带式运输机的传动机构

带式运输机的传动机构目录图 2 .3 9 4 4 1 4 8 8 51 设计任务书----------------------------------------------------------------------------------------------12、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算-------------------------------33、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）---------------------------64、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算---------------------------------165、箱体设计及说明---------------------------------------------------------------------------276、键联接的选择和计算--------------------------------------------------------------------297、联轴器的选择------------------------------------------------------------------------------318、润滑和密封的选择-----------------------------------------------------------------------329、减速器附件的选择及说明--------------------------------------------------------------3210、设计总结-----------------------------------------------------------------------------------33 参考资料-------------------------------------------------------------------------------------331、设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。

1、电动机2、联轴器3、二级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、卷筒6、运输带1.2 课程设计的原始数据已知条件：①运输带的工作拉力：F=2200N ；②运输带的工作速度：v=1.00m/s ； ③卷筒直径：D=300mm ；④使用寿命：10年（其中带、轴承寿命为3年以上）； ⑤工作条件：用于码头运型砂，单班制，有轻微振动。

1.3 课程设计的工作条件设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；②工作情况：连续单向运转，载荷平稳； ③制造情况：小批量生产。

图1.1带式运输机的传动装置2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算； （1）选择电动机的类型按要求选择Y 系列三相异步电动机，电压380V （2）选择电动机的容量电动机所需工作功率为： P ＝P /η工作机需要的工作功率： P w =F*V=2200Nm*1.00m/s=2200w=2.2kw 滚动轴承的传动效率为 10.99η=闭式齿轮的传动效率为 30.95η=联轴器的效率为 20.97η=传动滚筒的效率为 40.96η=带效率50.97η=动机的功率为 ηP wP==2.2kw/0.80=2.75kw因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率P ed 略大于P 即可。

由表16-1，Y 系列电动机技术数据，选动机的额定功率P 为3.0kw（3）确定电动机的转速综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为Y100L-4的三相异步电动机，额定功率为3.0kw ，满载转速=m n 1420 r/min ，同步转速1500r/min 。

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比卷筒的转速v 1=v/(Π*D)*60=63.69r/min由选定的电动机满载转速m n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝m n /n ＝1420/63.69=22.3 （2）各级传动装置传动比高速级传动比为 1i ＝5.38则低速轴传动比 2i ＝1/i i ＝22.3/5.38=4.143.计算传动装置的运动和动力参数 电机轴： P0=Pd=2.75 KWn 0=1420r/min T 0=11*9550n P =18.49 N m ∙高速轴： P1= P 1* n 01=2.75*0.99=2.72 KWn 1= n 0=1420r/minT 1=11*9550n P =18.29 N m ∙中间轴： P 2=P 1* n 12=2.72*0.97*0.95=2.51KWn 2=11i n =1420/5.38=263.94 r/min T 2=229550*n P =90.82N m ∙低速轴：P 3=P 2*n 23 =2.51*0.97*0.95=2.31 KWn 3=22i n = 263.94/4.14=63.75r/min T 3=33*9550n P =346.05 N m ∙滚筒轴： P 4=P 3* n 34 =2.31*0.95*0.96=2.11 KWn 4= n 3/1 =63.75/1=63.75 r/min T 4=44*9550n P = 316.09N m∙运动和动力参数结果如下表：功率P KW 转矩T Nm 转速r/min电动机轴 2.7518.49 1420 高速轴 2.72 18.29 1420 中间轴 2.51 90.82 263.94 低速轴 2.31 346.05 63.75 滚筒轴2.11316.0963.753、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）A 高速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理；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 ，二者材料硬度差为40HBS 。

（2）精度等级选用7级精度； （3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝z1*i=24*5.38=129.12；故取129选螺旋角，初选螺旋角β=142 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。

2131)][(12HE H d t t Z Z uu T K d σεφα⨯±⨯≥（1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt ＝1.62）选取尺宽系数φd ＝13）材料的区域系数Z H ＝2.433 4）12111.88 3.2()co s 1.72z z αεβ⎡⎤=-+=⎢⎥⎢⎥⎣⎦5）小齿轮传递的转矩为18.29 N.m6)材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa7）小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa 8）计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60×1420×1×（1×8×300×10） =2.045×109hN 2=2.045×109/3.23=6.33×108h9）查得：K 1HN =0.92 K 2HN =0.95 10）齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1, [H σ]1=SKH HN 1lim 1σ=0.92×600=552MPa[H σ]2=SKH HN 2lim 2σ=0.95×550=522.5MPa许用接触应力12[]([][])/2537.25H HHM P aσσσ=+=（2）设计计算①小齿轮的分度圆直径d t 12131)][(12HE H d t t Z Z uu T K d σεφα⨯+⨯≥=3322 1.618.29105.381 2.42189.8()31.501 1.665.38537.25m m⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=⨯②计算圆周速度υ=⨯=10006011　n d t πυ 3.14 3.1514202.34/601000m s⨯⨯=⨯③计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽b b=tdd 1⨯φ=31.50mm初选螺旋角β=14︒ntm =11co s 31.50co s 141.3124t d m mZ β⨯==④计算齿宽与高之比h bh=2.25 m n t=2.25*1.31=2.95hb =31.502.95=10.68⑤计算纵向重合度βε=0.3181Z Φd14tan 241318.0tan ⨯⨯⨯=β=1.903⑥计算载荷系数K使用系数A K =1.25 根据 2.34/vm s=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得动载系数K V =1.18查课本由194P 表10-4得K βH ==1.446 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.4故载荷系数:K ＝K K K αH K βH =1.25*1.18*1.4*1.35=2.79⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:d 1=d t1tK K /3=31.5×6.179.23=37.91mm⑧计算模数n m :nm =11co s 37.91co s 141.5824d m mZ β⨯==(3). 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式:nm ≥)][(cos212213FS F ad Y Y ZY KT σεφββ∂∂1) 确定公式内各计算数值 ① 计算载荷系数KK ＝K K KK =1.25*1.18*1.4*1.35=2.788② 轴向重合度 1.903螺旋角影响系数 0.88 ③ 计算当量齿数z ＝z /cos ＝24/ cos 314︒＝26.27 z ＝z/cos ＝119/ cos 314︒＝141.23④查取齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211⑤ 应力校正系数YY＝1.596 Y＝1.775⑥弯曲疲劳寿命系数:K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 ⑦ 弯曲疲劳应力 [F σ]1=4.3214.15009.011=⨯=S KFF FN σ[F σ]2=86.2574.138095.022=⨯=SKFF FN σ⑧ 计算大小齿轮的 ][FS F F Y σαα01363.057.303596.1592.2][111=⨯=FSF F Y σαα01642.086.238775.121.2][222=⨯=FSF F Y σαα大齿轮的数值大.选用. 2）设计计算 ① 计算模数322 2.79*18290*0.88*0.94*0.016421.13124 1.66n m m m m m⨯≥=⨯⨯按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =1.5mm z 1=37.91co s 14nm ︒⨯=20.4 取21那么z 2=109.6 取1103 几何尺寸计算（1）计算中心距 a=βcos 2)(21nm z z +=(21110)*1.52co s 14︒+⨯=101.26mm将中心距圆整为102mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos12()(21110) 1.5arcco s 14.24122102nm αZ +Z +⨯==⨯︒因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.（3）计算大.小齿轮的分度圆直径d 1=121 1.5co s co s 14.24n z m β⨯==32.50mm d 2=2110 1.5co s co s 14.24n z m β⨯==170.23mm（4）计算齿轮宽度B=1137.9137.91d m m m mΦ=⨯=圆整的 240B =145B =B 低速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理；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 ，二者材料硬度差为40HBS 。