带式传输机的传动装置课程设计说明书Word文档下载推荐.docx
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1.4
0.85
卷筒直径D（mm）
440
400
320
420
360
8
9
10
2.8
300
275
二、
运输机工作条件
工作时不逆转，载荷有轻微冲击；
工作年限为10年，二班制；
设计任务
1进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）
2电动机功率及传动比分配，
3主要传动零件的参数设计标准件的选用.
4减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。
5装配图的设计要点及步骤等。
6设计和绘制零件工作图7整理和编写设计说明书
三、设计成果要求
1.二级圆柱齿轮减速器装配图1张；
2.零件工作图2张；
3.设计计算说明书1份。
2.电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×
η4轴承×
η2齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.95×
0.984×
0.972×
0.99×
0.95
=77.54
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1800×
1/1000×
0.7754
=2.32KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
1000V/∏D
=60×
1000×
1.0/∏×
=47.77r/min
按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6I’’a=8~40。
取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=16~160。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（16~160）×
47.77=
764.32~7463.2r/min
符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。
M根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：
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=1500r/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Y100L2-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2N.m。
3.计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=1420/47.77
=29.73
2、分配各级传动比
（1）带传动比取i带=3
（2）则：
减速器总传动比为ij=i总/i带=9.9
双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为i1=（1.3ij）0.5
=3.59
低速级传动比为i2=ij/i1
=2.76
4.运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机/n带=1420/3=473.33r/min
n
=nI/i1=473.33/3.59=131.85r/min
=nⅣ=n
/i2=131.85/2.76=47.77r/min
2、计算各轴的输入功率（KW）
P
=P工作xη带=2.32x0.95=2.204KW
=P
×
η轴承xη齿轮=2.204x0.98x0.97=2.095KW
η轴承×
η齿轮=2.095x0.98x0.97=1.99KW
PⅣ=P
η联轴器=1.99x0.99x0.98=1.932KW
3、计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9550×
/n
=9550x2.204/473.33=44.47N·
mm
2.095/131.85=151.74N·
=9550P
1.99/47.77=397.83N·
TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=9550×
1.932/47.77=386.24N·
各轴的转速、转矩，各级之间的传动比和效率，并整理填写在表格中，如下表所示。
轴号
转速n（r/min）
功率P/KW
扭矩T/（N·
m）
电动机轴
1420
2.204
44.47
Ⅰ
473.33
2.095
151.74
Ⅱ
131.85
1.99
397.83
Ⅲ
47.77
1.932
386.24
5.传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）确定计算功率PC
由课本表8-7得：
工作情况系数
kA=1.1
PC=KAP=1.1×
3=3.3KW
由课本P157图8-11得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
1）初选小带轮直径
由课本表8-6，8-8得，取小带轮基准直径为
则取dd1=90mm>
dmin=75
2）验算带速V：
按公式V=πdd1n1/60×
1000
V=π×
90×
1420/60×
1000=6.6882m/s
又因为5<
v<
30m/s，带速合适。
3）计算大带轮直径
dd2=i·
dd1=3x90=270mmdd2=280mm
取标准值=280mm
（3）确定带长和中心矩
1）根据课本式
1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得：
1.7（90+270）≤a0≤2×
（90+270）
所以有：
252mm≤a0≤720mm
初定中心距为：
a0=500
2）带所需基准长度
Ld0=2a0所+∏/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2x500+3.14/（90+270）+（270-90）2/4x500
=1851.4mm
由表8-21选带基准长度Ld=1800
3）计算实际中心距
a≈a0+Ld-L0/2=500+（1800-1851.4）/2mm
=474.3mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×
57.30
=1800-（270-90）/474.3×
57.30=158.250>
1200（适用）
（5）确定带的根数
1）计算单根V带的额定功率
根据dd1比=90mm,n1=1420r/min
查表8-5得p0=0.93+（1.07-0.93/1450-1200）x（1420-1200）
=1.0532kw
根据n1=1420r/mini=3A型带查表8-4b得
△p0≈0.17KW
查表8-5得ka=0.943
查表8-2得kl=1.01
Pr比=（p0+△p0）kakL
=（1.0532+0.17）X0.943X1.01=1.165
2）计算V带根数Z
Z=PC/pr=3.3/1.65=2.83
取3根
（6）计算单根V带初拉力最小值F0（min）
由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m
∴F0（min）=500x（2.5-ka）pca/kazv+qv2
=500x（2.5-0.943）x3.3/（0.943x3x6.69）+0.1x6.692=140.21N
应使带实际拉力F0>
F0（min）
（7）轴压力FP
轴压力最小值FP
FP（min）=2ZF0（min）sinα1/2=2×
3×
140.21sin158.25/2
=826.125N
结构草图：
2、齿轮传动的设计计算
a高速级齿轮设计
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；
选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24X3.95=86.16
取Z2=86初选螺旋角B=140
（2）按齿面接触疲劳强度设计
小齿分度圆直径d1t≥{[2kT1（u+1）ZH2ZE2]/[u∈a（min）φd[σH]2]}1/3
①确定公式内各计算数值：
1）试选Kt=1.6
2）计算小齿轮传递的转矩T1
T1=9.55×
106×
P/n1=44.47N.M
3）选取齿宽系数φd=1.0（表10-7）
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8Mpa0.5
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600mpaσ0lim2=550mpa
6）由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60x473.33x1x（16x300x10）=1.36319x109
N2=N1/i=1.36319x109/3.5833=3.8x108
7）由图取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.94KHN2=1.03
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1℅安全系数S=1
[σH]1=σHlim1KHN1/S=0.94X600/1Mpa
=564Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/S=1.03X550/1.0Mpa
=566.5Mpa
9）由图10-30选取区域系数
ZH=2.433
10）由图10-26查得
∈a1=0.78∈a2=0.88∈a=∈a1+∈a2=1.66
11）许用接触应力
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2
=564+566.5/2=565.25mpa
②计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t由公式得：
d1t>
=[2X1.6X4.447X104X4.59X2.4332X189.82/（1X1.66
X3.59X565.252）]=41.82mm
2）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1tn1/60×
1000=3.14×
41.82×
473.33/60×
=1.036m/s
3）计算齿宽b及模数mnt
B=d1tφd=1x41.82=41.82mm
mnt=d1txcosB/Z1=41.82XCOS140/24=1.69
h=2.25mnt=2.25x1.69=3.8025mm
b/h=41.82/3.8025=10.998≈11
4）计算重合度
∈B=0.318φdZ1tanB
=0.318X1X24Xtan140=1.903
5）计算载荷系数
使用系数Ka=1又∵v=1.036m/s7级精度
由图10-8查得动载荷系数KV=1.1
由表10-4查得KHB=1.417
由图10-13查得KFB=1.35
由表10-3查得KHa=KFa=1.4
故载荷系数k=KHBKHaKaKV
=1x1.1x1.4x1.417=2.182
6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径
由式10-10a得
d1=d1t（k/kt）1/3=41.82x（2.182/1.6）1/3=46.38mm
7）计算模数
mn=d1cosB/z=46.38xcos14/24=1.875mm
（3）按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
mn≥[2KT1YBCOS2BYFaFSa/（φdZ12∈a[σF]）]1/3
①确定计算参数
1）计算载荷系数
k=KFBKFaKaKV
=1X1.1X1.4X1.35=2.1
2）根据纵向重合度∈B=1.903
由图10-28查得螺旋角影响系数YB=0.88
3）计算当量齿数
ZV1=Z1/COS3B=24/COS3140=26.27
ZV2=Z2/COS3B=86/COS3140=94.14
4）查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=2.592YFa2=2.1917
5）查取应力校正系数
YSa1=1.596YSa2=1.784
6）由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限
σFE1=500mpaσFE2=380mpa
7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=0.83
KFN2=0.86
8）计算弯曲疲劳使用应力
取弯曲安全疲劳系数S=1.4
由式10-12得
[σF]1=σFE1KFN1/S=296.43mpa
[σF]2=σFE2KFN2/S=233.43mpa
9）计算大小齿轮的YFaFSa/[σF]并比较
YFa1FSa1/[σF]1=2.592x1.596/296.43=0.013956
YFa2FSa2/[σF]2=2.1917X1.784/233.43=0.01675
大齿轮数值大
②设计计算
mn=[2x2.10x4.447x104x0.88xcos2140x0.01675/（1x242x1.66）]1/3
=1.4mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳
强度计算的模数，取mn=2.0mm，可满足弯曲强度，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d1比=46.38mm来计算
应有的齿数。
于是有
Z1=d1cosB/mn=46.38xcos140/2=22.5
于是取Z1=23Z2=23Xi=83
（4）几何尺寸计算
1）中心距计算
a=（Z1+Z2）mn/2cosB=109.245mm
中心距元整为a=109mm
2）按元整后的中心距修正螺旋角
B=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（23+83）x2/2x109
=13028’15”
3）计算大小齿轮的分度圆直径
d1=Z1mn/COSB=23X2/COS13028’15”=47.3
d2=Z2mn/COSB=83X2/COS13028’15”=170.69
4）计算齿轮宽度
b=φdd1=1x47.3=47.3mm
元整后取B2=50mmB2=55mm
结构设计草图：
b低速级齿轮设计
选小齿轮齿数Z1=36，大齿轮齿数Z2=36x2.76=99.36
取Z2=100初选螺旋角B=100
P/n1
=151.74N.M
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
N1=60n1jLh=60x473.33x1x（16x300x10）
=3.79728x108
N2=N1/i=3.79728x108/2.76
=1.3758x108
ZH=2.47
∈a1=0.81∈a2=0.91∈a=∈a1+∈a2=1.72
②计算
d1t≥[2X1.6X15.174X105X3.76X2.472X189.82/（1X1.72
X2.76X565.252）]=64.159mm
2）计算齿轮的圆周速度V
64.159×
151.74/60×
=0.51m/s
B=d1tφd=1x64.159=64.159mm
mnt=d1txcosB/Z1=64.1592XCOS140/36=1.755
h=2.25mnt=2.25x1.755=3.949mm
b/h=64.159/3.949=16.256
=0.318X1X36Xtan100=2.0186
使用系数Ka=1又∵v=0.51m/s7级精度
由图10-8查得动载荷系数KV=1.05
由表10-4查得KHB=1.422
由图10-13查得KFB=1.36
故载荷系数k=KHBKHaKaKV=2.09
d1=d1t（k/kt）1/3=64.195x（2.1/1.6）1/3=70.286mm
mn=d1cosB/z=70.286xcos100/36=1.923mm
（3）按齿根弯曲强度设计
=1X1.05X1.4X1.36=2.0
2）根据纵向重合度∈B=2.0186
由图10-28查得螺旋角影响系数YB=0.92
ZV1=Z1/COS3B=36/COS3100=37.69
ZV2=Z2/COS3B=100/COS3100=104.7
由表10-5查得YFa1=2.423YFa2=2.176
YSa1=1.66YSa2=1.794
KFN1=0.86
KFN2=0.89
[σF]1=σFE1KFN1/S=307.14mpa
[σF]2=σFE2KFN2/S=241.57mpa
9）计算大小齿轮的YFaFSa/[σF]并比较
YFa1FSa1/[σF]1=2.423x1.66/307.14=0.0131
YFa2FSa2/[σF]2=2.176X1.794/241.57=0.01616
②设计计算
mn=[2x1.5174x105x0.92xcos2140x0.01616/（1x362x1.72）]1/3
=1.963mm
疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1比=70.286mm来计算
Z1=d1cosB/mn=70.286xcos100/2=34.6
于是取Z1=35Z2=35Xi=97
a=（Z1+Z2）mn/2cosB=134.036mm
中心距元整为a=134mm
B=arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arccos（35+97）x2/2x134
=9054’42”
d1=Z1mn/COSB=35X2/COS9054’42”=71.066
d2=Z2mn/COSB=97X2/COS9054’42””=196.95
b=φdd1=1x71.066=71.066mm
元整后取B2=72mmB1=78mm
（5）结构设计草图：
6．轴的设计计算
低速级联轴器的选择
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为KA=1.5，计算转矩为
TCA=KAxT=1.5X393.15=589.7N·
m
因此选择联轴器的型号为YL10型
低速轴与工作机轴相连，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但是传递转矩较大，又因为减速器与工作机常在同一底座上，不需要有较大的轴线偏移补偿，因此选用弹性联轴器。
其主要参数如下：
型号
公称转矩N.M
轴孔直径mm
轴孔长度mm
Y型
J1型
YL10
630
38
112
84
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
查表15-3，取A0=105
d≥105（2.204/473.33）1/3mm=17.5366mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=17.5366×
（1+5%）mm
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