武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：过程装备与控制工程学生学号：学生姓名：学生成绩：指导教师：课题工作时间：2014.12.22 至2015.1.9武汉工程大学教务处填写说明：1. 表中第一、二、三、六项由指导教师填写；第四、五两项由学生填写。

2. 表中第一、二、三在在课程设计（学年论文）开始前填写，第四、五、六项在课程设计（学年论文）完成后填写。

3. 本表格填写完整后连同正文装订成册。

目录一设计题目：设计带式运输机的传动装置 (1)1.1运动简图 (1)1.2原始数据 (1)1.3已知条件 (2)1.4设计内容 (2)二传动装置总体设计方案 (2)2.1组成 (2)2.2特点 (2)2.3确定传动方案 (2)三电动机的选择 (3)3.1电动机类型和结构的选择 (3)3.2选择电动机的功率 (3)四确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)4.1分配减速器的各级传动比 (5)4.2计算各轴的动力和动力参数 (5)五传动零件的设计计算 (6)5.1 V带设计 (6)5.1.2 带轮的结构形式 (9)5.2齿轮设计 (9)5.2.1高速级齿轮传动计算 (9)5.2.2低速机齿轮传动计算 (14)5.2.3圆柱齿轮传动参数表 (19)5.3轴的设计及效核 (20)5.3.1初步估算轴的直径 (20)5.3.2联轴器的选取 (20)5.3.3初选轴承 (21)5.3.4轴的结构设计 (22)5.3.5中间轴的校核 (22)六润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (28)6.1齿轮传动的润滑 (28)6.2润滑油牌号选择 (28)6.3密封形式 (28)七箱体及附件的结构设计 (28)八设计总结 (30)十参考文献 (31)《机械设计》课程设计任务书一设计题目：设计带式运输机的传动装置1.1运动简图图1-型砂输送机的传动示意图1.2原始数据表1学号 5鼓轮直径D(mm) 320输送带速度0.75v(m/s)输出转矩430T(N·m)1.3已知条件1.输送机由电机驱动。

电机转动，经传动装置带动输送带移动。

按整机布置，要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，要求有过载保护。

2.使用寿命为5年，大修期3年。

3.工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。

载荷平稳。

4.允许输送带速度偏差为5%。

5.工作机效率为0.95。

6.按小批生产规模设计。

1.4设计内容1.设计传动方案；2.设计减速器部件装配图（A1）；3.绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4.编写设计计算说明书一份（约7000字）二传动装置总体设计方案2.1组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.2特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

2.3确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

其传动方案如下：图2-传动方案三 电动机的选择3.1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷为有冲击、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y 系列三相异步电机。

3.2选择电动机的功率awd p p η=（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。

） 其中 kw D vT Fv p w 02.232043075.0221000=⨯⨯===由电动机到传输带的传动总效率为ηηηηηη5423321••••=a1η——为V 带的效率=0.962η——为滚动轴承效率970.00.993==，（由图可知减速器只有3对轴承。

卷筒滚动轴承效率包括在卷筒效率中)3η——为闭式齿轮传动效率0.9600.982==，4η——为联轴器的效率0.99=,5η——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)82.096.099.098.099.096.023=⨯⨯⨯⨯=a η所以kw p p awd 46.282.002.2===η根据min /45min /79.44/100060r r n s m Dn v w w≈=⇒⨯=π故电动机应选择Y100L2-4四 确定传动装置的总传动比和分配传动比4.1分配减速器的各级传动比总传动比 70.3179.441420===w m n n i V 带取传动比 5.21=i 所以68.125.270.31132===⋅i i i i 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i i 3)5.1~1.1(2=，取323.1i i =，得10.468.123.13.122=⨯==i i所以12.33=i4.2计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速 Ⅰ轴 n I =in m 1=5.21420=568 m in r Ⅱ轴 n II =in I 2=10.4568=139 m in r Ⅲ轴 n III =in II 3=12.3139=44 m in r （2）计算各轴输入功率、输出功率 Ⅰ轴 P I =η1•P d =3×0.96=2.88 kwⅡ轴 P II =P I•η2•η3=2.88×0.98×0.99=2.79 kwⅢ轴 P III =P II •η2•η3=2.79×0.98×0.99=2.71 kw（3）计算各轴的输入、输出转矩。

电动机轴输出转矩Ⅰ轴输入转矩 m N n P T III •==42.489550Ⅱ轴输入转矩 m N n P T IIIIII •==69.1919550Ⅲ轴输入转矩m N n P T IIIIIIIII •==19.5889550表-2运动和动力参数计算结果五 传动零件的设计计算5.1 V 带设计1）、确定计算功率 c P根据工作条件——载荷平稳，每天工作16小时 查得K A =1.2，计算功率为 kw P c 6.3= 2）、选择V 带的带型根据计算功率 kw P c 6.3=,小带轮的转速min 14200r n =，故选用A 型带。

3）、确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v①初选小带轮基准直径d d 1根据v 带的带型，查表，取小带轮的基准直径d d 1=100mm 。

②验算带速 v m /s 43.7100060142010010006001=⨯⨯⨯=⨯=ππn d d v由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。

4）、计算大带轮的基准直径查表取02.0=ε，所以mm d n n d d d 245)1(121=-=ε.查表圆整,取mm d d 2502= 5）确定V 带的中心距0a ,并选V 带的基准长度d L ①确定小带轮中心距，0.7(1d d +1d d )=246.5≤0a ≤2(1d d +1d d )=695 初定中心距mm a 3500=。

②计算相应的带长L d 01266mm 3504+250)+(1002 +350×2= 421）d + （d22)100250()(22d2d100=⨯⨯++≈--ππa d d a d d L d查表,选带的基准长度L d 0=1430 mm ③计算实际中心距a 及其变动范围432m m 2126614305032a =-+=-+≈LL ad d中心距的变化范围为mm 55.104015.0min=-=La admm 9.47403.0max=+=La ad6）、验算小带轮上的包角α000001201603.5743210025018057.3012- 180>=⨯--=⨯≈-ad d d d α 包角合适。

7）、计算带的根数计算单根V 带的额定计算功率，由100mm 1=d d 和m in 14200r n =，查表得P 0=1.30kw查表5.4[1]得kw, 0.160=∆P 查表5.7[1]得0.95 =K α， 查表5.2[1]得0.96=K L ，()()70.296.095.016.030.16.3Z 0=⨯⨯+=∆+==KK p p ppp Lcarca α取3根。

8）确定带的最小初拉力0F由表5.1[1]得A 型带的单位长度质量 q=0.105 kg/m,()()N 15243.70.10502.5395.06.395.05.2500qv25.2500)min (F 20=⨯+⨯⨯⨯-=+-=zvK P K acaa9)计算带传动的压轴力F p 压轴力的最小值为()N 11752sin )(21min 0min==αF Z F P8）、 把带传动的设计计算结果记入表下中表-3带传动的设计参数5.1.2 带轮的结构形式轴直径的计算,[]TTT d n PW T ττ≤≈=32.09550000[]mm n P d T 20568302.088.295500002.0955000033=⨯⨯⨯=≥⇒τ因为大带轮,10018040220,300250112mm mm d D mm mm d d ≥=-=-≤=且故采用孔板式V 带轮.5.2齿轮设计5.2.1高速级齿轮传动计算已知条件：输入功率=2.88kw,小齿轮转速m in /5681r n n I == 传动比 10.42=i ,使用寿命为5年，大修期3年。

工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。

载荷平稳。

(1)选定齿轮类型、材料和齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。

选择小齿轮材料为45Cr(调质)，硬度为230HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS ，二者材料硬度差为30HBS 。

3）选择小齿轮齿数1z =22，大齿轮齿数2z =91.齿数比13.4229121===z z u4）初选螺旋角︒=14β,齿宽系数1=d φ 5)精度等级: 7级 (2)试算小齿轮分度圆直径由[1]公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为[]31112⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛±•≥σφβHEHdHt t Z E u u d ZZ Z T K1)确定上公式内的各计算数值 ①计算载荷系数K由表查得使用系数A K =1，V K =1.07，1=βH K .418，2.1=αH K 。

由公式,得载荷系数K = A K V K αK βK =1×1.07×1.2×1.418=1.821 ②由图,得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限σ1lim H =580 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σ2lim H =550 MPa 。

③计算应力循环次数1N =601n j h L =60×568×1×(5×300×16)=2.04×109 2N =891109995.413.41004.2⨯=⨯=uN④由图,取接触疲劳寿命系数1HN K =1；2HN K =1.2⑤计算接触疲劳许用应力由表，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 []1H σ=Sσ1lim HN1K =539 MPa[]2H σ=Sσ2lim HN2K =534 MPa⑥许用接触应力[]2][H H σσ== 605 MPa⑦计算接触疲劳强度用重合度系数εZ()︒︒︒==⎪⎭⎫ ⎝⎛=562.2014cos 20tan arctan cos tan arctan βααn t ︒=636.301at α ︒=546.232at α 708.1=αε 746.1=βε 673.0=εZ螺旋角系数 985.014cos cos ===︒ββZ2）计算①试算小齿轮分度圆直径d 1,由计算公式得[]321112⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛±•≥σφβεHHd Ht t Z E Z u u d Z Z T Kmm 856.37534985.0673.08.1895.213.4113.4110842.43.12324=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=②调整小齿轮分度圆直径 数据准备: 圆周速度s m n d v t /13.110006011=⨯=π齿宽mm d b t d 856.371==φ查表,得试用系数1=A K ,动载系数07.1=v K ,齿间载荷分配系数2.1=αH K , 用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时418.1=βH K 则动载系数为821.1==βαH H v A H K K K K K由公式,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm mm K K d d Ht H t 349.423.1821.1856.373311=⨯== 及相应的齿轮模数 868.12214cos 349.42cos 11=⨯==︒z d m n β(3)按齿根弯曲疲劳强度设计由下式试算齿轮模数,既[]32121cos 2⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅≥F sa Fa d Ft nt Y Y z Y Y T K m σφββε 1)确定公式中的计算参数 ①初选载荷系数3.1=Ft K②由公式可计算得弯曲疲劳强度的重合度系数βY666.075.025.0801.1140.13=+===︒av av b Y εεβε弯曲疲劳强度的螺旋角系数796.0120-1==︒βεββY③计算当量齿数 1v z =β31cos z =0314cos 22=24.08 2v z =β32cos z =0314cos 91=99.62 ④查表,得取齿形系数1Fa Y =2.66, 2Fa Y =2.22 ⑤查表,得取应力修正系数1sa Y =1.53, 2sa Y =1.67 ⑥计算弯曲疲劳许用应力查图,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=530MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2=380MP查图,取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ，查表,取弯曲疲劳安全系数S=1.4则[σF1]=S Y F FN σ1lim 1=4.153085.0⨯=321.78 MPa[σF2]=SY F FN σ2lim 2=4.138088.0⨯=238.86 MPa[]0126.0111=F sa Fa Y Y σ[]0155.0222=F sa Fa Y Y σ因为大齿轮的[]F saFa Y Y σ大于小齿轮,所以取[][]0155.0222==F sa Fa F saFa Y Y Y Y σσ2）试算齿轮模数[]262.10155.022114cos 796.0666.010842.43.12cos 2322432121=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅≥︒F sa Fa d Ft nt Y Y z Y Y T K m σφββε3）调整齿轮模数数据准备:08.10840.2614.28/85.0614.281=====h b mm h mm b sm v mmd①根据圆周速度,7级精度,查图,得动载系数05.1=v K ②根据计算,查的,齿间载荷分配系数1.1=αF K③用插值法查表,得417.1=βH K ,结合08.10=h b ,查图,得34.1=βF K 则载荷系数为548.134.11.105.11=⨯⨯⨯==βαF F v A F K K K K K ④由公式,可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 337.13==FtFnt n K K m m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数.从满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近 取mm m n 2=;为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度 圆直径mm d 349.421=来计算小齿轮的齿数,即55.20cos 11==n m d z β. 取,211=z 则1.8612==uz z ,取,882=z 21z z 与互为质数. (4)几何尺寸计算 1)计算中心距 ()mm m z z a n337.112cos 221=+=β考虑到模数的圆整,为此将中心距圆整为112mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ()︒=+=295.132arccos21am z z nβ3)计算小,大齿轮的分度圆直径 mm m z d n16.43cos 11==βmm m z d n85.180cos 22==β4)计算齿轮宽度 mm d b d 16.431==φ 取.50,4512mm b mm b == 5.2.2低速机齿轮传动计算已知条件：输入功率P=2.79kw,小齿轮转速m in /1392r n n ==∏ 传动比 12.32=i ,使用寿命为5年，大修期3年。