带式运输机传动装置机械设计课程设计传动方案

1、机械设计课程设计传动方案设计书题目：带式运输机传动装置学号：1040112330班级：机自 1203 班姓名：张强1257213437II38设计计划书一、设计 带式输送机传动装置已知条件：（ 1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，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；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（ 4） 运输带速度允许误差： ±5%；（ 5） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产.已知参数：运输带工作压力F = 1500 N 运输带工作速度 v =

2、 1.1 m/s卷筒直径 = 220 mm二、拟定传动方案a : 二级展开式圆柱齿轮减速器优点：结构简单，应用广泛，两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑，尺寸紧凑，成本低，用于载荷比较平稳地场合 .缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度.b ：二级同轴式圆柱齿轮减速器优点：结构简单，应用广泛，齿轮减速器长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油润滑.缺点：齿轮减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴地承载能力难于充分利用.C ： 圆锥圆柱齿轮减速器优点：用于输入输出轴相交地场合，也用于两轴垂直相错地

3、传动中.缺点：制造安装复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用.d ：单级蜗杆减速器优点：结构简单，尺寸紧凑缺点：效率较低，适用于载荷较小、间歇工作地场合，轴承润滑不太方便.综上所述，二级展开式圆柱齿轮减速器比较符合方案要求，故选用二级展开式圆柱齿轮减速器 .三、电动机地选择设计电动机地选择设计步骤及内容已知： F = 1500 Nv = 1.1 m/sD = 220 mmFvP01.65KW10001、电动机输出功率p0Pd = 12 23 32 425 1：联轴器效率2：啮合效率3：轴承效率4：溜油效率5：滚筒效率 1 = 0.99 2 = 0.99 3 = 0.98 4 = 0.97 5

4、= 0.960.9920.9920.9830.9720.960.8171.652.020Pd0.817根据 Pd 查电动机手册选取 Y100L1-4 型电动机Pm = 2.2 KW nm1430r / min Mn = 2.32、总传动比计算及传动比分配nminDv6010001.1601000nDD95.49r / min220nm1430i14.98nD95 .49ii1 i 2取i14.74 i23.16各轴地转速、扭矩：n1nm1430r / min结果选取Y100L1-4 型电动机i14.74i23.16n2n11430r / mini14.74301.69r / minn3n230

5、1.69 r / min95.47r / mini23.16md9550Pm95502.214.69nm1430m1md1314.690.990.9814.25m2m1i123 414.254.740.990.98 0.97 65.56N mm3m2i2 42365.533.160.97 0.990.98194.88N mP1Pd132.20.990.982.13KWP2P12342.130.990.980.972.00KWP3P22342.000.990.980.971.88KW轴转速扭矩功率（r/min ）（ N·m)（ KW)一143014.252.13二301.6965.56

6、2.00三95.47194.881.88四 、齿轮地设计计算设计设计步骤及内容高速级齿轮已知条件传动i1=4.74 i2=3.16 n1=1430r/min n2=301.69r/minP=2.2kw传动方案：二级展开式直齿圆柱齿轮传动1.选择材料选用二级展开式直齿齿轮传动，压力角为20°；根据机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为结果二级展开式直齿圆柱齿轮传动45 钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7 级精度。试选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=i1Z1 =4.74 ×21=99.54取

7、Z2=100取 Z1=212.制定热处理工艺Z2=100小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高地韧度和足够地强度.3.按齿面接触强度设计按式（ 1011）进行试算小齿轮分度圆直径，即23 2K HtT1 u 1Z H Z E Zd1tudH(1)确定公式内地各计算数值.试选载荷系数 KHt 1.3.计算小齿轮传递地转矩查表知 T1 1.425 104 N mmKHt 1.3.由表 107 选取尺宽系数 d1T1 1.425104 N mmd 1ZH = 2.5.由图 10-20 查得区域系数 ZH = 2.5ZE=189.8M.由表 105 查得材料地弹性影响系数 ZE=1

8、89.8MPaPa.由式（ 10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Za1arccosz cos /( z2h* )11aarccos21cos20 /(2121)30.909a 2arccosz2cos/( z22ha * )arccos100cos20/(1002 1)22.888z1 (tana1tan' )z2 (tana 2tan ' ) / 221(tan 30.909tan 20 )100(tan 22.888 tan 20 ) / 21.711Z441.7110.87333.计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮地接触疲劳极限分别为H lim

9、 1 600MPa 、H lim 2550MPa由式（ 10-15）计算应力循环次数：N160n1 jL h6014301(2 83008) 3.295 109N2N1 / u3.295109 /(100 / 21)6.920108由图 10-23 查取解除疲劳寿命系数KHN1 = 0.90、 KHN2= 0.95取失效概率为1%、安全系数 S=1，由式（ 10-14 ）得1KHN1lim 1 0.90 600540MPaS1523MPa2N 2LIM 20.95 550S1取H 1 和 H 2 中地较小者作为该齿轮副地接触疲劳许用应力，即H H 2523MPa2）试算小齿轮分度圆直径2K H

10、t T12d1tu 1 Z H ZE Z3udH3 (2.5 189.80.873)24.74 12 1.3 1.425 1045234.74130.419mm（2）调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前地数据准备 圆周速度 vZ0.873H523MPad1t30.419mmvd1t n130.419 14301000601000602.28m/ s 齿宽 bbd d1t130.41930.419mm2） 计算实际载荷系数K H由表 10-2 查得使用系数 K A1 根据 v =2.28m/s 、 7 级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.02齿轮地圆周力Ft1 2T1 / d1t2

11、1.425104/ 30.4190.937103 NKAFt1 / b1937 / 30.41930.803N / m 100N / m查表 10-3得齿间载荷分配系数KH 1.2 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 KH=1.417由此，得到实际载荷系数KHKAKVKH KH1 1.021.21.4171.7343） 由式（ 10-12 ），可得按实际载荷系数算得地分度圆直径d1KH1.734d1t 330.419 333.485mmKHt1.3及相应地齿轮模数md 1 / z133.485 / 211.59mm3、 按齿根弯曲疲劳强度设

12、计（1）由式（ 10-7)试算模数，即mt2K Ft T1YYFa Ysa23d z1F1） 确定公式中地各参数值试选 K Ft 1.3由式 (10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y0.750.250.750.250.688v2.28m / sb30.419mmK A1K v1.02KH1.2KH =1.417KH1.734d133.485mmm1.59mm 计算1.711YFaYsaF由图 10-17 查得齿形系数, YFa1 2.65YFa 2 2.26由图 10-18 查得应力修正系数 Ysa1 1.58 , Ysa2 1.73 由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮地齿根弯曲疲劳极限

13、分别为F lim1500MPa,F lim 2380MPaK Ft1.3由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 10.83, K FN 2 0.85Y 0.688取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-14 ）得F 1K FN1F lim 10.83 500 MPa296.43MPaS1.4F 2KFN2F lim 20.85 380 MPa230.71MPaS1.4YFa 1Ysa12.651.580.0141296.43F1YFa 2Ysa22.261.730.0169230.71F2因为大齿轮地 YFa Ysa 大于小齿轮 ,所以取FYFa 2Ysa20.0169F22)试

14、算模数mt2K Ft T1YY FaYsa32d z1F321.31.4251040.6880.992mm12120.0169mm（ 2）调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前地数据准备 圆周速度vd1mt z10.99221mm20.832mmvd1n120.83214301.560m / sYFa 2Ysa260100060m / s1000F 2 齿宽 b0.0169bd d1120.832mm20.832mm 宽高比 b/hh(2ha *c* )mt(210.25) 0.992mm2.232mmb / h20.832 / 2.2329.332)计算实际载荷系数K Fmt0.992mm 根

15、据v= 1.560m/s ， 7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06由Ft 12T1 / d121.425104 / 20.832N1.368 103 NK AFt1 / b11.368 103 / 20.832N / mm65.67 N / mmd120.832mm100N / mmv1.560m / s查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K F1.2b 20.832mm 由表10-4 用插值法查得 K H1.417 ，结合b/h=9.33 查图10-13 得K F1.42则载荷系数为K FK A K v K FK F11.06 1.21.421.81b / h9.333)由式（

16、10-13 ），可得按实际载荷系数算得地齿轮模数mmt 3K F0.9921.811.108mmK Ft3mm1.3Kv=1.06对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮模数m 地大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得地模 1.108mm 并就近圆整为标准值m=1.25mm ，按接触疲劳强度算得地分度圆直径K F1.2d120.832mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=20.832/1=20.832 ，取 z1=21z2uz14.742199.54，取 z2100，

17、z1 与 z2互为质数1.42这样设计出地齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足K F了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费.K F1.814、几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径d1z1m21 1.25mm26.25mmd2z2m1001.25mm125mm（2）计算中心距a(d1d2 ) / 2 (26.25125) / 2mm 75.75mm（3）计算齿轮宽度bd d11 26.25mm26.25mm考虑不可避免地安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料，m=1.25mm一般将小齿轮略为加宽（510） mm，即b1b(5 10) mm26.25 (5 10)mm31.25 36.

18、25mm取 b1 32mm ，而使大齿轮地齿宽等于设计齿宽，即z1=21b2b26.25mmz2 1006 主要设计结论齿数 121 、z2 100，模数 m1.25 ，压力角20，z中心距 a75.75mm 齿宽 b1 32mm， b2 26.25mm .小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45钢（调质） .齿轮按 7 级精度设计 .d126.25mmd2125mma75.75mmb26.25mmb132mmb226.25mm已知：z121 、z2100小齿轮转速n3 =95.47r/min ，齿数比 u=3.16， p=2.2kwm1.251.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数20（

19、 1）按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为a20 .75.75mm（ 2）带式运输机为一般工作机器，参考表10-6，选用 7 级精b132mm度 .b226.25mm（ 3）材料选择 .由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质），齿面硬度小齿轮选用240HBS.40Cr （ 调（ 4）选小齿轮齿数z1 =25，大齿轮齿数z2u z13.1625 79质），大齿2.按齿面接触疲劳强度设计轮选用 45钢（ 调（ 1）由式（ 10-11 ）试算小齿轮分度圆直径，即3 2K HtT u 1 Z H Z E Z2质）.齿轮d1tu按7

20、 级 精dH1）确定公式中地各参数值度设计 .低速级齿轮传动设计 试选 K Ht1.3. 计算小齿轮传递地转矩.查轴转速、扭矩列表得T31.9488 105 Nmm 由表 10-7 选取齿宽系数d1. 由图 10-20 查得区域系数ZH =2.5. 由表 10-5 查得材料地弹性影响系数ZE =189.8 Mpa1/2 由式（ 10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z .a1arccos z1 cos/( z12ha )arccos25 cos20 /(2521)29.53a2arccos z2 cos/( z22ha )arccos79cos20 /( 792 1)23.58z1 (tana

21、1 tan) z2 (tana2 tan ) / 225 (tan29.53tan20 )79(tan23.58tan20 ) / 21.717Z441.7170.87233 计算接触疲劳许用应力H .由图 10-25d查得小齿轮和大齿轮地接触疲劳极限分别为H lim 1 600MPa、H lim 2550MPa.由式（ 10-15）计算应力循环次数：N160n1jL h6095.47 1(28 300 8)2.200 108N2N1 / u2.200108 / 3.160.696 108由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN 10.97,K HN20.99 .取失效概率为 1% 、安全

22、系数 S1，由式（ 10-14）得HK HN1H lim 10.97600582MPa1S1KHN2H lim 20.99550H2S1544.5MPa取H 1 和H2 中地较小者作为该齿轮副地接触疲劳许用应力，则MPaHH 2 544.5直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20z1 =25z279K Ht1.3T31.9488105 Nd 1ZH =2.5ZE=189.8Mpa1/2a129.53a223.581.7172）试算小齿轮分度圆直径2d1t32K Ht T1 u 1 ZH ZE ZudH321.31.94881053.1612.5189.80.872()13.16544.572.76（

23、2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前地数据准备. 圆周速度 v . d1t n1 72.76 95.47v1000600.364m / s601000 齿宽 b .bd d1t1 72.7672.76mm2）计算实际载荷系数KH .由表 10-2 查得使用系数 KA1.根据 v=0.364m/s 、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K v 1.02齿轮地圆周力 .Ft2T1 / d1t2 1.9488 105/ 72.76 5.356 103 NK AFt1 / b 1.025.356 103 / 72.7675.08 N / mm100N / mm1.2 .查表 10-3

24、得齿间载荷分配系数 K H 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 K H 1.426 . 由此，得到实际载荷系数K HK A K v K H K H1 1.02 1.2 1.4261.753）由式（ 10-12），可得按实际载荷系数算得地分度圆直径d1d1t 3K H73.763 1.7581.44mmK Ht1.3及相应地齿轮模数md1 / z181.44 / 25 3.26mmZ0.872H544.5MPad1t72.76v 0.364m / sb 72.76mm3. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（ 10-7）试算模数，即mt2K F

25、t T1YYFa Ysa3z2Fd 11) 确定公式中地各参数值 试选 KFt1.3. 由式（ 10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数 . Y0.250.750.250.750.6871.717 计算 YFaYsa .F由图 10-17查得齿形系数 YFa12.03 、 YFa 2 2.01.由图 10-18查得应力修正系数Ysa11.86 、 Ysa2 1.92 .由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮地齿根弯曲疲劳极限分别为F lim 1500MPa、 F lim 2380MPa.由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.94，KFN20.96.取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，由式（ 1

26、0-14）得F1KFN1F lim10.94500 MPa335.71MPaS1.4F2KFN 2F lim 20.96380 MPa260.57MPaS1.4YFa1Ysa12.031.860.0112335.71F1YFa1Ysa12.011.920.0148260.57F1因 为 大 齿 轮 地 YFaYsa大于小齿轮，所以取FYFa Ysa YFa 2Ysa20.0148FF2KA1K v1.02K A Ft 1 / b75.08N / mmKH1.2K H1.75d181.44mmm3.26mmKFt1.3Y0.6872）试算模数mt32K Ft T1YYFa Ysad z12F32

27、1.31.94881050.68712520.01482.020mm（ 2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前地数据准备. 圆周速度 v .d1mt z12.022550.5mmv d1n150.595.470.252m / s601000601000齿宽 b .bd d1 1 50.550.5mm宽高比 b / h.h( 2ha*c* )mt(210.25) 2.02 4.545mmb / h50.5 / 4.54511.112）计算实际载荷系数KF .根据 v0.252m/s ， 7 级精度，由图10-8查得动载系数YFa YsaKV1.02 .F由=0.0148Ft12T1 / d121

28、.8488105 / 50.57.32103 N，K A Ft 1 / b17320 / 50.5144.95N / mm100N / mm，2.02K F1.0 .mt查表 10-3得齿间载荷分配系数由 表10-4用插值法查得 KH1.426 ， 结 合b / h11.11，查图 10-13 ，得 K F1.46.则载荷系数为 K FK AK v K FK F1 1.0211.461.493）由式（ 10-13），可得按实际载荷系数算得地齿轮模数m mt 3K F2.02 3 1.492.114mmK Ft1.3d150.5mmv0.252m / s对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地模数

29、m大于由齿根弯曲疲劳强度计算地模数，由于齿轮模数m地大小主要取b50.5mm决于弯曲疲劳强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得地模数 2.114mm 并就近圆整为标准值m=2mm ，按接触疲劳强度算得地分度圆直径d150.5mm ,算出小齿轮齿数z1d1 / m50.5 / 225.25.取 z125 ，则大齿轮齿数z2uz13.162579 ， z1 与z2 互为质数 .这样设计出地齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费.4. 几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径d1z1m25250 m

30、md2z2m792158mm（ 2）计算中心距a (d1d2 ) / 2 (50 158) / 2 104mm（3）计算齿轮宽度bd d1 1 50 50mmK F 1.49考虑不可避免地安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料 ， 一 般 将 小 齿 轮 略 为 加 宽 ( 5 10 )m m ， 即b1b(5 10) 50 (510) 55 60mm取 b156mm ， 而 使 大 齿 轮 地 齿 宽 等 于 设 计 齿 宽 ， 即b2b50mm .5.主要设计结论齿数 z125 、 z2 79 ，模数 m 2 ，压力角20 ，中心距 a104mm ，齿宽 b156mm ， b2 50mm

31、 .小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质） .齿轮按7 级精度设计 .m = 2z125z279五、轴地结构设计设计设计步骤及内容轴一已知电动机P =2.2kW ，转速 n=1430r/min ， z1=21， mt=1.25mmb132mm1.求输出轴上地功率 P1 、转速 n1 和转矩 T1查转速和转矩表知n11430r / minT114250 N mmP2.13KW12.求作用在齿轮上地力d1mt z11.252126.25mm而 Ft2T12142501085.71Nd126.25FrFttan1085.71tan 20395.17Ncoscos0FFt tan1085.71tan 003.初步确定轴地最小直径先按式（ 152）初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为45钢，调制处理 .根据表153，取 A0112 ，于是得dminA0 3P111232.1312.79mmn11430查表 14-1，取 K A 1.3，则联轴器地计算转矩TcaK AT11.31425018525Nmm查表得选用GY1 型凸缘联