带式输送机传动装置的设计

院－系：工学院

专业：机械工程及自动化

年级： 2012级

学生姓名：陆俊名

学号： 201201020238 小组成员：陈小冲张明凉

指导教师：

一、设计任务书 (3)

二、传动方案拟定 (4)

三、电动机的选择 (5)

四、计算总传动比及分配各级的传动比 (6)

五、运动参数及动力参数计算 (7)

六、传动零件的设计计算 (8)

七、轴的设计计算 (19)

八、润滑方式与润滑剂选择 (29)

九、设计小结 (30)

十、参考文献 (31)

一.设计任务书

课程设计题目：带式运输机传动装置的设计

1．设计带式运输机传动装置（简图如下）

2.工作条件

1）两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃，每年350个工作日； 2）使用折旧期8年；

3）检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修； 4）动力来源的：电力，三相交流，电压380V/220V ； 5）运输速度允许误差为%5 ； 6）一般机械厂制造，小批量生产； 3.课程设计内容 1）装配图一张（A3）；

2）零件工作图两张（A3）输出轴及输出齿轮； 3）设计说明书一份。

备注：手工绘制图纸，计算机打印或手写说明书。 4.设计数据：

运输带工作拉力4.5KN 运输带工作速度1.1 m/s 滚筒速度 400mm

二.传动装置的总体方案设计

2.1 传动装置的运动简图及方案分析

2.1.1 运动简图

2.1.2方案分析

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。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。

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。

三.电动机的选择

3.1 电动机的类型和结构形式

电动机选择Y 系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。

3.2 确定电动机的转速

由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000min /r 的电动机。这里1500min /r 的电动机。

3.3 确定电动机的功率和型号

1.计算工作机所需输入功率

1000

P Fv

w =

由原始数据表中的数据得

kW kW w 95.41000

1.1105.4P 3=??=

2.计算电动机所需的功率)(P d kW

η/P d w P = 式中，η为传动装置的总效率

n ηηηη???=21

式子中n ηηη,,21分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率查表2-4得带传动效率95.01=η 一对轴承效率99.02=η 齿轮传动效率98.03=η 联轴器传动效率99.04=η 滚筒的效率96.05=η

总效率84.096.099.098.099.095.02

=????=η kW kW P w 9.584

.095

.4/P d ==

=η 取kW 5.7P d = 查[2]表9—39得选择Y132M-4型电动机电动机技术数据如下：

额定功率

kW)（：7.5KW 满载转速r/min)（:r/min 1440 额定转矩

)/m N （：m /2.2 最大转矩)/m N （：m N /3.2 运输带转速min /54.524

.014.31

.16060r D v n =??==π

四.计算总传动比和分配各级传动比

4.1确定总传动比

w m n n i /= 电动机满载速率m n ，工作机所需转速w n 总传动比i 为各级传动比的连乘积，即

n i i i i ???=21

4.2分配各级传动比

总传动比03.1954

.521000

/==

=w m n n i 初选带轮的传动比5.21=i ，减速器传动比61.75

.203

.19==

i 32=i 3i =2.3

五.计算传动装置的运动参数和动力参数

5.1计算各轴的转速

传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III 轴。 min /400min /5

.21000

1r r i n n m ===

I min /3.133min /3

4002II r r i n n ===

I min /5.43min /3

.2100

III I I r r i n n ==

IV III n n =

5.2计算各轴的输入功率

kW kW p p d 125.795.05.71I =?=?=η

kW kW p p 91.698.099.0125.732I II =??=??=ηη kW kW p p 7.698.099.091.632II III =??=??=ηη kW kW p p 57.699.099.07.642III IV =??=??=ηη

5.3计算各轴的输入转矩

m N m N n p T ?=??==170400125.795509550

I I 1 m N m N n p T ?=??==4953.13391

.695509550

II II 2 m N m N n p T ?=??==14715

.437

.695509550

III III 3 传动装置参数见表1—2

六．传动零部件的设计计算

6.1带传动

6.1.1确定计算功率并选择V 带的带型

1.确定计算工率ca p

由[1]表8—7查的工作情况系数2.1=A K ，故

kW kW p K P A ca 95.72.1=?==

2.选择V 带的带型

根据ca p ，m n 由[1]图8—11选用A 型。

6.1.2确定带轮的基准直径并验算带速

1.初选小带轮的基准直径1d d 。由[1]表8—6和表8—8，取小带轮的基 mm d d 1121=。

2.验算带速v 。按[1]式（8—13）验算带的速度

s m s m n d v m

d /86.5/1000

601000

11214.31000601

=???=

因为s m v s m /30/5<<，故带速合适。

3.计算大带轮的基准直径。由[1]式（8—15a ）,计算大带轮的基准直径2d d

mm mm d i d d d 2801125.2121=?==

根据[1]表8—8，圆整为2802=d d 。

6.1.3确定V 带的中心距和基准长度

1.根据[1]式（8—20）

()21212)(7.00d d d d d d a d d +≤≤+

mm a mm 7844.2740≤≤

初定中心距为mm a 5000=。 2.由[1]式（8—22）计算所需基准长度

mm a d d d d a L d d d d d 1630]500

4)112280()280112(214.35002[4)()(2

220

001221=?-++?+?=-+

=π

由[1]表8—2选带轮基准长度mm L d 1600=。

3.按[1]式（8—23）计算实际中心距a 。

mm mm L L a a d d 485)2

)

16301600(500(200=-+=-+

≈ 中心距的变化范围为mm 533~461。

6.1.4验算带轮包角1α ????

>≈--=--≈120160485

3.57)112280(1803.57)18012

1a d d d d （α

6.1.5计算带的根数

1.计算单根V 带的额定功率r P

由mm d d 1121=和min /1440r n m =，查[1]表8—4a 得kW P 6.10= 根据min /1440r n m =，5.21=i 和A 型带查[1]表8—4b 得kW P 16.00=? 查的[1]表8—5得95.0=αK ，表8—2得99.0=L K ，于是

kW kW K K P P P L r 66.199.095.0)16.06.1((00=??+=???+=α）

2.计算V 带的根数Z

4.566

.19===

r ca P P Z 取6根 6.1.6确定带的初拉力和压轴力

由表[1]表

8—3得

A 型带单位长度质量m kg q /10.0=，所以

N qv zv K P K F ca 216])44.8(10.044

.8695.09

)95.05.2(500[)5.2(500

22min 0=?+???-?=+-=αα）（应使带的实际初拉力min 00)(F F > 压轴力最小值

N N F z F P 25532

160

sin

216622

sin

)(2)(1

min 0min =???==α 6.1.7带轮的结构设计 1.带轮材料的确定

大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式

小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[1]表8—10图8—14确定。

6.2齿轮传动

（一）高速级齿轮传动

6.2.1选择精度等级，材料及齿数

1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

3.选小齿轮齿数251=z ，大齿轮齿数1004252522=?=?=i z 6.2.2齿轮强度设计

1.选取螺旋角初选螺旋角β=14°

2.按齿面接触强度设计

按[1]式（10—21）试算，即

11)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα±≥

（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数6.1=t K

2）小齿轮的传递转矩由前面算得mm N m N T ??=?=4110362.1062.103 3）由[1]表10—7选取齿宽系数1=d φ

4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数21

8.189MPa

Z E =。

5）由[1]图10—21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 6001lim H =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim H =σ。

6）由式[1]10—13计算应力循环次数

291110415.04

10659.110659.1)2830010(15766060?=?=?=??????==N jL n N h

7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数97.01=HN K ，05.12=HN K 8）计算接触疲劳许用应力

MPa MPa s K HN H 58260097.0][1

lim 11=?==

σσ

MPa MPa s

K HN H 5.57755005.1][2lim 22=?==σ

9）由[1]图选取区域系数433.2=H Z

10）由[1]图10—26查的781.01=αε，885.02=αε 则67.1885.0781.021=+=+=αααεεε

11）许用接触应力

MPa MPa H H H 75.5792

.5775822][][][21=+=+=σσσ

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，有计算公式得

mm d t 98.53)75

.5798.189433.2(4567.1110362.106.123

41=?????≥

2）计算圆周速度

s m n d v t /63.11000

60576

98.5314.31000

601

1=???=

3）计算齿宽b 及模数nt m

mm mm d b t d 98.5398.5311=?==φ

1.225

14cos 98.53cos 11===?

z d m t nt β

mm m h nt 725.425.2==

42.11725

.498

.53/==

h b 4）计算纵向重合度βε

98.114tan 251318.0tan 318.01=???==?βφεβz d

5）计算载荷系数

已知使用系数1=A K ，根据s m v /63.1=，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数

08.1=V K ；由表10—4查的42.1=βH K ；由表10—13查得4.1=βF K ；由表10—3差得2.1==?αF H K K 。故载荷系数

84.142.12.108.11=???==βαH H V A K K K K K

6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得

mm mm K K d d t t 56.566

.184

.198.5333

11=== 7）计算模数n m

mm z d m n 2.225

14cos 56.56cos 11=?

?==

3.按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式（10—17）

2121]

[cos 2F Sa

Fa d n Y Y z Y T K m σεφβαβ?≥

（1）确定计算参数 1）计算载荷系数

81.14.12.108.11=???==βαF F V A K K K K K

2）计算纵向重合度98.1=βε，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数88.0=βY 3）计算当量齿数

37.2714cos 25cos 3

311=?==

βz z v 47.10914cos 100

cos 3322=?

βz z v

4）查齿形系数

由[1]表10—5查得62.21=αF Y ；18.22=αF Y

5）查取应力校正系数

由[1]表10—5查得59.11=αS Y ；79.12=αS Y

6）由[1]图10—20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳极限MPa FE 3802=σ

7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数87.01=FN K ，9.02=FN K 8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

MPa S K FE FN F 71.3104.1500

87.0][111=?==

σσ MPa S K FE FN F 29.2444.1380

9.0][222=?==σσ

9）计算大小齿轮的

]

[F Sa Fa Y Y σ 0134.071.31059

.162.2][111=?=F Sa Fa Y Y σ

016.029

.24479

.118.2][222=?=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮数值大。（2）设计计算

mm m n 68.1016.067

.125114cos 88.010362.1081.12322

4=????????≥

由接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取0.2=n m 以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径

56.561=d 计算齿数。

44.272

14cos 56.56cos 11=?

m d z β 取271=z ，则1082742=?=z

6.2.3几何尺寸计算

1.计算中心距

mm mm m z z a n 18.13914cos 22)10827(cos 2)(21=?

?+=+=

将中心距圆整为140mm 。

2.按圆整后的中心距修螺旋角 ?=??+=+=36.15140

10827arccos )(arccos

21）（za m z z n β

因β值改变不大故参数H Z K ,βαε，不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 mm mm m z d n 5636.15cos 227cos 11=?

?==

β mm mm m z d n 22436.15cos 2

108cos 22=?

?==

β 4.计算齿轮宽度

mm mm d b d 565611=?==φ

圆整后取

B mm B 615612==

6.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）

因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm ，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按[1]图10—39荐用的结构尺寸设计。

（二）低速级齿轮传动

6.2.5选择精度等级，材料及齿数

1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

3.选小齿轮齿数301=z ，大齿轮齿数931.3303022=?=?=i z

6.2.6齿轮强度设计

1.选取螺旋角初选螺旋角β=12°

2.按齿面接触强度设计

按[1]式（10—21）试算，即

21)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα±≥

（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数6.1=t K

2）小齿轮的传递转矩由前面算得mm N m N T ??=?=421019.4090.401 3）由[1]表10—7选取齿宽系数1=d φ

4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数21

8.189MPa

Z E =。

5）由[1]图10—21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 6001lim H =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim H =σ。

6）由式[1]10—13计算应力循环次数

29111013378.01

.31041472.01041472.0)2830010(11446060?=?=?=??????==N jL n N h

7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数06.11=HN K ，12.12=HN K 8）计算接触疲劳许用应力

MPa MPa s K HN H 63660006.1][1

lim 11=?==

σσ

MPa MPa s K HN H 61655012.1][2lim 22=?==σ

9）由[1]图选取区域系数45.2=H Z 10）由端面重合度近似公式算得

7.112cos )]93

301(2.388.1[cos )]11(

2.388.1[21=?+-=+-=βεαz z

11）许用接触应力 MPa MPa H H H 6262

616

6362][][][21=+=+=

σσσ

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，有计算公式得

mm d t 82)626

8.18945.2(1.31.47.111019.406.123

41=?????≥

2）计算圆周速度

s m n d v t /62.01000

60144

8214.31000

601

1=???=

3）计算齿宽b 及模数nt m

mm mm d b t d 828211=?==φ

67.230

12cos 82cos 11===?

z d m t nt β

mm m h nt 01.625.2==

64.1301

.682

/==

h b 4）计算纵向重合度βε

03.212tan 301318.0tan 318.01=???==?βφεβz d

5）计算载荷系数

已知使用系数1=A K ，根据s m v /62.0=，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数

02.1=V K ；由表10—4查的425.1=βH K ；由表10—13查得41.1=βF K ；由表10—3差

得2.1==?αF H K K 。故载荷系数

74.1425.12.102.11=???==βαH H V A K K K K K

6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得

mm mm K K d d t t 39.846

.174

.18233

11=== 7）计算模数n m

mm z d m n 75.230

12cos 39.84cos 11=?

?==

3.按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式（10—17）

2122]

[cos 2F Sa

Fa d n Y Y z Y T K m σεφβαβ?≥

（1）确定计算参数 1）计算载荷系数

73.141.12.102.11=???==βαF F V A K K K K K

2）计算纵向重合度03.2=βε，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数89.0=βY 3）计算当量齿数

05.3212cos 30cos 3

311=?==

βz z v 37.9912cos 93

cos 3322=?

βz z v

4）查齿形系数

由[1]表10—5查得492.21=αF Y ；182.22=αF Y 5）查取应力校正系数

由[1]表10—5查得595.11=αS Y ；791.12=αS Y

6）由[1]图10—20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳极限MPa FE 3802=σ

7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数9.01=FN K ，93.02=FN K 8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

MPa S K FE FN F 43.3214.1500

9.0][111=?==

σσ MPa S K FE FN F 43.2524.1380

93.0][222=?==σσ

9）计算大小齿轮的

]

[F Sa Fa Y Y σ 01234.043.321595

.1492.2][111=?=F Sa Fa Y Y σ

0155.043

.252791

.1182.2][222=?=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮数值大。（2）设计计算

mm m n 29.20155.07

.130112cos 89.01019.4073.12322

4=????????≥

由接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取5.2=n m 以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径39.841=d 计算齿数。

02.335

.212cos 39.84cos 11=?

m d z β 取331=z ，则3.102331.32=?=z 取整1022=z

6.2.7几何尺寸计算

1.计算中心距

mm mm m z z a n 53.17212cos 25.2)10233(cos 2)(21=?

?+=+=

将中心距圆整为173mm 。

2.按圆整后的中心距修螺旋角

?=??+=+=74.12173

.210233arccos )(arccos

21）（za m z z n β

因β值改变不大故参数H Z K ,βαε，不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径

mm mm m z d n 58.8474.12cos 5

.233cos 11=?

?==

β mm mm m z d n 42.26174.12cos 5

.2102cos 22=?

?==

β 4.计算齿轮宽度

mm mm d b d 58.8458.8411=?==φ 圆整后取

B mm B 908512==

6.2.8四个齿轮的参数列表如表2—1

表2—1

2—1

七.轴系部件设计

第）（III 轴设计

7.1初算第III 轴的最小轴径

1.输出轴上的功率3P ，转速3n ，转矩3T

由前面算得：kW P 88.53=，min /5.463r n =，mm N T ?=12076103 2.求作用在齿轮上的力

低速级大齿轮的分度圆直径mm d 42.2612=

N d T F t 923942

.2611207610

2223=?==

N F F n t

r 344874.12cos 20tan 9239cos tan =?

?==βα

N F F t a 208974.12tan 9239tan =??==β

3.初步确定轴的最小直径

先按[1]式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表[1]表15—3，取1130=A ,于是得

mm mm n P A d 7.565

.4688.511333

330min === 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径II -I d ，故需同时选取联轴器的型号。查[1]表 14—1，考虑到转矩变化小，故取5.1=A K 。

则联轴器的计算转矩mm N mm N T K T A ca ?=??==181141512076105.13。查GB/T5014——1985，选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为mm N ?2000000.半联轴器的孔径

mm d 60=I ，故取mm d 60=II -I ，半联轴器长度mm L 142=，半联轴器与轴配合的毂孔

长度mm L 1071=。

7.2第III 轴的结构设计

表2—2

表2—3