带式运输机传动装置设计-毕业论文报告

毕业设计（论文）2011届）题目带式输送机传动装置设计31.1 31.2 342.1 42.2 52.3 62.4 683.1 83.2 93.2.1 123.2.2 17 244.1 244.2 264.3 294.4 31323435363840带式输送机传动装置设计摘要在现代化的企业中，有大量的原料半成品和成品（如，矿石、水泥等）需要机械搬运，除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的运输，是靠各种运输机来完成的，在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。运输机械的形式有很多，通常根据有无扰性牵引件（比如，链、绳、带等）等分为；（1）具有扰性牵引件的运输机；如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、提升机、空架锁道等。（2）无扰性牵引件的运输机；如螺旋运输机、滚柱运输机、气力运输机。以及其他装载机械等。带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械，主要应用在水平方向或沿坡度不大的倾斜方向，连续的大批量的运送散状物料或单件物品。它具有生产效率高，运送距离长，工作平稳、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小（一般小于30度），带条磨损较快等。其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。关键词：带式输送机；选型设计；主要部件-1-带式输送机传动装置设计AbstractInamodernenterprise,alargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproduct(e.g.,ore,cement,etc.),inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutside,alargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportation,isaccomplishedbyvarioustransporters,inmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterference,normallyaccordingtosexualtractionpieces(forexample,chain,ropetape,etc)isdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinery,mainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirection,continuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiency,longdistancetransport,smooth,simplestructure,canbeinanypositiononloadunloading,unloadingself-respectsmall,reliableoperation,simpleoperation,lowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmall(generallylessthan30degree),takethewearfaster,etc.Itstransmissiondeviceisthemainpart,itsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Therefore,wemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyor,Selectiondesign;Maincomponents-2-带式输送机传动装置设计第一章 绪论1.1选题依据及意义随着制造业规模的扩大，生产批量的不断增长，生产线已经越来越广泛得应用于车间。输送机作为生产线的枢纽，其主要作用就是将工件从一个工序输送到下一个工序，它是由马达提供动力，通过变频器或变频器调节到所需速度进行工作。带式输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散装货物，如矿石、 煤、砂等粉、块状和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备， 与其它运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化、集中化控制，特别是对高产高矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近 10年，长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现，使其在矿山建设的井下巷道，矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机传动装置这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都等到了全面的训练。1.2研究内容传动装置时输送机的核心，研究其传动装置时关键所在。我选用了减速器作为输送机的传动装置，减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩一满足各种工作机的需要。根据输送机的特点。工作载荷比较平稳。选用展开式齿轮减速器，展开式齿轮减速器，结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求较大的刚度。高速级齿轮布置在轴承转矩输入端，这样轴在转矩的作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓高速齿轮载荷分布不均匀现象，因此展开式齿轮减速器就是就是通用输送机所要设计的重点，其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。-3-带式输送机传动装置设计第二章 传动装置的总体设计2.1传动方案分析设计任务书以给定带式运输机的的传动方案。机构运动简图如下：1、传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，而且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种,而且采用高速机使用斜齿圆柱齿轮,斜齿轮能承受较大的人载荷,而且效率高,但是考虑到斜齿轮难于制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，-4-带式输送机传动装置设计此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.2电动机的选择（一）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。（二）选择电动机的容量①工作机有效功率工作机的有效功率为WFv。630N1.6m/s1000PW1.008kW1000②各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为

2 4 21 2 3 4联轴器（弹性）10.99，轴承20.99，齿轮30.97，滚筒40.96故：2420.9920.9940.9720.960.85041234③电动机的输出功率电动机所需工作功率为PW1.008kWPd0.8504（三）确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为601000v6010001.6117.53/minnwd3.14260r二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围i8～40，所以电动机的可选范围为ndnwi117.53～40)r/min～4701.2r/min。(8940.24符合这一范围的同步转速有 1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。（四）选择电动机根据电动机类型、容量和转速，查得选定电动机型号为 Y90L-4。-5-带式输送机传动装置设计其主要性能如下：电动机型号 额定功率 满载转速 启动转矩额定转矩

错误！未找到引用源。Y90L-4 1.5 1400 2.2 2.2电动机外形尺寸（ mm）如下：中心外形尺寸底脚安装尺底脚螺轴伸尺寸建联接部分高HL1×(b2/2+b1)×h寸A×B栓直径KD×E尺寸F×GD90335×（90/2+155）×190140×1251024×508×72.3传动比的分配（一）总传动比i为inm140011.91n117.53w（二）分配传动比i ii考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 i 1.3i ，故i1.3i1.311.913.93i11.91i3.03i13.932.4传动装置的运动和动力参数计算参数：指各轴的转速 n、功率p、转矩T先将各轴编号：O轴（电动机）、Ⅰ轴（减速器高速轴）、Ⅱ轴（减速器低速轴）、Ⅲ轴（滚筒轴）①各轴转速o轴：nonm970rminⅠ轴：n1n0970323ri13min-6-带式输送机传动装置设计Ⅱ轴：n2n132390ri23.59minⅢ轴：n3n290rmin②各轴功率o轴(电动机所需的输出功率 )P0 Pd 7.22kwⅠ轴P1 P0带 7.22 0.96 6.93KWⅡ轴P2P1球齿Ⅲ轴P3P2球联

6.93 0.99 0.97 6.65KW6.65 0.99 0.99 6.52KW③各轴转矩oT0p095507.2271.08N.m轴：Ⅰ轴：T1p95506.38893170.57N.m9550n11Ⅱ轴：p26.659550n2705.64N.mT2955090Ⅲ轴：p36.52955090691.84N.mT39550n3计算结果列表轴名O轴（电动机）Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴（滚筒）参数转速(r/min)9703889090输入功率（kw）7.226.936.656.52输入转矩（N.m）71.08170.57705.64691.84传动比i33.591效率0.960.960.98第三章 传动件的设计计算-7-带式输送机传动装置设计3.1带传动设计1、选择V带型号：由表11-7查得KA=1.1，PC=KA·pd=1.1×4.46=4.906kw根据PC=4.906kw，nm=960r/min，由图11-8可选取普通B型的。2、确定带轮基准直径，并验算带速 V：由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112～140由表11-8，则取dd1=125mm由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为：i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v=兀dd1n0/60·1000=6.28m/s值在5～25m/s范围内，带速合格。3、确定带长Ld和中心距a：由(11-15)式得：0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）437.5mm ≤a0≤1250mm初选中心距：a0=550mm由(11-16)式得：L0=2a0+兀（dd1+dd2）/2+（dd2－dd1）2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式（11-17）得实际中心距为：a≈a0+（Ld－L0）/2=597.415mm4、验算小带轮的包角 a1，由式（11-18）得：a1=1800－57.30×（dd2－dd1）/a=144.040＞1200（满足要求）5、确定V带的根数z：查表11-4，由线性插值法可得：p=1.64+[（1.93－1.64）/(1200－950)]·（960－950）=1.65kw查表11-5，由线性插值法可得：p=0.25+[（0.3－0.25）/(980－800)]·（960－800）=0.294kw查表11-6，由线性插值法可得：-8-带式输送机传动装置设计ka=0.89+[（0.92－0.89）/(150－140)]·（144.04－140）=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式（11-19）得V带根数z为：z=pC/[（p＋△p）kakL]=4.906/[（1.65＋0.294）0.902·1.00]=2.8（根）取整数：故z=3（根）6、计算单根V带预紧力F0:查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得单根V带的预紧力F0为：F0=500pC/zV[（2.5/ka）－1]＋qV2=500×4.906/[3×6.28(2.5/0.902－1)]＋0.17×6.282=237.15KN7、计算V带对轴的压力Q：由式（11-21）得V带对轴的压力Q为：Q=2zF0sin(a1/2)=2×3×237.15sin(144.04o/2)=1232.23N8、V带轮的结构设计，并绘制 V带轮的零件工作图3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作：选择齿轮材料及精度等级、按齿面接触疲劳强度设计、转矩T1、载荷系数k、许用接触应力[σH]、校核齿根弯曲疲劳强度、齿形系数YFa和应力修正系数YSa、许用弯曲应力[σF]、计算齿轮传动的中心矩a。1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS=2301大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS2=190两齿轮齿面硬度差为 40HBS，符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：-9-带式输送机传动装置设计δ hlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa δhlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2Mpa由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数： shlim1=1.0两齿轮材料的许用接触应力分别为[δH1]=δhlim1/s[δH2]=δhlim2/s

lim1hlim1

=568.4Mpa=531.2Mpa3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8，取载荷系数K=1.2；查表5-9，查取弹性系数Z=189.8Mpa；取齿宽系数Ψ=1Ed(闭式软齿面)；[δH]取其中较小值为531.2Mpa代入。故1.28.69104313.542d≥189.8130.53531.2=76.34mm4、几何尺寸计算齿数 由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是 20～40，取Z1=27，则Z2=81模数m=d1/Z1=2.83mm由表5-2，将m转换为标准模数，取 m=3mm中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm齿宽b2=Ψdd1=1×76.34=76.34mm，取整b2=76mmb 1=76+（5~10）mm，取 b1=80mm5、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式（5-35）F=2KTIYFYsbd1m查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（Y,Ys2由线性插值F2求出）Z1=27时YF1=2.57Ys1=1.60Z2=81时YF2=2.218Ys2=1.77-10-带式输送机传动装置设计查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为flim1=190+0.2(HBS1-135)=209Mpaflim2=190+0.2(HBS2-135)=201Mpa查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sFlim1=1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[δ]=δhlim1/shlim1=209MpaF1[δF2]=δhlim2/shlim2=201Mpa将上述参数分别代入校核公式（ 5-35），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为F1=2KTIYF1Ys＜[δF1]=209Mpabd1mF2=2KTIYF2Ys2＜[δF2]=201Mpabd1m所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。6、齿轮其他尺寸计算分度圆直径 d 1=mZ1 =3×27=81mmd 2=mZ2 =3×81=243mm齿顶圆直径 d a1=d1+2ha=81+2×3=87mmd a2=d2+2ha=243+2×3=249mm齿根圆直径df1=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mmd=d-2hf=243-2×1.25=239.25mmf22中心距a=m(Z1+Z2)/2=162mm齿宽b=80mmb2=76mm17、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v1=πn1d1=1.36m/s601000查表5-7，选齿轮精度等级：第Ⅱ公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得小齿轮9-9-8GJGB10095-88大齿轮9-9-8HKGB10095-88-11-带式输送机传动装置设计3.2.1高速级齿轮的传动设计①材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料［１］中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS，大齿轮齿面硬度为190-200HBS，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动，选用8级精度。②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选z1=24,则Z2iZ13.932494.32，取z2=95。iZ23.98102验算：iZ1100%26100%1.4%＜5%（符合要求）。i3.98初选 12。③按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。d1t32KT1.u1(ZEZHZZ)2du[]H式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数Kt=1.５。（2）TⅠ8036.325Nmm。（3）由参考文献[1]P133 表6-6，因为所设计的减速器为不对称布置，故 d的取值-12-带式输送机传动装置设计范围应在0.6～1.2，为方便计算，选取齿宽系数d1.0。（4）由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数ZE189.8MPa。（5）由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数ZH2.45。（6）初取螺旋角12。由参考文献[1]P122公式（6-7）可计算齿轮传动端面重合度：[1.8811[1.883.2111.6763.2()]cos()]cos12z1z22495由参考文献[1]P127公式（6-13）取重合度系数Y0.250.750.7，由式得0.318dZ1tan0.3181.024tan121.622，则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0.9，由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数Z0.78（7）Zcos0.99。（8）齿数比ui3.93。Ⅰ（9）根据设计要求：单班制工作，每班8小时,减速器使用寿命5年,每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N160n1jLh60140011830051.01109N2N11.011092.57108，i3.93由参考文献[1]P125图6-15查得：ZN11，ZN21.1。由参考文献[1]P124公式（6-11）[]HZNHlim计算许用接触应力。SHmin式中：Hlim——接触疲劳极限，由参考文献[1]P126图6-16ｄ，按小齿轮齿面硬度230~240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得Hlim1540MPa；同理，由图6—16c查得Hlim2390MPa，-13-带式输送机传动装置设计SHmi——安全系数，查得nSHmin1.0。ZN——寿命系数，已由参考文献[1]P125图6-15查得：ZN11，ZN21.1；H1=Hlim1ZN15401540MPaSHmin1H2=Hlim2ZN23901.1429MPaSHmin1又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即H2429MPa来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：d1t32KT1.u1(ZEZHZZ)2du[]H21.58036.325＋189.82.450.990.78233.391mm27.97mm1.03.39429修正d1t：v1d1tnI27.9714002.05m/s601000601000由参考文献[1]P117表6-3查得使用系数KA1.0；由参考文献[1]P118图6-7查得动载系数Kv1.16；由参考文献[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数K1.09（减速器轴的刚度较大）；由参考文献[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数K1.2，则：KKAKvKK1.01.161.091.21.52。d1d1t3K28.4431.5228.57mmKt1.5-14-带式输送机传动装置设计d1cos28.57COS12mn11.16mmZ124由参考文献[1]P11３表6-1，选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数m≥1.5-2mm，取mn11.5mm。齿轮主要几何尺寸：中心距：mn1(z1z2)1.5(2495)91.24mm，圆整为≤，满a2cos2cos1291mm120mm足要求。修正螺旋角：arccosmn1(z1z2)1.5(2495)。，，，2aarccos211151791小齿轮分度圆直径：d1mn1z11.524mmcoscos111517大齿轮分度圆直径：d2mn1z21.595，，mmcos，145.29cos111517bdd11.036.7136.71mm，取B238mm，B143mm。④校核齿根弯曲疲劳强度F2KT1YFaYSaYYFbd1mn式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的 1.5倍，故初取齿轮载荷系数 Kt=1.５。（2）TⅠ 8036.325Nmm。（3）齿宽b=36.71。（4）模数mn1 1.5。（5）小齿轮分度圆直径： d1 36.71mm。（6）齿形系数YFa和应力修正系数YSa：-15-带式输送机传动装置设计齿轮当量齿数：z124z295100.7zv1，，，25.44，zv2，，，cos3cos3111517cos3cos3111517由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数YFa12.61，YFa22.15。由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数YSa11.595，YSa21.79。（7）重合度系数Y由《机械原理》可得公式 ，arctantancos

n1

tan20arctan20.36cos1115’17”coscoscosncos111517cos200.983bcoscos20.36tN1.6761.73cos20.9832b由参考文献[1]P126公式(6-13)计算可得：Y0.750.250.750.680.251.73N(8)由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0.9之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N11.01109；N22.57108由参考文献[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：YN10.87;YN20.9由参考文献[1] P126图6-22c，按小齿轮齿面硬度 230~240HBS均值235HBS，在ML线（适当延长）查得Flim340MPa；同理，在图6-22b上，查得Flim310MPa；取SFlim1.25;Flim1YN1340236.64MPaF10.87SFmin1.25-16-带式输送机传动装置设计F2Flim2YN23100.9223.2MPaSFmin1.25再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得F12KT1YYYY21.528036.3252.611.5950.680.929.75MPabd1mnFa1Sa13836.711.5F22KT1YFa1YSa1YY21.528036.3252.151.790.680.927.5MPabd1mn3836.711.5所以，齿根弯曲疲劳强度足够。⑤齿轮精度设计根据设计要求，以低速级画装配图，所以以低速级为例。

F1F23.2.2低速级齿轮的传动设计①材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料［１］中表 6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS，大齿轮齿面硬度为 190-200HBS，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用8级精度。②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选z,则Z4iZ33.032884.84，取z=85。3=284Z43.0385i28初选12。验算：iZ3100%100%0.18%5%（符合i3.03要求）。-17-带式输送机传动装置设计③按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度， 故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。d2t32KT.u1(ZEZHZZ)2du[]H式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数Kt=1.５。（2）T2.64104Nmm。（3）由参考文献[1]P133表6-6，因为所设计的减速器为不对称布置，故d的取值范围应在0.6～1.2，为方便计算，选取齿宽系数d1.0。（4）由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数ZE189.8MPa。（5）由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数ZH2.45。（6）初取螺旋角12。由参考文献[1]P122公式（6-7）可计算齿轮传动端面重合度：[1.8811[1.883.211)]cos121.693.2()]cos(85z3z428由参考文献[1]P127公式（6-13）取重合度系数Y0.250.750.69，由式得0.318dZ3tan0.3181.028tan121.89，则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0.9，由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数Z0.735（7）Zcos0.99。（8）齿数比ui3.03。（9）根据设计要求：单班制工作，每班8小时,减速器使用寿命5年,每年按天计-18-带式输送机传动装置设计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N360njLh60356.2311830052.56108N4N32.561088.46107，i3.03由参考文献[1]P125图6-15查得：ZN31.1，ZN41.17。由参考文献[1]P124公式（6-11）[]HZNHlim计算许用接触应力。SHmin式中：——接触疲劳极限，由参考文献 [1]P126图6-16ｄ，按小齿轮齿面Hlim硬度230~240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得Hlim1540MPa；同理，由图6—16c查得Hlim2390MPa，SHmi——安全系数，查得nSHmin1.0。ZN——寿命系数，已由参考文献[1]P125图6-15查得：ZN31.1，ZN41.17；H3=Hlim3ZN35401.1594MPaSHmin1H4=Hlim4ZN43901.17456.3MPaSHmin1又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即H4456.3MPa来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：d2t32KT.u1(ZEZHZZ)2du[]H4＋2321.52.6210189.82.450.990.7351.03.03456.3mm38.59mm修正d2t：-19-带式输送机传动装置设计d2tn38.59356.230.72m/sv2100060100060由参考文献[1]P117表6-3查得使用系数KA1.0；由参考文献[1]P118图6-7查得动载系数Kv0.8；由参考文献[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数K1.09（减速器轴的刚度较大）；由参考文献[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数K1.2，则：KKAKvKK1.00.81.091.21.05。d2d2t3K38.5931.0534.26mmKt1.5mn2d2cos34.26COS12Z3281.2mm由参考文献[1]P11３表6-1，选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数m≥1.5-2mm，取mn2 1.5mm。齿轮主要几何尺寸：中心距：amn2(Z3Z4)1.5(2885)mm，圆整为87mm≤140mm，2cos2cos12满足要求。修正螺旋角：arccosmn2(Z3Z4)1.5(2885)2aarccos21333287小齿轮分度圆直径：d3mn2z31.52843.12mmcoscos13332大齿轮分度圆直径：d4mn2z41.585mmcoscos13332130.88bdd31.043.1243.12mm，取B442mm，B347mm。④校核齿根弯曲疲劳强度-20-带式输送机传动装置设计2KTF YFaYSaYY Fbd3mn式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的 1.5倍，故初取齿轮载荷系数 Kt=1.５。（2）T 2.64 104N mm。（3）齿宽b=43.12。（4）模数mn2 1.5。（5）小齿轮分度圆直径： d3 43.12mm。（6）齿形系数YFa和应力修正系数YSa：齿轮当量齿数：z32830.29z48591.95zv3cos313332，zv4cos313332cos3cos3由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数Y2.49，Y2.19。Fa3Fa4由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数Sa31.62，Sa41.76。YY（7）重合度系数Y由《机械原理》可得公式 ，arctantancos

n2

tan20arctan20.48cos133’32”coscosncos13332cos20cosbcos0.977tcos20.481.691.77Ncos20.9772b由参考文献[1]P126公式(6-13)计算可得：Y0.750.250.750.670.251.77N(8)由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0.88-21-带式输送机传动装置设计之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N32.56108；N48.46107，由参考文献[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：YN10.91;YN20.95由参考文献[1]P126图6-22c，按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS，在ML线（适当延长）查得Flim340MPa；同理，在图6-22b上，查得Flim310MPa；取SFlim1.25;F3Flim3Y3400.91247.52MPaN31.25SFminF4Flim4Y3100.9523.56MPaN41.25SFmin再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得2KTnYFa3YSa3YY21.052.621041.620.670.8844.96MPaF334543.121.52.49bdm2KTnYFa4YSa4YY21.052.621041.760.670.8842.96MPaF434543.121.52.19bdm所以，齿根弯曲疲劳强度足够。

3F4⑤齿轮精度设计（大齿轮）按选择的8级精度，查参考文献[2]齿轮公差表可得，F31.5m，18m，aFptFp70m，F25m，F29m齿厚偏差计算（由参考文献 [1]可知）：分度圆弦齿高公称值：hmn21Z41cos901.51851cos901.51mm2Z4285分度圆弦齿厚公称值：smn2Z4sin90902.36mmZ41.585sin85-22-带式输送机传动装置设计由参考文献[1]P151中式（6-35）可确定最小侧隙：jbnmin20.060.0005a0.03mn220.060.0005870.031.50.099mm33齿后上偏差：Esnsjbnmin0.09953m，取负值，得Esns53m。2cosn0.053mm2cos20查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差 Fr 56m查标准公差数值表，IT9=130m查参考文献[1]P151表6-9，径向进刀公差：br1.26IT91.26130163.8m。齿厚公差：T2tannF2b22tan20562163.82126m。snrr齿厚下偏差：EsniEsnsTsn53126179m。各级齿轮的主要参数具体数值如下：高速级低速级齿数z24952885中心距a91107法面模数mn1.51.5螺旋角11°15′17″13°3′32″法面压力角n20°20°端面压力角t20.36°20.48°齿宽b43384742齿根高系数标准值11ham*齿顶系数标准值c*0.250.25当量齿数zv25.44100.728.11101.61分度圆直径d36.71145.2930.2991.95-23-带式输送机传动装置设计第四章轴系零部件设计4.1轴的设计与校核轴的设计(a）从动轴的设计1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：由于为普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表15-1得σb=600Mpa，查表15-5得[σb]-1=55Mpa2、估算轴的最小直径：由表15-2查得A=110，根据公式（15-1）得:d1≥A3p1=42.295mmn1考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即42.295×1.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器，其型号为为 HL3，最小直径d1=45mm主动轴的设计1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用 45钢正火处理。查表15-1得δb=600Mpa,查表15-5[δ]0=55Mpa.2、估算轴的最小直径由表[7]查取A=110，根据公式（15-1）得d1≥A3p211034.23=26.2mmn2320考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即26.2×1.05=27.51mm。该轴的外端安装V带轮，为了补偿轴的偏差，选用腹板式带轮，最后取轴的最小直径为d1=30mm。3、轴的结构设计并绘制草图。1）确定轴上零件的布置方案和固定方式2）参考一般减速器机构3）确定轴的各端直径-24-带式输送机传动装置设计外端直径d1=30mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm，由于该处安装垫圈，故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm（两轴承类型相同）。初选深沟球轴承型号为6209。直径为d4的轴段为轴头，取d4=54mm轴环直径d5=50mm，根据轴承安装直径，查手册得 d6=47mm。4、确定各轴的长度：L4=84mm（轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长1~3mm）L1=58mm（HL3弹性注销联轴器 J型轴孔长度为 B1=60mmL1比B1短1~3mm）L7=20mm（轴承的宽度B3为19mm，加1mm的挡油环）L5=8mm（轴环宽度为b≥1.4h）根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10~15mml2=5~10mmL6=△2+L2-L5=11mmL3=B3+L2+△2=42mmL2=55mm两轴承的跨距L=B3+2L2+2△2+B2=22+2×（5~10）+2×（10~15）+56=135mm轴的校核根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面，下面分别进行校核：（1）校核a截面da≥3Mea=23.96mm0.1[σb]1考虑键槽后，由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm，故a截面安全。（2）校核b截面Meb=M合=107767N·mmdb≥3Meb=26.96mm0.1[σb]1-25-带式输送机传动装置设计考虑键槽后，由于 db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。4.2滚动轴承的选择及校核滚动轴承的选择1、输入轴承选用6209型深沟球轴承，其内径 d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm.Cr=24.5kN根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时（1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)因为；FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据手册P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据手册P263表（11-9）取fP=1.5根据手册P262（11-6）式得-26-带式输送机传动装置设计P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1××500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1××500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算因为；P1=P2故取P=750.3N所以；角接触球轴承 ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由手册P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P) ε=16670/458.2(1××23000/750.3)3=1047500h>48720h所以预期寿命足够2、输出轴承选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mmCr=44.0kN(1)已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2 Fa=0∴任意用一端为压紧端， 1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据手册P263表（11-8）得：e=0.68因为；FA1/FR1<e 所以；x1=1y1=0-27-带式输送机传动装置设计因为；FA2/FR2<e 所以；x2=1y2=0(4)计算当量动载荷 P1、P2根据表（11-9）取fP=1.5根据式（11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1××903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5(1××903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LH因为；P1=P2故P=1355 ε=3根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据手册P264表（11-10）得：ft=1根据手册P264（11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) ε=16670/76.4(1××30500/1355)3=2488378.6h>48720h所以；此轴承合格(b）滚动轴承的校核1、中间轴上滚动轴承正装型号为 6207深沟球轴承,查表得,Cr 26.8KN,C0r 20.5KN,Fd .068Fr,取e 0.68A点总支反力Fr1 FRA 1707.14NB点总支反力Fr2 FRB 581.9N2、外部轴向载荷Fae Fa1 1046.33NFd1.068Fr11024.28N3、派生轴向力.068Fr2349.14NFd2Fd2Fae1389.47NFd1,则A被压紧B被放松.Fa2Fd2349.14N,Fa11046.33N-28-带式输送机传动装置设计Fa11046.330.62e,X0.41,Y0.87Fr11707.14Fa2349.140.6e,X0.41,Y0.87Fr2581.92、当量动载荷据工况(工作平稳),取载荷系数fp1.1则算得当量动载荷如下:P1fpXFr1YFa11.1(0.411707.140.871046.33)1771.26NP2fpXFr2YFa21.1(0.41581.90.87349.14)596.56N3、验算轴承寿命P1P2,则只用验算A轴承,预期寿命Lh83208240960h106Cr10626.81033427607.5hLhLhP601321771.2660n则轴承的寿命满足要求.4.3键的选择与校核标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。1、键的选择查表4-1（机械设计基础课程设计）键1：圆头普通平键（A型）b=8mmh=7mmL=28mm键2：圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=45mm键3：圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=63mm键4：圆头普通平键（A型）b=20mmh=12mmL=56mm键5：圆头普通平键（A型）b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺钉的选择-29-带式输送机传动装置设计考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782–86,M6*25 和GB5782–86,M10*35 ，GB5782–86,M10*25三种。选用螺母GB6170–86,M10和GB6170–86,M12两种。选用螺钉GB5782–86,M6*25 和GB5782–86,M6*30 两种。3、键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与链轮之间的键为键5。校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=34.12N·m键2受到的转距T2=97.78N·m键3受到的转距T2=97.78N·m键4受到的转距T4=357.58N·m键5受到的转距T5=357.58N·m键的材料为钢，轻微冲击， [ p]为100~120Mp，取[ p]=110Mp键的校核公式：p2T103（k=0.5hl=L-bd为轴的直径）kld所以：校核第一个键：校核第二个键：

2T1103234.12103p]p872843.52Mp≤[kld2T2103297.78103p]p14934.49Mp≤[kld45-30-带式输送机传动装置设计校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：

2T3103297.78103p]p1496324.64Mp≤[kld2T1032357.58103453.21Mp≤[p]pkld2012562T51032357.58103p]p1610101.74Mp≤[kld404.4联轴器的选择查[1]P257表15-1得为了隔离振动和冲击，查 [2] P 表13-6，选用弹性套柱销联轴器；129载荷计算：公称转矩：T=594.40N*m