带式运输机传动装置设
计课程设计
文件编码（008-TTIG-UTITD-GKBTT-PUUTI-WYTUI-8256）
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. 设计任务
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；满载转速960r/min ；额定转矩；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=
P I =P 电机×η1=×= KW
P II =P I ×η2=××= KW
P III =P II ×η3=××=
P Ⅳ=××=
3、计算各轴扭矩
T 零=9550P/n=4377 N·mm
T I =×106
P I /n I =4333 N·mm
T II =×106P II /n II = 21500N·mm
T III =×106P III /n III =75520 N·mm
T Ⅳ=9550×106 P Ⅳ/n Ⅳ=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 ≥*[]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 ＝
（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 ＝
（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）＝8
.6
10
912
N2＝N1/＝×10e8
N3=×10e8
N4=N3/=×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＝
KHN2＝
KHN3＝
KHN4＝
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＝×600MPa＝552MPa
[σH]2＝×550MPa＝517MPa
[σH]3＝×600MPa＝564MPa
[σH]4＝×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??? ??+??= 计算圆周速度
v=10006021?n d t π=1000
60960092.50???π=s 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×=
m=11z d t =24
029.50= h==×=
b/h==
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=s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=；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=，K HB =
查[1]表10—13查得K FB =
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×=
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= 计算模数m m 11z d ==24
73.50mm= 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= KFN2=
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S= 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S=4
.1500*85.0= [σF2]= （KFN2*σF2）/S=4
.1380*9.0= 计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1××4×=
查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=；Ysa2=、
查取齿形系数
1Fa Y = 2Fa Y =
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?= []222F Sa Fa Y Y σ=29
.24481.116.22?=
设计计算
m ≥32
01600.0·241410*377.4512.122???e = 对结果进行处理取m=2
Z1=d1/m=2≈26
Z2=u* Z1=*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 ≥[]3211·*32.2???
? ??+H E d t Z u u T K σφ =32
35398.1892.312.3·1102153.1*32.2??? ??+??= 计算圆周速度
v=10006022?n d t π=1000
6005.18682.82???π=s 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×=
m=11z d t =24
82.82= h==×=
b/h==
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=s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=；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=，K HB =
查[1]表10—13查得K FB =
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×=
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= 计算模数m m 11z d ==24
32.71mm= 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= KFN4=
计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S= 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S=
4
.1500*9.0=
[σF2]= （KFN2*σF2）/S=4
.1380*95.0= 计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1××1×=
查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa3=；Ysa4=、
查取齿形系数
3Fa Y = 4Fa Y =
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?= []222F Sa Fa Y Y σ=86
.25778.12.2?= 设计计算
m ≥32
015186.0·241410*2159.022???e = 对结果进行处理取m= 取3
Z1=d1/m=3≈=28
Z2=u* Z1=*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。
L=189mm
D1-2=25mm
L1-2=12mm
D2-3=30mm
2求作用在齿轮上的力
F
r =F
t
*tan =*tan20°=
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A
=112。于是有
4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=则；
Tca=Ka*T
3
=*=·m
Tca=Ka*T
3
=*=·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d
1=16mm .固取d
1-2
=16mm
4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=则；
Tca=Ka*T
3
=*=·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d
1=16mm .固取d
1-2
=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d
2-3
=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L
1
=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
L
1略短一些，现取L
1-2
=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d
2-3
=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴
肩定位查[2] 又根据d
2-3=18mm和上表取d
3-4
=20mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d
4-5
=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=
F
r
=
GY2 凸缘联轴器
Ka=
Tca=·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
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=
FNH2= FNV2=
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，故此时e F F r
a 。 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 。