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带式运输机传动装置机械设计说明书

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目 录
一、 设计任务 3
1.1．带式运输机传动装置设计的布置: 3
1.2．设计的技术数据: 3
1.3．工作情况及要求: 3
二、 电动机的选择计算 3
2.1.选择电动机功率 4
2.2.选取电动机的转速 4
三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 5
3.1、 分配传动比 5
3.2、 各轴功率、 转速和转矩的计算 5
四、 传动零件的设计计算 7
4.1、 确定设计功率PC 7
4.2、 选取V带的型号 7
4.3、 确定带轮基准直径、 7
4.4、 确定中心距a和带的基准长度Ld 7
4.5、 验算包角 8
4.6、 确定带根数z按教材式4-29 8
4.7、 确定初拉力F0按教材式4-30 9
4.8、 计算轴压力Q 9
4.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图 9
五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 10
5.1.选择齿轮材料精度等级 10
5.2. 按接触疲劳强度计算中心距 11
5.3.验证圆周速度 12
5.4.计算齿轮的几何参数 12
5.5.验算齿根弯曲强度 14
5.6．齿轮主要几何参数 15
六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 15
6.1.选择齿轮材料, 确定精度及许用应力 15
6.2.按接触疲劳强度确定中心距 16
6.3．验算齿面接触疲劳强度 18
6.4．校核齿根弯曲疲劳强度 19
6.5．齿轮主要几何参数 20
七、 轴的设计计算 21
7.1．减速器高速轴的设计计算 21
7.1.1选择轴的材料 21
7.1.2 按扭矩初步估算轴端直径 21
7.1.3 初选滚动轴承 22
7.1.4 设计轴的结构 22
7.1.5 对轴进行分析, 作当量弯矩图。 23
7.1.6 校核轴的静强度 25
7.1.7 校核轴的疲劳强度 25
八、 滚动轴承的选择和寿命验算 27
九、 键联接的选择和验算 28
9.1.选择键联接的类型和尺寸 29
9.2.键联接的强度计算 29
十、 联轴器的选择计算 29
十一、 减速器的润滑方式及密封方式的选择 30
11.1.齿轮润滑油的选择 30
11.2. 齿轮箱的油量计算 30
11.3. 滚动轴承的润滑 31
11.4. 滚动轴承的密封 31
11.5. 验算齿轮是否与轴发生干涉现象 31
十二、 设计体会 32
十三、 附表 33
十四、 参考文献 34

一、 设计任务
1.1．带式运输机传动装置设计的布置:

1.2．设计的技术数据:
运输带的工作拉力: F=2650N
运输带的工作速度: V=0.80m/s
运输带的滚筒直径: D=280mm
运输带的宽度 : B=300mm
1.3．工作情况及要求:
用于机械加工车间运输工作, 2班制连续工作,载荷有轻度冲击, 使用4.5年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源: 电力三相交流380/220V。速度允差〈5%。
二、 电动机的选择计算
根据工作要求及条件, 选择三相异步电动机 , 封闭式结构, 电压380V, Y系列。
2.1.选择电动机功率
滚筒所需的有效功率: =F×V=2650×0.8=2.12KW
传动装置的总效率:
式中: 滚筒效率: = 0.96
联轴器效率: = 0.99
V带传动效率: = 0.95
深沟球轴承: =0.99
斜齿轮啮合效率: = 0.97
传动总效率:
= 0.95 *0.972* 0.994*0.99 *0.96=0.825
所需电动机功率 :
==2.12/0.816=2.570 kw
2.2.选取电动机的转速
滚筒转速
===54.6r/min
查表4.12-1,可选Y系列三相异步电动机Y132S-6,额定功率P0=3 KW, 同步转速1000 r/min;
或选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率额定功率P0=3 KW,
同步转速1000 r/min.均满足P0 >Pr 。

电动机数据及传动比
方案号
电机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y100L2—4
3.0
1000
1420
26
2
Y132S—6
3.O
1000
960
17.58

比较两种方案可见, 方案1选用的电动机虽然质量和价格较低, 但传动比过大。为使传动装置紧凑, 决定选用方案2。
电动机型号为Y132S-6.查表得其主要性能如下
电动机额定功率 P0/ kw 3.0
电动机轴伸长度E/mm 80
电动机满载转速 n0/(r/min) 960
电动机中心高H/mm 132
电动机轴伸直径 D/mm 28
堵转转矩/额定转矩T/N.m 2．0
三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
3.1、 分配传动比
总传动比:
I总=no/nw =960/54.6=17.58
V带传动比为2—4, 取
则减速的传动比: =17.58/2.5=7.032
对减速器传动比进行分配时, 即要照顾两级传动浸油深度相近, 又要注意
大锥齿轮不能碰着低速轴, 试取:
== 3.081
低速轴的传动比: == 7.032/3.081=2.282
3.2、 各轴功率、 转速和转矩的计算
0轴: 即电机轴
P0==2.57kw
n0=960r/min
T0=9550×P0/n0=9550×2.57/960=25.57
Ⅰ轴: 即减速器高速轴
P1= 2.57×0.96=2.47kw
n1= n0/ =960/2.5=384r/min
T1=9550×P1/n1=9550×2.47/384= 61.43
Ⅱ轴: 即减速器中间轴
P2= P1·=2.47×0.97×0.99=2.37kw
n2=n1/= n1/=384/3.081=124.6r/min
T2=9550×P2/n2=9550×2.37/124.6=181.65
Ⅲ轴: 即减速器的低速轴
P3= P2·=2.37×0.97×0.99=2.276kw
n3= n2/i23=124.6/2.282=54.6r/min
T3=9550×P3/n3=9550×2.276/54.6=398.1N·m
Ⅳ轴: 即传动滚筒轴
P4= P3·=2.276×0.99·0.99=2.23 kw
n4= n3=54.6r/min
T4=9550×P4/n4=9550×2.23/54.6=390.04 N·m
将上述计算结果汇于下表:
表1: 各 轴 运 动 及 动 力 参 数
轴序号
功 率
P/ kw
转 速
n/(r/min)
转 矩
T/N.m
传动形式
传动比i
效率η
0轴
2.57
960
25.57
带传动
2．5
0．96
Ⅰ轴
2. 47
384
61.43
齿轮传动
3.081
0．96
Ⅱ轴
2. 37
124.6
181.65
齿轮传动
2.282
0．96
Ⅲ轴
2. 276
54.6
398.1
联轴器
1．0
0．98
Ⅳ轴
2. 23
54.6
390.04

四、 传动零件的设计计算
4.1、 确定设计功率PC
原始数据:
电动机的输出功率 : 2.57kW
满 载 转 速 : 960r/min
从动轴转速 : 384 r/min
传动比 : 2.5
由教材表4—4, 查得: =1.3
PC=×P=1.3×2.57=3.34 kw
4.2、 选取V带的型号
根据PC和n0由教材图4-12确定, 因工作点外于A型区, 故选A型。
4.3、 确定带轮基准直径、
①选择小带轮直径
由教材表4-5和教材表4-6确定=100mm
②验算带速V:
V===5.027m/s
在5—25m/s之间, 故合乎要求
③确定从动轮基准直径dd2
==2.5×100=250mm 查教材表4-6取=250mm
④实际从动轮转速和实际传动比i
不计ε影响, 若算得与预定转速相差5％为允许。
===2.5
4.4、 确定中心距a和带的基准长度Ld
①初定中心a0
本题目没有给定中心距, 故按教材式4—25确定
0.7(dd2+dd1)≤≤2(dd2+dd1)
0.7×( 100+250) ≤≤2×(100+250)
245≤≤700
取=500mm。
②确定带的计算基准长度Lc按教材式4-26
≈2+(+)+
=2×500+×( 100+250) +
=1561.03㎜
③取标准Ld按教材表4-2取=1600㎜。
④确定中心距按教材式4-27
=+=500+=519.35㎜
调整范围
=+0.03=519.35+0.03×1600=567.35㎜
=-0.015=519.35-0.015×1600=495.35㎜
4.5、 验算包角
≈180°-×60°
=180°-×60°=162.67°＞1200 符合要求
4.6、 确定带根数z按教材式4-29
Z≥ ≤Zmax
由教材式4-19单根V带所能传递的功率
=(+ )
查附图得,
由教材式4-20包角系数
=1.25()=1.25()=0.962
=(+ )
=0.962×(0.9+0.25)
=1.095
V带的根数
Z≥==3.05 取Z=4根
4.7、 确定初拉力F0按教材式4-30
F0=500(-1)+q
=500×
=135.31N
式中q由教材表4-1查得q=0.1Kg/m。
4.8、 计算轴压力Q
按教材式4-31
Q=2F0zsin=2×135.31×4×sin=1070.12N
4.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图
小带轮dd≤(2.5-3)d, 采用实心式结构
大带轮采用腹板式结构
d1=1.8d=1.8×26=46.8mm
查指导书表25-5得 e=15, f=10, he =12, δ=6, φ=340, ba=11mm, hamin=2.75
带轮的宽度: B=( z-1) e+2f=( 4-1) ×15+2×10=65mm
带轮的具体结构略。
五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算:
原始数据: 电动机的输出功率 : 2.47kW
小齿轮转速 : 384 r/min
传动比 : 3.081
单向传动, 工作载荷有轻微冲击,
每天工作16小时, 每年工作300天, 预期工作4.5年。
5.1.选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械, 小齿轮材料选用45钢, 调质处理, 由教材表5—1查得
小齿轮45调质, 硬度217～255HB, 取硬度为235—255HB;
大齿轮材料选用45钢, 正火处理,
硬度162～217HB, 取190—217HB。
齿轮精度等级为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
=60j=60×384×1×(4.5×300×16)=4.976×108
=/=4.976×108/3.081=1.615×108
查教材图5-17得齿面接触疲劳极限=1.09, =1.13
取Zw=1.0, =1.0, =0.92, =1.0
由教材图5-16(b)得:
=580Mpa, =550MPa
由教材式(5-28)计算许用接触应力
=ZN1ZXZWZLVR==576.288Mpa
=ZN2ZXZWZLVR==571.9Mpa
5.2. 按接触疲劳强度计算中心距
取1.0, 由教材式5-39

由教材表5—5查得: =189.8
取=0.4 T1==61428.39m
初取: , 暂取:
估取:
由式5—42 计算

==2.45

=
=108.4mm
圆整取: 　 a=110mm
一般取: mm
查教材表5-7
取标准模数:
总齿数: ==107.59
整取 : =108
小齿轮齿数 : z1=/(u+1)=26.464
整取: z1 =27
大齿轮齿数: z2= - z1 =81
取: z1=27 z2=81
实际传动比:
传动比误差: ＜5%
故在范围内。
修正螺旋角 :

取β=与相近, 故、 可不修正

5.3.验证圆周速度
故满足要求
5.4.计算齿轮的几何参数
由5-3 按电动机驱动, 轻度冲击

按8级精度查取5-4(d)得: 　
齿宽:
取整: b2=50 b1=55
按,
考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查教材图5-7a
得: 　按8级精度
查教材表5-4得:

齿顶圆直径:

端面压力角:
齿轮基圆直径:

齿顶圆压力角:

由教材式5-43　得:
由教材式5-18得:
基圆螺旋角:
ZH=

5.5.验算齿根弯曲强度
由式5-44
= ≤
=/=27/ =28.83
=/=81/=86.49
查教材图5-14得: =2.58,=2.32
查教材图5-15得: =1.62,=1.76
由教材式5-47计算:
=1-=1-1.676=0.833
由式5-48计算:
=0.25+=0.25+=0.680
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b得: 230MPa,210MPa
查图5-19得: 1.0
取: Yx=1.0
取:
==329Mpa
==300Mpa
=
=
=87.51MPa<=329Mpa 安全
=
==85.49MPa<=300MPa 安全
5.6．齿轮主要几何参数
Z1=27 Z2=81 β=11°56’24”
mn=2mm d1=55.21mm d2=165.62mm
= =55.21+2×1×2=59.21mm
==165.62+2×1×2=169.62mm
=-2.5=55.21-2.5×2=50.21mm
=-2.5=165.62-2.5×2=160.62mm
=110mm b1=55mm b2=50mm
齿轮的结构设计:
①小齿轮: 由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5, 因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。
②对于大齿轮, da2<500m 因此, 做成腹板结构。
六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由前面计算得知: 二轴传递的功率P2=2.37kw, 转速n1=124.6r/min,
转矩T1=181.65Nm, 齿数比u=2.282,
单向传动, 工作载荷有轻微冲击,
每天工作16小时, 每年工作300天, 预期工作4.5年。
6.1.选择齿轮材料, 确定精度及许用应力
小齿轮为45钢, 调质处理, 硬度为217—255HB
大齿轮为45钢, 正火处理, 硬度为190—217HB
齿轮精度为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
=60=60×124.6×1×(16×300×4.5)=1.62×108
=/==
查教材图5—17得: 1.13, 1.2
取: =1.0,=1.0,=0.92,=1.0
查图5—16得: =590MPa, =560MPa
由式5—28

==666.7MPa
==672MPa
6.2.按接触疲劳强度确定中心距
≥(u+1)mm
T2==181649.27N·mm
初选=1.1, 暂取,0.4
由式5—42 0.989
由表5—5 得=189.8
由式5—41 计算
估取
则=
==2.467
≥(u+1)
=
=141.3mm
圆整取: =145mm
一般取: =(0.01～0.02)= (0.01～0.02)×145=1.45～2.9
取标准值: =2.5mm
两齿轮齿数和 : ===113.47
取: =114
=/(u+1)= =34.735
取: =35
= -z1=114-35=79
实际传动比: ==2.257
传动比误差: ＜5%
故在范围内。
修正螺旋角 :
β=arccos= arccos=11.6550
与初选 接近, , 不可修正
===89.34mm
==201.66mm
圆周速度: V===0.583m/s
取齿轮精度为8级
6.3．验算齿面接触疲劳强度
=≤
有表5-3查得: =1.25
/100=0.583×35/100=0.204
按8级精度查图5-4得动载系数=1.01
齿宽 b==0.4×145=58mm
取: mm mm
=60/89.34=0.672
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置, 两轮均为软齿面, 得: =1.04
查表5-4得: =1.2
载荷系数==1.25×1.01×1.04×1.2=1.576
由5-42 =0.989
计算重合度, 以计算:
=+2m=89.34+2×1.0×2.5=94.34mm
=+2m =201.66+2×1.0×2.5=206.66mm
=arctan(tan/cosβ)
= arctan(tan200/cos11.650)=20.390
=cos=89.34×cos20.390=83.74mm
=cos=201.66×cos20.390=189.02mm
=arccos= arccos =27.420
=arccos= arccos =23.850
=［(tan-tan)+(tan-tan)］
=[35× +79×]
=1.705
== =1.545
由式5-43计算

= arctan(tancos)
= arctan(tan11.66°×cos20.390)=10.950
== =2.45
由式5-38计算齿面接触应力
=
=2.45×189.8×0.766×0.99×
=204.86MPa<[]=666.7Mpa
6.4．校核齿根弯曲疲劳强度
由式5-44得:
= ≤
=/=35/ =37.26
=/=79/=84.1
查图5-14得: =2.47,=2.27
查图5-15得: =1.65,=1.76
由式5-47计算
=1-=1-1.705=0.834
由式5-48计算
=0.25+=0.25+=0.67
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b得: 220MPa,210MPa
查图5-19得: 1.0
取: Yx=1.0
取:
==314Mpa
==300Mpa
=
=
=97.31MPa<=314Mpa 安全
===95.39MPa<=300MPa 安全
6.5．齿轮主要几何参数
Z1=35 Z2=79 β=11°39’36”
mn=2.55mm d1=89.34mm d2=201.66mm
= =89.34+2×1×2.5=94.34mm
==201.66+2×1×2.5=206.66mm
=-2.5=89.34-2.5×2.5=83.05mm
=-2.5=201.66-2.5×2.5=195.41mm
=145mm 取=60mm, =65mm
齿轮结构设计计算:
( 1) 小齿轮da1<200mm, 制成实心结构的齿轮。
( 2) 大齿轮, da2<500m, 做成腹板结构。
七、 轴的设计计算
7.1．减速器高速轴的设计计算
7.1.1选择轴的材料
轴的材料为45号钢, 调质处理
7.1.2 按扭矩初步估算轴端直径
初步确定高速轴外伸段直径, 高速轴外伸段上安装带轮,
其轴径可按下式求得:

查表( 8-2) 得: =110—160, 取: =115
考虑轴端有一个键槽, 在计算时应该增加3%～5%
×( 1+3%) =22.029mm
考虑轴端有一个键槽 取: =28mm
7.1.3 初选滚动轴承
因该轴上装有斜齿轮, 需要调整轴向位置, 考虑装拆调整方便起见,
选用角接触球轴承。根据轴端尺寸, 带轮的定位方式和轴承的大概
安装位置, 初选角接触球轴承6207
7.1.4 设计轴的结构
a.带轮用的轴肩定位
轴承按标准取6207内径为
该轴为齿轮轴, 轴承的周向用有过盈的配合,
带轮的周向用键定位。
b．布置轴上零件, 设计轴的结构
根据安装和定位的需要, 初定各轴段直径和长度, 各跨度尺寸,
作轴的简图如图:
力学模型

7.1.5 对轴进行分析, 作当量弯矩图。
计算齿轮所受的各个分力, 绘制空间受力简图
圆周力: =/=2×61430/55.210=2225.322N
轴向力:
径向力:
带对轴的压轴力: Q=1077.16 N
齿轮的分度圆直径: =55.210mm
齿轮的齿根圆直径: =50.210mm
将空间力系分解为H和V平面力系, 分别求支反力并画弯矩图
,
即: Q×265-=0

即:

求轴的弯矩M, 画弯矩图

画轴的扭矩图 T=61430
求计算弯矩, 画计算弯矩图
取根据,

绘制空间受力、 弯矩、 扭矩简图如图:

7.1.6 校核轴的静强度
根据图中轴的结构尺寸, 选择弯矩叫大的Ⅰ剖面和弯矩较大, 轴径较细的Ⅱ剖面进行验算。
根据主教材查得=59 MPa
Ⅰ剖面的计算应力: 安全
Ⅱ剖面的计算应力: 安全
7.1.7 校核轴的疲劳强度
a．判断危险剖面
分别选择Ⅱ, Ⅲ剖面进行验算: Ⅲ剖面所受的弯矩和扭矩大, 轴肩圆角处有
应力集中。Ⅱ剖面除受弯矩和扭矩外, 附近还有过盈配合, 键槽和轴肩圆角三个
应力集中源。
45钢调质的机械性能参数: , , 。
b．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核
因轴单向转动, 弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。

根据教材附表查取应力集中系数, 绝对尺寸影响系数和表面质量系数。
根据:
查得:
查得: , , , , , 并取
===30.82
===49.51
===26.16
取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求
c. Ⅳ剖面校核
因轴单向转动, 弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。

根据教材附表查取应力集中系数, 绝对尺寸影响系数和表面质量系数。
根据:
查得:
查得: , , , , ,
并取:
===4.83
===9.83
===4.34
取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求
八、 滚动轴承的选择和寿命验算
由于转速高、 有较大轴向力, 故选用角接触球轴承
由《机械设计课程设计》查得7208Ac系列轴承:
=25.8KN =19.2KN
由前面计算得知:

合成支反力:
===2698.656N
===1883.32N
Fa=470.572N
= Fa=470.572N, =0
/=470.572/19.2=0.0245
查表得e=0.4 Y=1.4
/=470.572/2698.656=0.174<e
=1, =0
=0 /=0＜e =1, =0
轴承承受轻度载荷冲击,因此取=1.2
=× (+)
=1.2×2607.368=3128.842N
=× (+)
=1.2×1883.321=2259.985N
∵>
∴计算轴承1的寿命
=24330.99h =5.07 年
预期寿命: 5. ＞4.5年 , 寿命足够
在预期范围内, 不用更换轴承即可达到要求。
九、 键联接的选择和验算
大带轮装在高速轴轴端, 需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算
得知: V带带轮材料为45钢, 轴的材料为45钢, V带与轴的配合直径为28mm,
轮毂长为65mm,传递转矩T=614