103=npc52mm4800.53=3.初选轴承1轴选轴承为60082轴选轴承为60093轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mmD2=45mm4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1).各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。