1、带式输送机传动系统设计(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！)湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 20102011 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 银金光 职称 教 授 题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 成 绩 起止日期 2010 年 12 月 21 日 2011 年 1 月 6 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸 3张45湖南工业大学课程设计任务书20102011学年第 1 学期 机 械 工 程 学院（系、部） 材料成
2、型 专业 1003 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 输 送 机 的 传 动 系 统 的 设 计 3 完成期限：自 2012 年 12 月 1 日至 2012 年 12 月 22 日共 3 周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=7000N；带的带速：v=0.5m/s，直径450mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月1日初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12月2日12月6日通过各种渠道搜集
3、有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。12月7日12月11日有三维软件画出机构简图，并初步排版。2012年12月 22 日用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。主要参考资料濮良贵 主编 机械设计 高等教育出版社 2006年金清肃 主编 机械设计课程设计 华中科技大学出版社 2007年指导教师（签字）： 2012 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2012 年 月 日机 械 设 计 课 程 设 计设计说明书带式输送机的传动系统的设计（3）起止日期： 2012 年 12 月 1 日 至 2012 年 12 月 22 日学生姓名李杰班级材料1003学号成绩指导教师(签字)机械
4、工程学院（部）2012年 12 月 22 日目 录带式输送机传动系统设计一 设计任务传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。设计带式输送机传动系统。采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1. 原始数据运输带的有效拉力F=7000N，运输带速度v=0. 5m/s（允许误差5%）,卷筒直径D=450mm。减速器设计寿命为5年。2. 传动装置参考方案带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。3. 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源
5、，电压为380/220伏。二、传动装置的总体设计1. 电动机的选择初步确定传动系统总体方案如图1-1所示。选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。（1） 选择电动机类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2） 选择电动机的容量电动机所需工作功率按式PP/KW 由式P=Fv/1000KW 因此 P=Fv/1000KW 由电动机至运输带的传动总效率为=1243245 式中：、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取=0.96、=0.98（滚子轴承）、=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）、=0.99（齿轮联轴器）、5=0.96，则 =0
6、.960.9840.970.990.96=0.79 所以 Pd=Fv/1000=（70000. 5）/（10000.79）=4.4KW（3） 确定电动机转速卷筒轴工作转速为 n=601000v/D=6010000. 5/（450）=21.23r/min 按课程设计指导书的表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i24，二级圆柱齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）21.233393397r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 ，3000r/min根据容量和转速，由有关手册查出有二种传动比方案：方案电动机型
7、号额定功率电动机转速 r/min电动机重量 N同步转速满载转速1Y132S1-25.5300028806702Y132S2-27.5300028807203Y132S-45.515001440680其主要性能如下：型号额定功率KW满载时转速r/min电流（380v 时 ） A效率%功率因数%Y132S-45.5144014.485.58411.62.22.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为的型号 Y132S-4：额定功率5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min。电动机的外形如图2. 确定传动装置的总传动比和分配传动电动机
8、型号为Y132S-4，满载转速nm=1440r/min。（1）总传动比由式ia=nm/n=1440/21.23=67.83（2）由式 ia=i0i式中ia、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i=ia/i0=67.83/3=22.61（3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由课程设计指导书图12展开式曲线查得i1=5.88,则i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。3. 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速
9、 由课程设计指导书上公式（9）（11） 轴 n1=nm/i0=1440/3=480r/min 轴 n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min 轴 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min 卷筒轴 n4=n3=21.20r/min(2) 各轴输入功率 由课程设计指导书上公式（12）（15） 轴 P1=Pd01=Pd1=4.40.96=4.22KW 轴 P2=P112=P123=4.220.980.97=4.01KW 轴 P3=P223=P223=4.010.980.97=3.81KW卷筒轴 P4=P334=P324=3.810.980.99=3.70KW 轴轴的
10、输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，例如1轴输出功率为P1=P10.98=4.220.98=4.14KW，其余类推。（3）各轴输入转矩 由课程设计指导书公式（16）（21） 电动机轴输出转矩 Td=9550Pd/nm=95504.40/1440=29.18Nm 轴输入转矩 轴 T1=Tdi001= Tdi0 1 =29.1830.96=84.04Nm 轴 T2= T1i112= T1i123 =84.045.880.980.97 =469.74Nm 轴 T3= T2i223= T2i223 =469.743.850.980.97 =1719.17Nm卷筒轴输入转矩 T4= T3 24
11、=1719.170.980.99 = 1667.94Nm 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如轴的输出转矩为T1，= T1 0.98=84.040.98=82.36Nm，其余类推。运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名功率P KW转矩T Nm转速v r/min传动比 i效率 输入输出输入输出电动机轴4.4029.181440 轴4.224.1484.0482.36480i01 3.0001 0.96 轴4.013.93469.74460.3581.63i12 5.8812 0.95 轴3.813.731719.171684.7921.20i23 3.8523 0.95卷
12、筒轴3.703.631667.941634.5821.20i34 1.0034 0.97三、传动零件的设计计算1. V带传动设计（1）确定计算功率 Pca=KAP=1.25.5=6.6KW 式中KA为工作情况系数，P为电机输出功率。（2）选择带型号 根据计算功率Pca 为6.6KW和小带轮转速1440r/min,从机械设计课本图8-11选取普通V带的带型号。查图初步选用A型带。（3）确定带轮的基准直径dd 并验算带速v1. 初选小带轮的基准直径dd1根据V带的带型，参考机械设计课本表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1(dd)min。(dd)min=75mm,所以选取dd1
13、=90mm。2. 验算带速v根据式v=dd1nm/（601000）=901440/60000=6.78m/s.3.计算大带轮的基准直径由dd2=idd1 =3.090=270mm，并根据机械设计课本表8-8加以适当圆整。取dd2=280mm4. 确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld（1）根据带传动总体的尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式（8-20）初定中心距初在范围内，初定中心距a0=500mm（2）计算相应的带长Ld0 Ld02a0+（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（90+280）/2+(280-90)2/(4500)=1438.35m带的基准长度Ld根据
14、Ld0表8-2选取，得Ld=1400mm（3）计算中心距a及其变动范围。传动的实际中心距近似为 aa0+(Ld- Ld0)/2 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围 amin=a-0.015Ld=481-0.0151400=460amax=a+0.03Ld=481+0.031400=523.（5）验算小带轮上的包角1由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生才小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使 a11800-(
15、dd2-dd1)57.30/a1200 a11800-(dd2-dd1)57.30/a=1800-(280-90)57.30/481=159.7501200(6)确定带的根数z查机械设计课本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KaKL=1.25.5/(1.07+0.17)0.950.96=5.84取5跟。7）确定带的初拉力F0（F0）min=500（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2=500（2.5-0.95）6.6/0.9556.78+0.106.782=163.42N新安装
16、的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min(8)计算带传动的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力FpFp=2zF0sin a1/2 =25163.42sin 159.750/2=1608.75N二、齿轮传动设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。（1） 齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择6级，齿根喷丸强化
17、。(3) 确定齿数因为是硬齿面，故取z1=20, z2=z1i1=205.88=118传动比误差 iuz2/ z1118/20=5.9i(5.9-5.88)/5.88=0.3%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（1） 确定公式内的各计算值（2） 试选载荷系数Kt=1.3（3） 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105P/ n1=95.51055.5/480=109427Nmm3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25
18、.经查图10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，FE1FE2920Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=604801（285300）=6.912108N2=6.912108/5.88=1.1761087.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.958.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 H1=KHN1lim1/2=0.911500/2=682.5MPa H2=KHN2lim2/2=0.951500/2=712.5MPa（2）计算1. 试算小齿轮分度圆直径d
19、1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3109427/1（6.88/5.88）(189.8/682.5)2】1/3=54.38mm2. 计算圆周速度vV=d1tn1/601000=54.38480/60000=1.37m/s3. 计算齿宽b b =dd1t=154.38=54.38mm4. 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm 齿高 h=2.25mt=2.252.72=6.12mm b/h=54.38/6.12=8.895.计算载荷系数根据v=1.37m/s,6级精度，由图10-8查
20、得动载系数Kv=1.01直齿轮，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.504由b/h=8.89，KH=1.504查图10-13得KF=1.4 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.504=1.6716.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t(K/Kt)1/3=54.38(1.671/1.3)1/3=59.13mm7.计算模数mm =d1/z1=59.13/20=2.96mm二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(1) 确定公式内
21、的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim21500MPa，FE1FE2920Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.913.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.89920/1.4=584.86MPa F2=KFN2FE2/S=0.91920/1.4=598MPa4. 载荷系数K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.4=1.5555. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa当量齿数zv1=z1/cos3=20/cos3150=22.19 Zv2=z2/cos3=118/cos3150=130.
22、933查课本表10-5得YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.836.计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.721.57/584.86=0.00730 YFa2YSa2/F2=2.141.83/598=0.00655 小齿轮的数值大（2）设计计算 m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3=（21.555109427/1.02020.00730）1/3=1.82对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载
23、能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的1.82并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.12，算出小齿轮齿数 z 1=d1/m=68.14/2=34大齿轮齿数 z2=3.83z1=3.8334=128这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。3、几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 d1=z1m=342=68mm d2=z2m=1282=256mm2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm3计算齿轮宽度 b=dd1=168=68mm取B2=70，B1=753.2 、低速级齿轮
24、传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为215HBS。 （2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。(3) 确定齿数 因为是硬齿面，所以取z1=35, z2=z1i1=353.85=135传动比误差 iuz2/ z1135/35=3.86i(3. 86-3.85)/3.85=0.26%5%，符合初步设计齿轮传动的主要尺寸一按照齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3（4
25、） 确定公式内的各计算值1. 试选载荷系数Kt=1.32. 计算小齿轮传递的转矩T2=95.5105P/ n2=95.51055.5/81.63=643.45Nm3. 由表10-7选取齿宽系数d=1.04.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25.经查图10-20，取Hlim1Hlim2610MPa，FE1FE2500Mpa。6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。N1=60njLh=6081.631285300=1.175108N2=1.175108/3.85=3.0521077.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93
26、，KHN2=0.958.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 H1=KHN1lim1=0.93610=567.3MPa H2=KHN2lim2=0.95500=475MPa（2）计算4. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值 d1t2.32【KtT1/d(u+1)/u（ZE/H）2】1/3=2.32【1.3643450/1（4.85/3.85）(189.8/475)2】1/3=55.21mm5. 计算圆周速度vV=d1tn1/601000=55.2181.63/60000=0.24m/s6. 计算齿宽b b =dd1t=155.21=55.21mm计算
27、齿宽与齿高之比b/h 模数 mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm 齿高 h=2.25mt=2.251.58=3.55mm b/h=55.21/3.55=15.55计算载荷系数根据v=0.24m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01直齿轮，KHa=KFa=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.148由b/h=15.55, KH=1.148查图10-13得KF=1.44 K= KAKvKHaKH=1.001.011.11.148=1.2756.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算d1=d1t
28、(K/Kt)1/3=55.21(1.275/1.3)1/3=54.85mm7.计算模数mm =d1/z1=54.859/35=1.57二按照齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m(2KT1/dz12YFaYSa/F)1/3(2) 确定公式内的各计算数值1.经查图10-20，取Hlim1Hlim2550MPa，FE1FE2400=Mpa。2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.953.计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1/S=0.90550/1.4=353.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.95400/1.4=271.43MPa4. 载荷系数K=KAKvKFaKF=1.001.011.11.416=1.5735. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa当量齿数zv1=z1/cos3=35/cos3150=
