带式运输机传动装置设计
1. 工作条件
连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带
题目B图带式运输机传动示意图
2. 设计数据
3.
1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。
2）进行传动装置中的传动零件设计计算。
3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。
4）编写设计计算说明书。
二、电动机的选择
1、动力机类型选择
因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择Y 系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
（1）传动装置的总效率：
（2）电机所需的功率：
3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速：
因为()40~8=a i
所以()()m in /4.2030~08.40676.5040~8r n i n w a d =?=?=
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min 。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。
其主要性能：额定功率5.5KW ；满载转速960r/min ；额定转矩2.0；质量63kg 。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
2、分配各级传动比
查表可知214.1i i ≈
所以16.591.184.14.11=?==a i i
四、动力学参数计算
1、计算各轴转速
2、计算各轴的功率
Po= P 电机=4.4KW
P I =P 电机×η1=4.4×0.99=4.36 KW
P II =P I ×η2=4.36×0.99×0.97=4.19 KW
P III =P II ×η3=4.19×0.99×0.97=4.02KW
P Ⅳ=4.02×0.99×0.99=3.94KW
3、计算各轴扭矩
T零=9550P/n=4377 N·mm
T I=9.55×106P I/n I=4333 N·mm
T II=9.55×106P II/n II= 21500N·mm
T III=9.55×106P III/n III=75520 N·mm
TⅣ=9550×106 PⅣ/nⅣ=74025 N·mm
五、传动零件的设计计算
1．选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝124的；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即
dt ≥2.32*[]3
2
1·???? ??+H E d t Z u u T K σφ 选定载荷3.1=t K
计算扭矩m N T *77.431=
7级精度；
z1＝20
z2＝96
3． 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt ＝1.3
（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1
（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa
（4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa ；大齿轮
的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ；
（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh ＝60×960×1×（1×8×300×5）＝810912.6?
N2＝N1/5.16＝1.34×10e8
N3=1.34×10e8
N4=N3/3.66=3.66×10e8
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数
KHN1＝0.92
KHN2＝0.94
KHN3＝0.94
KHN4＝0.98
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝0.92×600MPa＝552MPa
[σH]2＝0.94×550MPa＝517MPa
[σH]3＝0.94×600MPa＝564MPa
[σH]4＝0.98×550MPa＝539MPa
计算高速轴
试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t ≥[]32
11·*32.2???? ??+H E d t Z u u T K σφ =32
35178.1892.312.3·11077.433.1*32.2??? ??+??=50.092mm 计算圆周速度
v=10006021?n d t π=1000
60960092.50???π=2.52m/s 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×50.029mm=50.029mm
m=11z d t =24
029.50=2.09 h=2.25mnt=2.25×2.09mm=4.7mm
b/h=50.029/4.7=10.66
计算载荷系数K
由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时K HB 的计算公式和直齿轮的
相同
使用系数
KA=1
由b/h=8.89，K HB =1.41652
查[1]表10—13查得K FB =1.35
由[1]表10—3查得KH α=KH α=1。
故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1.25×1.1×1×1.432=1.79
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得
d1=31/t t K K d =3
3.1/79.1092.50?mm=55.73mm 计算模数m m 11z d ==24
73.50mm=2.32 由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.9
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S=4
.1500*85.0=303.57Mpa [σF2]= （KFN2*σF2）/S=4
.1380*9.0=244.29Mpa 计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1×1.12×4×1.35=1.512 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.81、 查取齿形系数
1Fa Y =2.65 2Fa Y =2.16
计算大、小齿轮的并[]
F Sa Fa Y Y σ加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=57
.30358.165.2?=0.01379 []222F Sa Fa Y Y σ=29
.24481.116.22?=0.01600 设计计算
m ≥3201600.0·24
1410*377.4512.122???e =1.557
对结果进行处理取m=2
Z1=d1/m=50.0927/2≈26 Z2=u* Z1=5.16*26≈135 几何尺寸计算
计算分度圆直径 中心距
d1=z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mm a=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161 计算齿轮宽度
b=φdd1 =52mm 计算低速轴
试算小齿轮分度圆直径d1t
D2t ≥[]32
11·*32.2???? ??+H E d t Z u u T K σφ =3235398.1892.312.3·1102153.1*32.2??? ??+??=82.82mm
计算圆周速度 v=10006022?n d t π=1000
6005.18682.82???π=0.81m/s 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×82.82mm=82.82mm m=11z d t =24
82.82=3.45 h=2.25mt=2.25×3.45mm=7.76mm
b/h=82.82/7.76=10.67
计算载荷系数K
由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=2.52m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.1；由[1]表10
—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时K HB 的计算公式和直齿轮的
相同
使用系数
KA=1
由b/h=10.67，K HB =1.432
查[1]表10—13查得K FB =1.35
由[1]表10—3查得KH α=KH α=1。
故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1.25×0.5×1×1.432=0.9
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得
d1=31/t t K K d =3
3.1/9.082.82?mm=71.32mm 计算模数m m 11z d ==24
32.71mm=2.97 由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN3=0.9 KFN4=0.95
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S=4
.1500*9.0=321.43Mpa [σF2]= （KFN2*σF2）/S=
4.1380*9
5.0=257.86Mpa 计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1×1.12×1×1.35=1.512
查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa3=1.58；Ysa4=1.78、
查取齿形系数
3Fa Y =2.65 4Fa Y =2.20
计算大、小齿轮的并[]
F Sa Fa Y Y σ加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=32143
58.165.2?=0.013026 []222F Sa Fa Y Y σ=86
.25778.12.2?=0.015186 设计计算
m ≥32015186.0·24
1410*2159.022???e =4.67 对结果进行处理取m=2.97 取3
Z1=d1/m=82.82/3≈27.61=28
Z2=u* Z1=3.66*28≈102
几何尺寸计算
计算分度圆直径中心距
d1=z1m=28*3=84mm
d2=z1m=102*3 =306mm
a=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195
计算齿轮宽度
b=φdd1 =84mm
六、轴的设计计算1总结以上的数据。
D1-2=25mm
L1-2=12mm
D2-3=30mm
2求作用在齿轮上的力
F r=F t*tan =2358.17*tan20°=340.29N
3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有
4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63
N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm
4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准
GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表
5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm
b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm
d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm 。固取L 2-3=40mm ，c=15mm ，考虑到箱体的制
t F =934.95N
F r =340.29N
GY2 凸缘联轴器
Ka=1.5
Tca=29.451N ·m
d 1=16mm
造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm
已知滚动轴承的宽度T=12mm 小齿轮的轮毂长L=50mm ，则
L 3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2
取1.0mm
七、滚动轴承的选择及校核计算、
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷N C r 4650 ，基本额定静载荷
N C r 43200=。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N
FNH2=1600.2 FNV2=697.23N
由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。
1）求比值
轴承所受径向力 N N F r 5.174523.6972.160022=+=
所受的轴向力 N F a 0=
它们的比值为 0=r
a F F 根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e 值为0.19，故此时e F F r
a π。 2）计算当量动载荷P ，根据[1]式（13-8a ）)(a r P YF XF f P +=
按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，2.1~0.1=P f ，
取1.1=P f 。则
3）验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为 h h L h 46720836582'=???=
（工作时间）,根据[1]式（13-5）
h
h h P C n L r h 46720530421920
1280093.1r/m in 60106010366>=??==）（）（Ⅲε（ 3=ε对于球轴承
取3） 所以所选的轴承61909满足要求。
八、键连接的选择及校核计算
按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A 型）。
根据d=52mm 从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm ，高度h=10mm 。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm 。
（2）校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力MPa p 120~100][=σ，取平均值，MPa p 110][=σ。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm 。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm 。根据[1]式（6-1）可得
MPa MPa MPa kld T p p 110][6.4352
4751044.26621023
3=<=????=?=σσ所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。
2）对连接联轴器与轴3的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
类似以上键的选择，也可用A 型普通平键连接。
根据d=35mm 从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm ，高度h=8mm 。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm 。
（2）校核键联接的强度
键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力MPa p 120~100][=σ，取其平均值，MPa p 110][=σ。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm 。，键与轮毂键槽的接触高度
k=0.5h=0.5×8=4mm 。根据[1]式（6-1）可得
MPa MPa MPa kld T p p 110][4.6335
6041044.26621023
3=<=????=?=σσ所以所选的键满足强度要求。
键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。
圆头普通平键