带式运输机传动装置的设计
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机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计机电系（院）08数控班设计者指导教师2010年6月9日(江西科技师范学院)机械课程设计课程设计任务书题目：带式运输机传动装置的设计1.带式运输机工作原理2.已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；2)使用折旧期；8年；3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5)运输带速度容许误差：±5%；6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
3设计数据1题参数运输带工作拉力F/KN 1500运输带工作速度v/(m/s) 1.1卷筒直径D/mm 220注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。
4.传动方案目录一、传动装置的总体设计……………………………………二、传动件的设计计算………………………………………三、减速器装配草图的设计…………………………………四、轴的设计计算……………………………………………五、装配草图…………………………………………………六、减速箱体的结构尺寸……………………………………七、润滑油的选择……………………………………………八、转配图和零件图…………………………………………附录参考文献一、传动装置的总体设计1、传动方案的确定在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器，其主要特点是：传动比一般为8～40，用斜齿、直齿或人字齿，其中高速级一般用斜齿，低速级可做成直齿，结构简单，应用广泛；它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种，齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度，高速级常用圆柱斜齿轮，低速级可用直齿轮。
高速级齿轮布置应远离输入端，这样，轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。
用于比较平稳的场合。
如下图为其传动方案简图：2、电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V ；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。
1) 电动机容量的选择1） 工作机所需功率P w 由题中条件 查询工作情况系数K A （[1]P 187表7-3），查得K A=1.4 设计方案的总效率 n 0=n 1*n 2*n 3*n 4*n 5*n 6…n n本设计中的 联η——联轴器的传动效率（2个）， 齿η——齿轮的传动效率（2对）， 其中联η=0.99（两对联轴器的效率取相等）123承轴η=0.98（123为减速器的3对轴承） 卷筒η=0.96（卷筒的一对轴承） 齿η=0.97（两对齿轮的效率取相等）总η=联η23123齿联轴承ηηη卷筒η=96.0*97.0*99.0*98.0*99.023=0.832） 电动机的输出功率P w=k A*卷筒η1000FV（[2]P 187式13-4）P d ＝Pw/总η （[2]P 187式13-1） Pd ＝1.988KW2． 电动机转速的确定由v=1.1m/s 求卷筒转速n w V =1000*60wdn π=1.1 =>n w =95.54r/min （[1]P 70 式5-7）nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为8~40，故电动机转速的可选范围为：n m ＝n *(8~40)＝（764.32～3821.6）r /min . 综上所述,得出结论:符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种，通过对比选择同步转速为1000r/min 的较合适，故拟选用电动机类型为：总η=0.83P d ＝1.988 KWn w =95.54 r/min电动机型号 Y112M-6传动比15i 1=3.58 i 2=2.75各轴速度 n 0=940r/min n 1=940r/min n 2=262.57r/min n 3=95.54r/min n 4=95.54r/min各轴功率P 1= 1.9288Kw P 2=1.8335KwP 3=1.6732Kw各轴转矩T d ＝20.197N ·mT 1=19.595 N m •中间轴IIT II =T I i 1η12=19.595×3.58×0.98×0.97=66.686N ·m 低速轴IIIT Ⅲ=T II i 2η23 =66.686×2.75×0.98×0.97×0.96=167.354N ·m ； 式中，T d 为电动机轴的输出转矩，；T Ⅰ、T II 、T Ⅲ为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的输入转矩.二、传动件的设计计算小齿轮传递的转矩。
由前一节运动参数计算,己知T I =19.595N ·m =1.960410⨯ N ·mm T II =66.686N ·m =6.669410⨯N ·mm A 高速齿轮的计算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260HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
见附录齿轮常用材料及选择原则2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝22，大齿轮齿数z2＝79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[1]P 114式7-5计算，即dt ≥2.32*[]321·⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ 3． 确定公式内的各计算数值1）T 2=66.686 N m •T 3=167.354N m •7级精度；z1＝20 z2＝79（1） 试选Kt ＝1.4[1]P 126 （2） 由[1]P 118表7-8选取尺宽系数φd ＝1.05 （3） 由[1]P 115表7-6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa 由[1]P 122图7-15b)2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 σHlim1＝700MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （4） 由[1]P 118式7-9计算应力循环次数 (I 轴上小齿轮)N 1=60n 1jL h =60×940×1×(2×8×300×8)=2.166×109(II 轴上大齿轮)N 2=60×263×1×(2×8×300×8)=6.060×108N 2此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。
L h 为齿轮的工作寿命，单位小时（5） 由[1]P 126图7-18查得接触疲劳寿命系数Z N1＝0.95 Z N2＝0.99（6） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S ＝1，S 由[1]P 120表7-9的][H σ1 = K HN 1σHlim 1 /S=0.95*700MPa=665Mpa ][H σ2= K HN 2σHlim 2/S=0.99*550MPa=545MPa由[1]P 118式7-8a 得 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1td 1t ≥mm mm 143.365458.18958.3*1)158.3(*10*960.1*4.123.2324=⎪⎭⎫⎝⎛+（2） 计算圆周速度V 12=11601000t d n π⨯=3.14×36.143×940/(60×1000)=1.778m/s（3） 计算齿宽b 及模数mb 1=φd d 1t =1×36.143mm=36.143mmm t 1=11z d t =22143.36=1.643mmh 1=2.25mt1=2.25×1.643=3.697mm11h b =697.3143.36=9.78 （4） 计算载荷系数K 由[1]P 111表7-3 已知载荷平稳，所以取K A =1K t ＝1.4 φd ＝1.05N 1=2.166×109 N 2=6.060×108Z N1＝0.95 Z N2＝0.99S ＝1][H σ1＝665Mpaa ][H σ2＝545MPd 1t =36.143mmv =1.778m/sb=36.143mmm=1.643mmh=3.697mmb/h=9.78K A =1根据v,7级精度，由[1]P 111图7-8查得动载系数Kv1=1.07；由[1]P 112表7-4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，查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数K HB K HB1=1.308 再根据齿宽与齿高之比hb,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数[1]P 113表7-5查得K FB 1=1.29 由[1]P 118表7-5查得K Ha 1=K Fa 1=1。
故: 载荷系数 K 1=K A 1K V 1K Ha 1K H β1=1×1.07×1×1.308=1.399（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d1=31/t t K K d 由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d 1= d 1t =36.143(6)计算模数m n m n 1=11z d =36.143/22=1.643 4． 按齿根弯曲强度设计 由[1]P 117表7-7m ≥[]F Sa Fa d Y Y Z KT σφ⋅2231） 确定计算参数由[1]P 123图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=268MP a 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=210MP a由[1]P 126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Y N 1=0.90 ，Y N 2=0.93,计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.3 查[1]P 143表7-13得[σF1]=（Y N 1*σF1）/S=3.1268*90.0=185.54Mpa[σF2]= （Y N 2*σF2）/S=3.1210*93.0=150.23Mpa（1） 计算载荷系数K 11=K A 11K V 11K Fa 11K F β11=1×1.07×1×1.29=1.38（2） 查取应力校正系数由表[1]P 116表7-7查得1Sa Y = 1.57，2Sa Y =1.77 1Fa Y =2.72，2Fa Y =2.22计算大、小齿轮的并[]F Sa Fa Y Y σ加以比较K HB1=1.308KFB1=1.29K H α=KH α=1.1K=1.399d1=36.143mmm=1.643Y N 1=0.90 Y N 2=0.93S=1.3[σF1]= 185.54Mpa[σF2] =150.23MpaK=1.38 Ysa1=1.57 Ysa2=1.771Fa Y =2.72 2Fa Y =2.22[]111 F SaFa YYσ=0.02302[]222 F SaFa YYσ=0.02616 m=2.0Z1=19Z2=69d1=38d2=138a=88B1=45mmB2=40mm2）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＝61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[1]P 114式7-5试算，即d 1t ≥321t ][*)-1u (*T k 23.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛Φ+H E d Z u σ 3. 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt ＝1.4 [1]P 126（2） 由[1]P 118表7-8选取尺宽系数φd ＝1.05（3） 由[1]P 115表7-6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa （4） 由[1]P 122图7-15d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1＝700MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim 2＝550MPa ；（5） 由[1]P 118式7-9计算应力循环次数(II 轴上小齿轮) N 3=N 2 =6.060×108(III 轴上大齿轮)N 4=60×96×1×(2×8×300×8)=2.212×108 此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。
