机械设计课程设计设计题目: 带式运输机传动装置的设计设计者：黄*棋学院：能源与动力工程学院班级： **1604 日期： 2019 年 1月 7 日～ 1 月 18 日指导老师：王劲松目录设计任务书 (2)一、传动方案的拟定及电动机的选择 (3)二、V带的设计计算 (7)三．齿轮传动设计计算 (8)四、轴的设计计算 (12)2减速器高速轴及附件的设计计算 (12)2减速器低速轴及其附件的设计计算 (15)3附件汇总 (17)五、减速器箱体及附件设计 (18)六、润滑与密封 (19)七、设计小结 (20)八、参考资料目录 (20)带式运输机传动装置的设计1.设计题目带式运输机传动装置。
传动装置简图如右图所示。
(1)带式运输机数据传动装置总效率约为ŋ=82%。
(2)工作条件使用年限8年，每天工作8小时。
载荷平稳，环境清洁。
空载启动，单向、连续运转。
2.设计任务1)完成带式运输机传动方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图；2)完成传动装置的结构设计；确定带传动的主要参数及尺寸；齿轮减速箱的设计；3)减速器装配图一张；(零号图纸)零件图若干张；（折合零号图纸一张）4)设计说明书一份。
（正反十页以上，8000～10000字）4.说明书内容①根据运输带的参数，选择合适的电动机，分配各级传动比，并计算传动装置各轴的运动和动力参数。
②减速器外传动零件设计：普通V带传动。
③减速器内传动零件设计：闭式一级（展开式二级）圆柱齿轮传动。
④其他结构设计。
第一章 传动方案的拟定及电动机的选择1.1拟定传动方案本组选择1号数据进行设计由已知条件计算驱动滚筒的转速n ω,即5.953206.1100060100060≈⨯⨯=⨯=ππυωD n r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。
根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。
一级传动采用皮带轮减速装置，二级减速装置采用I 级传动齿轮，这样传动比分配为3~5 。
1.2选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y （IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2）电动机容量（1）滚筒输出功率P w （）kw n T 3.195505.951309550P =⨯=⋅=ωω （2）电动机输出功率Pkw d 59.1%823.1P P ===ηω根据传动装置总效率及查表得：V 带传动ŋ1=0.945；滚动轴承ŋ2 =0.98；圆柱齿轮传动 ŋ3 =0.97；弹性联轴器ŋ4 =0.99；滚筒轴滑动轴承ŋ5 =0.94。
（3）电动机额定功率P ed由表选取电动机额定功率P ed =2.2kw 。
比P d 略大 3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。
由表查得V 带传动常用传动比范围i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i 2 =3~6，则电动机转速可选范围为n d = n ω·i 1·i 2 =573~2292r/min由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表查出Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸如下。
1.3 计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比84.95.95940n ===ωn i m 2）分配各级传动比取V 带传动的传动比i 1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为45.284.912≈==i i i =3.936 所得i 2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
1.4 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I 轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为 n 0=n m =940r/min n I =n 0/i 1=940/2.5≈376n II =n I /i 2=376/3.94≈95.5r/min2）各轴输入功率按电动机额定功率P ed 计算各轴输入功率，即 P 0=P ed =2.2kwP I =P 0ŋ1=2.2x0.945≈2.079kwP II =P I ŋ2 ŋ3 =2.079x0.98x0.97≈1.976kw3）各轴转矩T o =9550x P 0/n 0=9550x2.2/940=22.35N ·mT I =9550x P I /n I =9550x2.079/376=52.80N ·m T II =9550x P II /n II =9550x1.976/95.5=197.6N ·m第二章 V 带传动的设计2.1 V 带传动设计一般方法 (1)确定计算功率P ca P ca =K A P (2)选择V 带型号(3)确定带轮基准直径d d1和d d2 d d2≈id d1 (4)验算带的速度v v=πd d1n 1/60×1000(5)确定中心距a 和V 带基准长度L d 一般取0.7(d d1+d d2)＜a 0＜2(d d1+d d2)L d ´≈2a 0+π(d d2+d d1)/2+(d d2-d d1)²/4a 0(6)验算小带轮上的包角α1α1≈180°-60°×(d d2-d d1)/a ≥120°(7)确定V 带根数z z=P ca /(P 0+ΔP)K αK A(8)确定预紧力F 0 2ca 0q K K -5.2P 500F v vz+=）（αα(9)确定压轴力 2zsin F 2F 10Q α=2.2 设计计算1）选择V 带的型号根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，查得K A =1.0。
则kW 3.195505.951309550P =⨯=⋅=ωn T I P d =P I ·K A =1.0×2.2=2.2kW根据Pd=2.2和n1=940r/min,查表确定选取A 型普通V 带。
2) 确定带轮直径d 1，d 2。
验算小带轮速度：s m d v /5100609401≥⨯⨯=π 得d 1>101mm,查表2-6-8，取d 1=112。
d 2=112×2.5=280mm.单根V 带额定功率1.15KW 。
传动带速为5.51m/s 。
3) 确定中心距a 、V 带基准长度。
初定中心距a 0:由0.7(d d1+d d2)＜a 0＜2(d d1+d d2) 得274.4<a 0<784,a 0初定400mm.初定基准长度'd L 0212210a 4)()(22L a d d d d a -+++=π=1433mm ，查表2-6-3，取带的基准长度L d =1400mm 。
按式（2-6-23）2'0dd L L a a -+≈ 得实际中心距a=384mm 。
中心距变动范围462.5≤a ≤525.5。
4) 按式（2-6-27）验算包角α1=︒⨯-︒6012d -180ad =159.15°≥120° 5) 确定V 带根数z由表2-6-6查得K ɑ= 0.95，由表2-6-3查得K L =0.96，根据式（2-6-28）计算带的根数LcaK K P P P α)(z 0∆+==1.91，取z=2。
6) 确定预紧力由表2-6-5查得q=0.105kg/m,根据式（2-6-29）计算预紧力2ca 0q K K -5.2P 500F v vz +=）（αα=248N7)计算压轴力根据式(2-6-30)计算压轴力2zsinF 2F 10Q α==975N 。
带轮外沿宽度B=2×e+f=2×9+15=33mm 。
带传动参数汇总：三、齿轮的设计计算已知P1=2.079KW,n1=376r/min,传动比i=3.936,工作时间8年，每天8小时，按每年工作300天计算，工作8*300*8=19200小时。
1、选定齿轮精度、材料及齿数（1）运输机为一般机器，速度不高，选用7级精度。
（2）用软齿面齿轮设计计算此传动。
小齿轮选用40Cr 调质，硬度为280HBW ，大齿轮用45钢调质，硬度为240HBW 。
（3）选小齿轮齿数z 1=20，大齿轮齿数z 2=iz 1=3.936*20=78.72,取z 2=79。
2、按齿面接触疲劳强度设计 （1）确定公式内各计算数值1）由式（2-8-1）得mm N ∙⨯=⨯⨯=⨯⨯=46116110280.5376079.21055.9n P 1055.9T2)试选 1.3t k =,由表2-8-7取2.1d =φ。
3)由图2-8-17f 查的lim1lim2580,540.H H MPa MPa σσ==由表2-8-8查得lim 1.0.H S =4)由式(2-8-14)计算应力循环次数:8111033.41920013766060⨯=⨯⨯⨯==h jL n N 8812101.1936.31033.4i N ⨯=÷⨯=÷=N5）由图2-8-15查得K HN1=0.95，K HN2=0.97. 6）由式（2-8-13）计算齿面接触许用应力 MPa S H K H HN H 5510.158095.0][min 1lim 11=⨯==σσMPa S H K H HN H 6.5620.154097.0][min 2lim 22=⨯==σσ7）由表2-8-5查得189.8.E Z = 8)由表2-8-13查得 2.5.H Z =9)由图2-8-12查得120.80.92 1.72.αααεεε=+=+=0.78+0.89=1.67.10)由式(2-8-5)计算得881.0367.1-43-4Z ===αεε (2)计算:1)计算小齿轮分度圆直径.13422 1.3 5.99410 3.291189.8 2.50.872 ()51.302.1.0 3.29507.6t d mm ≥⨯⨯⨯+⨯⨯=⋅⋅= mm 5.43mm 551881.05.28.1894142.11028.53.12324=⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=）（ 2)计算圆周速度.s m n d v /856.01000603765.4310006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ.3)计算齿轮宽度.1 1.051.30251.302.d b d mm mm φ==⨯=mm 5.525.432.1=⨯.4)计算载荷系数k.已知使用系数 1.A k =根据v=0.856m/s.7级精度,由图2-8-7查得 1.05.v k =直齿轮 1.0.H F k k αα==由表2-8-4中软齿面齿轮查得小齿轮相对支承对称布置,7级精度.391.11023.018.012.1k 32=⨯++=-b d H φβ；故实际载荷系数:1.0A v H H k k k k k αβ==⨯⨯⨯=461.1391.10.105.10.1=⨯⨯⨯. 5)按实际载荷系数修正试算的分度圆直径.由式(2-8-12a)得311 1.37851.30252.308.1.3td d mm ==⨯=mm 23.453.1461.1225.463=⨯ 3.几何尺寸计算(1)计算模数 mm z d 26.22023.45m 11===.取标准模数 2.5.m mm = (2)计算分度圆直径 mmmz mm mz d 5.197795.2d 50205.22211=⨯===⨯==.(3)计算中心距()()mm 75.12325.27920221=⨯++=m z z a .(4)计算齿轮宽度mm d b d 60502.11=⨯==φ,取b 2=60mm,b 1=65mm. 4.校核齿根弯曲疲劳强度1）由图2-8-18f 查得12480,340.FE FE MPa MPa σσ==由表2-8-8查得3.1S Flim =. 2）由图2-8-16查得K FN1=0.89,K FN2=0.91. 3）由式（2-8-13）计算齿根弯曲疲劳应力：[][]MPaS K MPaS K F FE FN F F FE FN F 2383.134091.06.3283.148089.0min 222min111=⨯===⨯==σσσσ4）由表2-8-6查得：Y Fa1=2.8,Y Sa1=1.55,Y Fa2=2.22,Y Sa2=1.77. 5）由式（2-8-10）699.075.025.0Y =+=αεε6）由式（2-8-9b ）校核齿根弯曲疲劳强度：][5.70KT 2111213d 1F1F Sa Fa MPa Y Y Y z m σφσε<==][09.4KT 2222223d 2F2F Sa Fa MPa Y Y Y z m σφσε<==齿根弯曲疲劳强度满足要求。