带式输送机传动装置课程设计

目录第一部分设计任务书 (1)第二部分传动方案分析 (2)第三部分电动机的选择计算 (3)第四部分传动装置运动和动力参数的选择计算 (4)第五部分传动零件的设计及计算 (5)一、齿轮设计计算 (5)1、1轴和2轴啮合齿轮设计计算 (5)2、2轴和3轴啮合齿轮设计计算 (10)二、链轮的设计计算 (13)第六部分减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算 (16)一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算 (16)二、2轴及轴上轴承、键的设计计算 (20)三、3轴及轴上轴承、键的设计计算 (24)第七部分润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定 (27)第八部分箱体及附件的结构设计和选择 (27)第九部分设计小结 (30)第十部分参考资料 (30)第一部分、设计任务书 设计题目：带式输送机 传动方案：电机→两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器→链传动→工作机1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定 2） 输送带鼓轮的传动效率取为3） 工作寿命为8年，每年300个工作日。

每工作日16小时 设计内容： 1） 装配图1张 2） 零件图3张 3） 设计说明书一份 指导老师：夏红梅第二部分、传动方案分析 题目：带式输送机传动装置 传动方案：电机→两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器→链传动→工作机 设计参数：设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。

2).输送带鼓轮的传动效率取为。

3).工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。

4）带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。

特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

由于高速级直接接电动机输出轴，所以高速级宜用圆柱斜齿轮，低速级用圆柱直齿轮。

装置分布如图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。

第三部分电动机的选择计算按照工作要求和条件选用一般用途的Y 系列三相异步电动机。

(1) 电动机容量工作机所需功率Pw 按以下公式计算Pw=1000w wwF V η （kw ）根据已知条件，将输送带的阻力Fw=7000N 、输送带速度Vw=0.35m/s,带式输送机的效率w η=代入上式得Pw=70000.3510000.97⨯⨯Kw=电动机的输出功率Po 按以下公式计算 Po=wp ηKw式中 η—从滚筒到电动机之间的总的传动功率，其值按η=24ηηηηη齿联搅油链轴承计算 查表两对齿轮传动的效率η齿都取；每对（共四对）滚动轴承的效率η轴承都取，联轴器效率（弹性联轴器）η联取，减速器的搅油效率η搅油取，链传动效率取.所以总效率为η=24ηηηηη齿联搅油链轴承=240.980.990.990.960.96⨯⨯⨯⨯= 所以电动机的输出功率为Po=wp η=2.530.84Kw= 查表，取电动机的额定功率为Pm=4kw (2) 电动机的转速 滚筒转速为w n =60w V D π=600.351000300π⨯⨯⨯r/min=min 查表推荐各种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮的传动比为12i =3:5；23i =3:5，链传动比34i =:，则总传动比范围为122334i i i i ==(33255 3.5)1887.5⨯⨯⨯⨯=:: 所以电动机的转速可选择范围相应为'(1887.5)22.28n in ==⨯:r/min=:电动机同步转速符合这一范围的有750r/min,1000r/min,1500r/min 三种。

为降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为1500r/min 的Y 系列电动机，型号为Y112M4；其满载转速为m n =1440r/min. 第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算1、 传动装置的总传动比及各级传动比 （1） 传动装置的总传动比 m w n i n ==144022.28= （2） 分配各级传动比1） 初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为初选链传动比34i = 则i 减=1223i i =34i i =64.633.2= 可取12i =（:）23i ，即i 减=1223i i =（:）223i ，得23i =:取23i =则12i =23i i 减=20.204.05= 至此，初步确定12i =，23i =，34i =2、计算传动装置运动参数和动力参数1）0轴（电动机轴）的输出功率，转速和转矩Po= o n =m n =1440r/min To=9550O m P n =( 3.0195501440⨯)= 2)1轴（高速轴）的输入功率、转速和输入转矩。

从O 轴到1轴，只经过联轴器传动，所以1p =001p η=⨯ 10n n ==1440r/min111 2.98955095501440P T n =⨯=⨯= 2轴（中间轴）的输入功率、转速和输入转矩。

从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以 21121 2.980.990.98p p p ηηη===⨯⨯齿轴承kw=4)3轴（低速轴）的输入功率、转速和输入转矩。

从2轴到3轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以 5）4轴（鼓轮轴）的输入功率、转速和输入转矩。

从3轴到4轴，经过一对轴承，一对链传动，还要考虑搅油效率，所以 第五部分 传动零件的设计及计算 一、齿轮设计计算1、2轴啮合齿轮设计计算 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。

2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

3）材料选择。

查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，两者材料硬度差为40HBS 。

4） 选择小齿轮齿数为1Z =24，大齿轮齿数2Z =524120⨯=。

5） 选取螺旋角。

初选螺旋角β=014。

2、按齿面接触强度设计按公式1t d ≥ （1）确定公式内的各计算数值1) 试选t K =。

2) 计算小齿轮传递的转矩。

3) 查看区域系数H Z 图选取H Z =.4) 查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度αε，查得 1αε=，2αε=，则12 1.60αααεεε=+=。

5）查看表格选取齿宽系数d φ=1.6）查表得到材料的弹性影响系数E Z =12189.8MPa 。

7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H σ=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2H σ=550 Mpa 。

8）计算应力循环次数9）取接触疲劳寿命系数1HN K =，2HN K = 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则 （2） 计算1) 计算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得 2） 计算圆周速度。

3） 计算齿宽b 及模数nt m 。

b=1131.8631.86d t d mm mm φ=⨯= 4） 计算纵向重合度βε5） 计算载荷系数k.已知使用系数A K =1,根据v=s,7级精度，查表得到动载系数K ν=； 1.410H K β=。

查图得 1.35F K β=；查表得 1.2H F K K αα==。

故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 7） 计算模数n m 3、按齿根弯曲强度设计由式n m ≥(1) 确定计算参数1） 计算载荷系数。

2）根据纵向重合度βε=，查图得螺旋角影响系数Y β=.3） 计算当量齿数。

4） 查取齿形系数。

查表得1Fa Y = 2Fa Y =5) 查取应力校正系数。

查表得 1Sa Y = 2Sa Y =6）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=380MPa ；7) 查图取弯曲疲劳寿命系数1FN K = 2FN K =； 8）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=，由式 9）计算大、小齿轮的[]Fa SaF Y Y σ并加以比较。

大齿轮的数值大。

（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =1.25mm,已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径1d =33.32mm ，算出小齿轮齿数应有的齿数。

于是由取1z =26，则2121526130z i z ==⨯=。

4、 几何尺寸计算 （1） 计算中心距 将中心距圆整为101mm 。

（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因β改变比较大，所以要修正参数a ε、H Z 。

H Z =（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度圆整后取235B mm =140B mm =2、3轴齿轮设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

3） 材料选择。

查表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，两者材料硬度差为40HBS 。

4）选择小齿轮齿数为2Z *=24，大齿轮齿数3Z =4.052497.2⨯=，取3Z =98。

2、按齿面接触强度设计用以下设计计算公式计算 (1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 1.3t K =。

2）计算小齿轮传递的转矩。

3）由表10-7选取齿宽系数d φ=1.4）由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z =12189.8MPa 。

5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim2H σ*=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim3H σ=550 Mpa 。

6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数2HN K *=，3HN K =. 8）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径2t d *，代入[]H σ中较小的值。

2 2.3264.024td mm *≥== 2)计算圆周速度v 。

3）计算齿宽b 。

b=2d t d φ*g =1⨯64.024mm 4)计算齿宽与齿高之比b h。

模数 2264.0242.6724t t d m mm mm z **=== 齿高 2.25 2.25 2.67 6.0t h m mm mm ==⨯= 5)计算载荷系数根据v=s ，7级精度，由图10-8查得动载系数v K =；直齿轮，1H F K K αα==；由表10-2查得使用系数A K =1；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，H K β=。