机械设计基础课程设计设计带式运输机的传动装置.docx

计算项目
计算内容
计算结果

确定电动机型号

1.理论总传动比i
2.各级
转速

（2）
输入功率

3.各轴转速、转矩

4)各轴运动和动力参数汇总表

1）确定计算功率Pca

（2）选取普通V带带型

（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2
a. 初选a

b．验算带速

（4）确定普V带的基准长度和传动中心距

（5）验算主轮上的包角

（6）计算V带的根数Z

（7）计算初拉力 F0（8）计算作用在轴上的压轴力FQ
2. 带传动主要参数汇总表

小链轮齿数
计算功率

选取链节距

链的校核

（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数

2. 按齿面接触强度设计

（1）确定公式内的各计算参数数值

2）计算
a.按弯曲强

b. 计算齿宽b及模数mn

c 计算宽度

d验算齿面接触强度

e计算圆周速度

（1）选齿轮类、精度等级、材料及齿数

2.按齿面接触强度设

计算齿轮宽度b
3
验算齿轮弯曲强度

4齿轮的圆周速度

齿轮参数汇总表

轴的简化布置

高速轴的相关计算

确定轴各段的
大

轴的受力分析简图，弯矩扭矩图

轴的受力计算

水平面受力计算

垂直面的受力计算

当量弯矩计算

轴的校核

确定轴段直径

中间轴的简图

轴各段的大致长度

轴的受力分析，弯矩，扭矩

轴在各平面受力计算

水平面的受力计算

垂直面的受力计算

当量弯矩计算，合力计算

轴的强度校核

中间轴直径确定

低速轴的简图

轴的受力简图，弯矩，扭矩图

轴段长度的大致计算

水平面受力计算，弯矩

垂直面内的受力，弯矩

当量弯矩，扭矩的计算

轴的强度校核

确定直径

键的强度校核

键的强度校核

键的强度校核

高速轴轴承的选择

轴承的强度校核

中间轴滚动轴承的选择

联轴器校核

低速轴滚动轴承的选择

滚动轴承强度校核

(一)、设计任务书
（一）设计题目
设计带式运输机的传动装置，其工作条件是：
1. 鼓轮直径D=420mm
2. 传送带运行速度v=0.9m/s
3. 鼓轮上的圆周力F=3.3KN
4. 工作年限10年每天8小时
5. 小批生产

参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带）

图（1）传动方案示意图

1——电动机 2——V带传动 3——展开式双级齿轮减速器
4—— 链传动 5—连轴器 6——滚筒传送带

（二）设计任务：
设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案：
1. 选择适当的原动机
2. 设计计算传动零件（带、齿轮及选择联轴器）
3. 设计计算部分支承零件和连接件
4. 完成减速器设计装配图一张，零件图一张

二、传动方案设计

（一）传动方案说明
1.将带传动布置于高速级
将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

2. 选用闭式斜齿圆柱齿轮
闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。

3.将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方
由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。

综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。

电动机的选择
输出功率pw=FV1000=3300×0.91000

η=η带η联η链η轴3η齿2=0.96×0.99×0.92×0.993×0.972
Pd=pwη=3.710.8s
因此选电动机的额定功率在4－6KW,卷筒的工作转速nw=60×1000vπD=60×1000×0.93.14×420
又茶机械设计手册知两圆柱齿轮的传动比在8～40则
电动机的转速选择范围在327－1640r/min 综合考虑电动机Y132S3-4
电动机型号
额定
功率
kw
同步转速
r/min
最大
转矩
额定
转矩
满载
转速
r/min
质量
kg
Y132S2-4
5.5
1500
2.2
1440

三）总传动比的确定及各级传动比的分配

i=n满nw=144040.9
要求i齿1=（1.3～1.5）i齿2，i带=2～4 i链=2～4
由于 i平=435.2 由计算可以得
i齿1= 3.64 i齿2=3 i链=2 i带=1.61

n1=n满i带=14401.61
n2=n1i齿1=894.413.64
n3=n2i齿2=245.723
n4=n3i链=81.912
nw=n4
由
P1=Pd∙η带=4.64×0.96
P2=P1∙η承∙η齿=4.45×0.99×0.97
P3=P2∙η承∙η齿=4.27×0.99×0.97
p4=p3∙ƞ链·ƞ承=4.10×0.92×0.99
Pw=P4∙η链∙η联=3.73×0.92×0.99

T0=9550×Pdn= 4.641440 ×9550

T1=9550P1n1=9550×4.45894.41
T2=9550P2n2=9550×4.27245.72
T3=9550P3n3=9550×4.1081.91

T4=9550P4n4=9550×3.7340.96

Tw=9550pwƞw=9550×3.4040.96

轴号
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
IV轴

工作轴
转速n（r/min）
1440
894.41
245.72
81.91
40.96

40.96
功率
4.64
4.45
4.27
4.10
3.73

3.40
转矩
30.77
47.51
165.96
478.02
869.67
792.72
传动比
35.2
1.61
3.64
3.00
2.00
1.00
效率

三、 传动的设计

（一）V带传动设计
Pc =KA•Pd
每天工作8小时，工作机为带式运输机，
由【2】
Pca =KA×Pd=1.2×4.64
根据Pca，n1，由查表确定选用普通V带A型

dd2=i带·(1-∇）·dd2=1.61×(1-0.01)×90
设∇为0.01

v= dd1 ×n带×π60×100 =90×3.14×144060×1000
v在5~25m/s范围内，符合要求

i=dd2dd1/(1-∇)
根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）
初步确定中心距a0=200mm
Dm=dd1+dd2/2
∆=dd2-dd1/2
L=πDm+2a+∆2a=3.14×120+2×200+302200
由表选取Ld=800m

实际的中心距
a=L-πDm4+1(L-πDm)2-8∆24

amin=a-0.015Ld=209.5-0.015×800
amax=a+0.03Ld=209.5+0.03×800

α=180--dd2-dd1a×60

∴ 主动轮上的包角合适

查手册可得
P0—— 基本额定功率得P0=1.07
P0——额定功率的增量P0=0.10
Kα——包角修正系数得Kα=0.95
KL——长度系数得KL=0.85
∴
∴取6根
由
F0min=5002.5-KαPcaKα2v+qv2=500×2.5-0.95×5.570.95×6×6.74+0.10×6.742
=1.5F0min=1.5×116.9=175.4N
FQ=2F0zsinα2=2×175.4×6×sin1632

带型
Ld
mm
Z
dd1
mm
dd2
mm
a
mm
F0
N
FP
N
A
800
6
90
150
209.5
175.4
2081.7

链轮的设计
取z1=25,则z2=i·z1=2×25
已知P=3.73PW 工况系数KA=1.5 Pc=KAPkzkp=1.5×3.731.34×1.0

查表可知kz=(z119)1.08=1.34 kp=1.0 km=1.0
p0=pckzkm=4.181.34

根据P0=3.12PW,n=40.96r/min选用20A滚子链 链节距p=31.75mm
初定中心距a=40P
LP=z1+z22+2aP+Pa(z2-z12π)2=25+502+240PP+P40P(50-252×3.14)
Lp=120节
实际的中心距
a=p4[120-z1+z22+2120-z1+z22-8(z1+z22π)2=31.754
×[120-25+502+2(120-25+502)2-8(50-252π)2]
v=z1pn60000=25×31.75×81.9160000
符合要求
有效拉力 F=1000pv=1000×3.731.08
轴上载荷 FQ=1.2KAF=1.2×1.5×3454
由于6217.2<[Q]=86700 因此满足要求。
由表知排距为35.76mm
齿轮设计计
1°高速级齿轮传动设计
1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；
2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；
3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220
接触疲劳强度极限MPa
弯曲疲劳强度极限 Mpa
大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190
接触疲劳强度极限 MPa
弯曲疲劳强度极限 Mpa
接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1.25,SF=1.25
载荷系数K=1.3
4初选螺旋角β=15。
[δ H1]=δHlim1SH=5701.25
[δH2]= δHlim2SH=4001.25
[δF1]=δFE1SF=4401.25
[δF2]=3301.25
计算公式：
d1≥32KTu+1∅du(ZEZHZβ[δH])
mm
初选载荷系数K=1.3
齿轮传递的转拒T=47.51kN·mm
齿宽系数∅d=0.8
材料的弹性影响系数 Mpa1/2
区域系数zH=2.5
接触疲劳寿命系数
取Z1=20,Z2=3.64×20

故实际传动比i=73/20
∆i=3.64-3.563.64

齿形系数 zv1=20(cos15)3
zv2=73cos15。3

根据以上数据 查表可得；
YFa1=2.84 YFa2=2.25 YSa1=1.57 YSa2=1.76
因 YFa1YSa1[δF1]=2.84×1.57352
YFa2YSa2[δF2]=2.25×1.76264
因为0.0127<0.0150
故因对打齿轮进行弯曲强度进行计算
法向模数mn≥3YFa2YSa2[δF2]2KT∅dz12 =30.015×2×47510×1.60.8×202
查表选取标准mn=2
中心距a=mn(z1+z2)2cosβ
取a=98mm
β=cos-1m(z1+z2)2a
齿轮分度圆直径d1=mnz1/cos18。22ˊ52〞
d2=mnz2/cos18。22ˊ52〞
齿宽b=∅∅dd1=0.8×42.151
取b1=45mm b2 = 40mm
δH=ZEZHZβ22TKbd2224.563.56=189.8×2.5×2cos18。22ˊ52〞×22×1.3×47510×4.5645×151.423×151.423×3.56
因为181.01<[σH2]=320MPa 所以合适安全
v =πd1n齿60×1000=3.14×42.151×894.4160000
有手册可知满足8级精度要求
2°低速级齿轮传动设计
1 为提高传动平稳性及强度，选用直齿圆柱齿轮；
2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；
3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220
接触疲劳强度极限MPa
弯曲疲劳强度极限 Mpa
大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190
接触疲劳强度极限 MPa
弯曲疲劳强度极限 Mpa
SH=1.1,SF=1.25
K=1.5 ∅d=0.8 ZH=2.5 ZE=189.9
[δ H3]=δHlim3SH=5701.1
[δH4]= δHlim2SH=4001.1
[δF3]=δFE1SF=4401.25
[δF4]=3301.25
T2=165.96
计算公式
d≥32KTu+1∅du(ZEZH[δH]) =32×1.5×165960×4.0×(2.5×189.8)20.8×3.0(363.6)2
取z3=30,z4=3.0×30
故实际的传动比i=9030
模数m=d1z3=112.2230
按手册取标准的模数m=4,实际的d1=4×30
d2=4×90=360mm
中心距 a=d1+d22=120+3602
齿宽 b=∅dd1=0.8×120
取b1=101mm 圆整后b1=101mm，b2=96mm
根据以上数据查表可得 齿形系数YFa1=2.6 YFa2=2.24
YSa1=1.63 YSa2=1.80
δF1=2KTYFa1YSa1bz1m2=2×1.5×165960×2.6×1.6396×30×16

δF2=δF1YFa2YSa2YFa1YSa1=2.24×1.802.6×1.63×45.8
因此齿安全的
v=πdn60×1000=3.14×245.72×112.2260000
对照手册可知选用8级精度是合适的

齿轮参数汇总表

高速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
(mm)
齿顶圆da
(mm)
齿根圆df
(mm)
精度等级
Z1
20
42.151
46.151
39.651
8
Z2
73
151.423
155.423
148.923
传动
传动比i
中心距a
模数mn
螺旋角β
计算齿宽b2(mm)
3.56
98
2
18。22ˊ52〞
40
低速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
(mm)
齿顶圆da
(mm)
齿根圆df
(mm)
精度等级
Z3
30
120
128
115
8
Z4
90
360
368
355
传动
传动比i
中心距a
模数mn
螺旋角β
计算齿宽b4(mm)
3.0
240
4
0
96

(四） 传动轴的设计
轴的大致布局

(1) 高速轴的设计

k为齿轮与内壁的距离k=10mm c为保证滚动轴承放入想以内c=5mm 初取轴承宽度n1=20mm n2=24mm n3=24mm
a. 确定各轴段长度
L1=20mm
L2=15mm
L3=45mm
L4=126mm
L5=20mm
L6=36mm
L7=48mm(带)

则轴承跨距为
L= L1+ L2+L3+L4+L5=20+15+45+126+20
采用齿轮轴结构轴的材料采用45号钢调质处理
轴的受力分析如图
LAB=L=236mm
LAC=n12+c+k+22.5=10+5+10+22.5
LBC=LAB-LAC=236-47.5
LBD=L6+L7=36+48
a 计算齿轮的啮合力
Ft0=2000T0d∅=2000×30.7732
Ft1=2000T1d1=2000×47.5142.151
Fr1=Ft1tanαcos18。22ˊ52〞=2254.28tan20cos18。22ˊ52〞
Fa1=Ft1tanβ=2254.28×tan18。22ˊ52〞
b 求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图
RAX=Ft1LBCLAB=2254.28188.5236
RBX=Ft1-RAX=2254.28-1800.56
MCX=RAXLAC=1800.56×47.5
c求轴在垂直面内的支反力，做垂直面的弯矩图
RAY=Fr1LBC-LBDFt0+Fa1d12LAD=864.60×188.5-1923.13×84+749.07×42.1512236
RBY=Fr1-RAY+Ft0=864.60-72.97+1923.13

MCY+=RAYLAC-Fa1d12=72.97×47.5-749.07×42.1512
MCY-=RBYLBC+Fa1d12+Ft0LCD=2714.76×188.5+749.07×42.1512+1923.13×272.5

MB=Fa1d12-Ft0LBD=749.07×42.1512-1923.13×84
d 求支承反力，做轴的合成弯矩，转矩
RA=2RAX2+RAY2=21800.562+72.972
RB=2RBX2+RBY2=2453.722+2714.762
MC+=2MCX2+MCY+2=285526.62+(-12320.95)2 MC-=2MCX2+MCY-2=285526.62+1051572.212
MB=-145755.90 N·mm
T=894410 N·mm
轴的初步计算
轴的材料为45号调质钢σb=650MPa,σ-1=58.7Mpa α=0.6 危险截面C带入数据计算
d≥3102M2+∂T2[σ]=31021055044.512+(0.6×894410)258.7
根据经验公式
de=0.8～1.2dm=(0.8～1.2)×32
参考带轮标准轴孔直径，取减速器高速端的轴端直径de=32mm
b.确定各轴段直径
d1=45mm
d2=52mm（根据滚动轴承）
d3=60mm(根据危险截面的最小直径)
d4=52mmmm
d5=45mm
d6=38mm
d7=32mm
(3) 中间轴尺寸
中速轴简图

b.确定各轴段长度
L1=39mm
L2=45mm
L3=10mm
L4=111mm
L5=39mm
支承跨距为
轴的受力分析如图
LAB=L= L=2(c+k)+45+10+101+n2=2(5+10)+45+101+24

LAC=c+k+45+242=5+10+45+242
LBC= LAB- LAC=200-49.5
LBD= c+k+101+242=5+10+101+242

计算齿轮啮合力
Ft2=2000T2d2=2000×165.96151.423
Fr2=Ft2tanαcosβ=2192.01tan20cos18。22ˊ52〞
Fa2=Ft2tanβ=2192.01tan18。22ˊ52〞

Ft3=2000T3d3=2000×478.02120
Fr3=Ft3tanα=7967.00×tan20

求水平面内的支承反力，做水平面内的弯矩图
RAX=Ft2LBC+Ft3LBDLAB=2192.01×150.5+7967.00×77.5200

RBX=Ft2+Ft3-RAX=2192.01+7967.00-4736.70

MCX=RAXLAC=4736.70×49.5

MDX=RBXLBD=5422.31×77.5

求垂直面内的支承反力，作弯矩图
RAY=Fa2d22-Fr2LBC+Fr3LBDLAB=728.38×151.423÷2-840.72×150.5+2899.75×77.5200
RBY=Fr3-Fr2-RAY=2899.75-840.72-766.75

MCY+=RAYLAC-Fa2d2÷2=766.75×49.5-728.38×151.423÷2

MCY-=Fa2d2÷2-Fr2LBC+Fr3LBD=728.38×151.423÷2-840.72×150.5+2899.75×77

MDY=RBYLBD=766.75×77.5

求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图
RA=2RAX2+RAY2=24736.702+766.752
RB=2RBX2+RBY2=25422.312+1292.282

MC+=2MCX2+MCY+2=2234466.652+(-51696.38)2
MC-=2MCX2+MCy-2=2234466.652+(153349.01)2
MD=2MDX2+MDY2=2420229.032+(59423.13)2

T=165960N·mm
轴的初步计算
由以上数据可知D为危险截面, 轴的材料为45号调质钢σb=650MPa,σ-1=58.7Mpa α=0.6
d≥3102M2+∂T2[σ]=3102424409.642+(0.6×165960)258.7
在此轴段上开了槽，直径增大4%，dd≥43.71mm
有经验公式dd=（0.3～0.35）a=(0.3～0.35) ×98

a. 确定各轴段直径
d1=50mm
d2=56mm
d3=62mm
d4=56mm
d5=50mm
1）低速轴的结构图
轴的受力分析简图如图
根据各段配合情况
L1=n3+c+s=24+5+10
L2=96mm
L3=10mm
L4=c+k+45=5+10+45
L5=n3=24mm
L6=36mm
L7=40mm(与滚子链)
支承跨距L=2(c+k)+45+10+101+n3=25+10+45+10+101+24
LAB=L=210mm

LBC=n3+1012+c+k=24+1012+5+10
LAC=LAB-LBC=210-77.5

LAD=L6+L7=36+40

计算轴的啮合力
Ft4=2000T3d4=2000×478.02360
Fr4=Ft4tan20=2655.67×tan20

Ft5=2000T4d=2000×869.6740

求水平面内的支承反力，做水平弯矩图
RAX=Ft4LBCLAB=2655.67×77.5210

RBX=Ft4-RAX=2655.67-980.07
MCX=Ft4LAC=2655.67×132.5
求垂直面内的支承反力，并作弯矩图
RAY=Fr4LBC-Ft5LBDLAB=(966.58×77.5-43483.5×286)

RBY=Fr4-RAY-Ft5=966.58+58863.67-43483.5
MAY=Ft5LAD=43483.5×76

MCY=Fr4LBC=966.58×77.5
求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图
RA=2RAX2+RAY2=2980.072+(-112444.01)2
RB=2RBX2+RBY2=21675.62+(30584.88)2

MA=MAY=3304746N·mm
MC=2MCX2+MCY2=235851.552+74909.952
T=478020
轴的材料为45号钢调质处理σb=650MPa,σ-1=58.7Mpa α=0.6 危险截面为A截面
d≥3102M2+∂T2[σ]=310233047462+(478020×0.6)258.7
因此只要保证A截面大于或者52.9mm
按经验公式，减速器低速级的危险截面直径
确定各段轴直径
d1=55mm
d2=63mm
d3=70mm
d4=63mm
d5=55mm
d6=48mm
d7=40mm
由机械设计手册表，取轴端倒角2.0×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm
(五) 连接键的选择
1高速轴联轴器的键联接
(1) 选择类型及尺寸
根据d7=32mm，L7=48mm，l= L7-(5～10)=40～43
选用A型普通键，b×h=10×8 L=40mm
(2) 键的强度校核
a. 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L–b= 68mm
b. 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，
σp=4000Tdbl=4000×47.5132×8×40
σp=18.6<[σp]

2.中间轴上键连接
根据 d2=56mm L2=45mm 所以 l= 35～40
初选A型普通键，b×h=16×10 l=40
强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，
σp=4000Tdbl=4000×165.9656×16×40
σp=18.5<[σp]
键安全合格
d4=56mm L4=111mm l=101～106
A型普通键，b×h=16×10 l=103
k = 0.5h =5 mm
强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，
σp=4000Tdbl=4000×165.9656×16×103
σp=7.2<[σp]
因此该键安全
3 低速轴的键选择
根据 d=63mm L=96mm,l=86～91
初选A型普通键，b×h=18×11 l=90
强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa，
σp=4000Tdbl=4000×478.0263×18×90
σp=18.7<[σp]
因此该键安全
该轴上另开键处 d=40 L=40 l=30～35
初步选择A型普通键 b×h=12×8 l=34
强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=115MPa，
σp=4000Tdbl=4000×478.0240×12×34
σp=113.8<[σp]
因此该键安全

(六)联轴器的选择
由链轴上的转矩T=869.67 转速n=40.96
根据机械设计手册表 工况系数KA=1.2
转矩Tc=KAT=1.2×869.67=1043.6
初选HL4联轴器ZC40×84JB42×112 许用转矩为[T]=1250N/m许用转速[n]=4000r/min
因为Tc<[T] n<[n] 故该联轴器满足要求。

(七)轴承设计
（一）减速器各轴所用轴承代号
普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。

（二）高速轴轴承寿命计算

1. 预期寿命
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(年工作日为300天)。
预期寿命Lh=8×300×10=24000 h
2.由前面的计算结果可知轴承所受的径向力
Fr=864.60N 轴向力Fa=749.07N
轴承工作转速n=894.41r/min
初选滚动轴承6009,根据机械设计手册，基本额定动负