帶式運輸機傳動裝置機械設計課程設計傳動方案

1、機械設計課程設計傳動方案設計書題目：帶式運輸機傳動裝置學號：1040112330班級：機自 1203 班姓名：張強1257213437II38設計計劃書一、設計 帶式輸送機傳動裝置已知條件：（ 1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35（ 2） 使用折舊期： 8 年；（ 3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；（ 4） 運輸帶速度允許誤差： ±5%；（ 5） 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產.已知參數：運輸帶工作壓力F = 1500 N 運輸帶工作速度 v =

2、 1.1 m/s卷筒直徑 = 220 mm二、擬定傳動方案a : 二級展開式圓柱齒輪減速器優(yōu)點：結構簡單，應用廣泛，兩級大齒輪直徑接近，有利于浸油潤滑，尺寸緊湊，成本低，用于載荷比較平穩(wěn)地場合 .缺點：由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度.b ：二級同軸式圓柱齒輪減速器優(yōu)點：結構簡單，應用廣泛，齒輪減速器長度方向尺寸較小，兩級大齒輪直徑接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油潤滑.缺點：齒輪減速器軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸地承載能力難于充分利用.C ： 圓錐圓柱齒輪減速器優(yōu)點：用于輸入輸出軸相交地場合，也用于兩軸垂直相錯地

3、傳動中.缺點：制造安裝復雜，成本高，僅在傳動布置需要時才采用.d ：單級蝸桿減速器優(yōu)點：結構簡單，尺寸緊湊缺點：效率較低，適用于載荷較小、間歇工作地場合，軸承潤滑不太方便.綜上所述，二級展開式圓柱齒輪減速器比較符合方案要求，故選用二級展開式圓柱齒輪減速器 .三、電動機地選擇設計電動機地選擇設計步驟及內容已知： F = 1500 Nv = 1.1 m/sD = 220 mmFvP01.65KW10001、電動機輸出功率p0Pd = 12 23 32 425 1：聯(lián)軸器效率2：嚙合效率3：軸承效率4：溜油效率5：滾筒效率 1 = 0.99 2 = 0.99 3 = 0.98 4 = 0.97 5

4、= 0.960.9920.9920.9830.9720.960.8171.652.020Pd0.817根據 Pd 查電動機手冊選取 Y100L1-4 型電動機Pm = 2.2 KW nm1430r / min Mn = 2.32、總傳動比計算及傳動比分配nminDv6010001.1601000nDD95.49r / min220nm1430i14.98nD95 .49ii1 i 2取i14.74 i23.16各軸地轉速、扭矩：n1nm1430r / min結果選取Y100L1-4 型電動機i14.74i23.16n2n11430r / mini14.74301.69r / minn3n230

5、1.69 r / min95.47r / mini23.16md9550Pm95502.214.69nm1430m1md1314.690.990.9814.25m2m1i123 414.254.740.990.98 0.97 65.56N mm3m2i2 42365.533.160.97 0.990.98194.88N mP1Pd132.20.990.982.13KWP2P12342.130.990.980.972.00KWP3P22342.000.990.980.971.88KW軸轉速扭矩功率（r/min ）（ N·m)（ KW)一143014.252.13二301.6965.56

6、2.00三95.47194.881.88四 、齒輪地設計計算設計設計步驟及內容高速級齒輪已知條件傳動i1=4.74 i2=3.16 n1=1430r/min n2=301.69r/minP=2.2kw傳動方案：二級展開式直齒圓柱齒輪傳動1.選擇材料選用二級展開式直齒齒輪傳動，壓力角為20°；根據機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為結果二級展開式直齒圓柱齒輪傳動45 鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用7 級精度。試選小齒輪齒數Z1=21，大齒輪齒數Z2=i1Z1 =4.74 ×21=99.54取

7、Z2=100取 Z1=212.制定熱處理工藝Z2=100小齒輪和大齒輪均為調質處理，淬火后高溫回火，用來使鋼獲得高地韌度和足夠地強度.3.按齒面接觸強度設計按式（ 1011）進行試算小齒輪分度圓直徑，即23 2K HtT1 u 1Z H Z E Zd1tudH(1)確定公式內地各計算數值.試選載荷系數 KHt 1.3.計算小齒輪傳遞地轉矩查表知 T1 1.425 104 N mmKHt 1.3.由表 107 選取尺寬系數 d1T1 1.425104 N mmd 1ZH = 2.5.由圖 10-20 查得區(qū)域系數 ZH = 2.5ZE=189.8M.由表 105 查得材料地彈性影響系數 ZE=1

8、89.8MPaPa.由式（ 10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數Za1arccosz cos /( z2h* )11aarccos21cos20 /(2121)30.909a 2arccosz2cos/( z22ha * )arccos100cos20/(1002 1)22.888z1 (tana1tan' )z2 (tana 2tan ' ) / 221(tan 30.909tan 20 )100(tan 22.888 tan 20 ) / 21.711Z441.7110.87333.計算接觸疲勞許用應力H由圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪地接觸疲勞極限分別為H lim

9、 1 600MPa 、H lim 2550MPa由式（ 10-15）計算應力循環(huán)次數：N160n1 jL h6014301(2 83008) 3.295 109N2N1 / u3.295109 /(100 / 21)6.920108由圖 10-23 查取解除疲勞壽命系數KHN1 = 0.90、 KHN2= 0.95取失效概率為1%、安全系數 S=1，由式（ 10-14 ）得1KHN1lim 1 0.90 600540MPaS1523MPa2N 2LIM 20.95 550S1取H 1 和 H 2 中地較小者作為該齒輪副地接觸疲勞許用應力，即H H 2523MPa2）試算小齒輪分度圓直徑2K H

10、t T12d1tu 1 Z H ZE Z3udH3 (2.5 189.80.873)24.74 12 1.3 1.425 1045234.74130.419mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1） 計算實際載荷系數前地數據準備 圓周速度 vZ0.873H523MPad1t30.419mmvd1t n130.419 14301000601000602.28m/ s 齒寬 bbd d1t130.41930.419mm2） 計算實際載荷系數K H由表 10-2 查得使用系數 K A1 根據 v =2.28m/s 、 7 級精度，由圖10-8查得動載系數Kv1.02齒輪地圓周力Ft1 2T1 / d1t2

11、1.425104/ 30.4190.937103 NKAFt1 / b1937 / 30.41930.803N / m 100N / m查表 10-3得齒間載荷分配系數KH 1.2 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 KH=1.417由此，得到實際載荷系數KHKAKVKH KH1 1.021.21.4171.7343） 由式（ 10-12 ），可得按實際載荷系數算得地分度圓直徑d1KH1.734d1t 330.419 333.485mmKHt1.3及相應地齒輪模數md 1 / z133.485 / 211.59mm3、 按齒根彎曲疲勞強度設

12、計（1）由式（ 10-7)試算模數，即mt2K Ft T1YYFa Ysa23d z1F1） 確定公式中地各參數值試選 K Ft 1.3由式 (10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y0.750.250.750.250.688v2.28m / sb30.419mmK A1K v1.02KH1.2KH =1.417KH1.734d133.485mmm1.59mm 計算1.711YFaYsaF由圖 10-17 查得齒形系數, YFa1 2.65YFa 2 2.26由圖 10-18 查得應力修正系數 Ysa1 1.58 , Ysa2 1.73 由圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪地齒根彎曲疲勞極限

13、分別為F lim1500MPa,F lim 2380MPaK Ft1.3由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數 K FN 10.83, K FN 2 0.85Y 0.688取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（ 10-14 ）得F 1K FN1F lim 10.83 500 MPa296.43MPaS1.4F 2KFN2F lim 20.85 380 MPa230.71MPaS1.4YFa 1Ysa12.651.580.0141296.43F1YFa 2Ysa22.261.730.0169230.71F2因為大齒輪地 YFa Ysa 大于小齒輪 ,所以取FYFa 2Ysa20.0169F22)試

14、算模數mt2K Ft T1YY FaYsa32d z1F321.31.4251040.6880.992mm12120.0169mm（ 2）調整齒輪模數1） 計算實際載荷系數前地數據準備 圓周速度vd1mt z10.99221mm20.832mmvd1n120.83214301.560m / sYFa 2Ysa260100060m / s1000F 2 齒寬 b0.0169bd d1120.832mm20.832mm 寬高比 b/hh(2ha *c* )mt(210.25) 0.992mm2.232mmb / h20.832 / 2.2329.332)計算實際載荷系數K Fmt0.992mm 根

15、據v= 1.560m/s ， 7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.06由Ft 12T1 / d121.425104 / 20.832N1.368 103 NK AFt1 / b11.368 103 / 20.832N / mm65.67 N / mmd120.832mm100N / mmv1.560m / s查表 10-3 得齒間載荷分配系數 K F1.2b 20.832mm 由表10-4 用插值法查得 K H1.417 ，結合b/h=9.33 查圖10-13 得K F1.42則載荷系數為K FK A K v K FK F11.06 1.21.421.81b / h9.333)由式（

16、10-13 ），可得按實際載荷系數算得地齒輪模數mmt 3K F0.9921.811.108mmK Ft3mm1.3Kv=1.06對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算地模數，由于齒輪模數m 地大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定地承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定地承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得地模 1.108mm 并就近圓整為標準值m=1.25mm ，按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑K F1.2d120.832mm，算出小齒輪齒數z1=d1/m=20.832/1=20.832 ，取 z1=21z2uz14.742199.54，取 z2100，

17、z1 與 z2互為質數1.42這樣設計出地齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足K F了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費.K F1.814、幾何尺寸計算（ 1）計算分度圓直徑d1z1m21 1.25mm26.25mmd2z2m1001.25mm125mm（2）計算中心距a(d1d2 ) / 2 (26.25125) / 2mm 75.75mm（3）計算齒輪寬度bd d11 26.25mm26.25mm考慮不可避免地安裝誤差，為了保證設計齒寬b 和節(jié)省材料，m=1.25mm一般將小齒輪略為加寬（510） mm，即b1b(5 10) mm26.25 (5 10)mm31.25 36.

18、25mm取 b1 32mm ，而使大齒輪地齒寬等于設計齒寬，即z1=21b2b26.25mmz2 1006 主要設計結論齒數 121 、z2 100，模數 m1.25 ，壓力角20，z中心距 a75.75mm 齒寬 b1 32mm， b2 26.25mm .小齒輪選用 40Cr（調質），大齒輪選用 45鋼（調質） .齒輪按 7 級精度設計 .d126.25mmd2125mma75.75mmb26.25mmb132mmb226.25mm已知：z121 、z2100小齒輪轉速n3 =95.47r/min ，齒數比 u=3.16， p=2.2kwm1.251.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數20（

19、 1）按選定傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為a20 .75.75mm（ 2）帶式運輸機為一般工作機器，參考表10-6，選用 7 級精b132mm度 .b226.25mm（ 3）材料選擇 .由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度 280HBS，大齒輪材料為45 鋼（調質），齒面硬度小齒輪選用240HBS.40Cr （ 調（ 4）選小齒輪齒數z1 =25，大齒輪齒數z2u z13.1625 79質），大齒2.按齒面接觸疲勞強度設計輪選用 45鋼（ 調（ 1）由式（ 10-11 ）試算小齒輪分度圓直徑，即3 2K HtT u 1 Z H Z E Z2質）.齒輪d1tu按7

20、 級 精dH1）確定公式中地各參數值度設計 .低速級齒輪傳動設計 試選 K Ht1.3. 計算小齒輪傳遞地轉矩.查軸轉速、扭矩列表得T31.9488 105 Nmm 由表 10-7 選取齒寬系數d1. 由圖 10-20 查得區(qū)域系數ZH =2.5. 由表 10-5 查得材料地彈性影響系數ZE =189.8 Mpa1/2 由式（ 10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z .a1arccos z1 cos/( z12ha )arccos25 cos20 /(2521)29.53a2arccos z2 cos/( z22ha )arccos79cos20 /( 792 1)23.58z1 (tana

21、1 tan) z2 (tana2 tan ) / 225 (tan29.53tan20 )79(tan23.58tan20 ) / 21.717Z441.7170.87233 計算接觸疲勞許用應力H .由圖 10-25d查得小齒輪和大齒輪地接觸疲勞極限分別為H lim 1 600MPa、H lim 2550MPa.由式（ 10-15）計算應力循環(huán)次數：N160n1jL h6095.47 1(28 300 8)2.200 108N2N1 / u2.200108 / 3.160.696 108由圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系數KHN 10.97,K HN20.99 .取失效概率為 1% 、安全

22、系數 S1，由式（ 10-14）得HK HN1H lim 10.97600582MPa1S1KHN2H lim 20.99550H2S1544.5MPa取H 1 和H2 中地較小者作為該齒輪副地接觸疲勞許用應力，則MPaHH 2 544.5直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20z1 =25z279K Ht1.3T31.9488105 Nd 1ZH =2.5ZE=189.8Mpa1/2a129.53a223.581.7172）試算小齒輪分度圓直徑2d1t32K Ht T1 u 1 ZH ZE ZudH321.31.94881053.1612.5189.80.872()13.16544.572.76（

23、2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前地數據準備. 圓周速度 v . d1t n1 72.76 95.47v1000600.364m / s601000 齒寬 b .bd d1t1 72.7672.76mm2）計算實際載荷系數KH .由表 10-2 查得使用系數 KA1.根據 v=0.364m/s 、 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數K v 1.02齒輪地圓周力 .Ft2T1 / d1t2 1.9488 105/ 72.76 5.356 103 NK AFt1 / b 1.025.356 103 / 72.7675.08 N / mm100N / mm1.2 .查表 10-3

24、得齒間載荷分配系數 K H 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 K H 1.426 . 由此，得到實際載荷系數K HK A K v K H K H1 1.02 1.2 1.4261.753）由式（ 10-12），可得按實際載荷系數算得地分度圓直徑d1d1t 3K H73.763 1.7581.44mmK Ht1.3及相應地齒輪模數md1 / z181.44 / 25 3.26mmZ0.872H544.5MPad1t72.76v 0.364m / sb 72.76mm3. 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（ 10-7）試算模數，即mt2K F

25、t T1YYFa Ysa3z2Fd 11) 確定公式中地各參數值 試選 KFt1.3. 由式（ 10-5）計算彎曲疲勞用重合度系數 . Y0.250.750.250.750.6871.717 計算 YFaYsa .F由圖 10-17查得齒形系數 YFa12.03 、 YFa 2 2.01.由圖 10-18查得應力修正系數Ysa11.86 、 Ysa2 1.92 .由圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪地齒根彎曲疲勞極限分別為F lim 1500MPa、 F lim 2380MPa.由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數KFN10.94，KFN20.96.取彎曲疲勞安全系數S1.4 ，由式（ 1

26、0-14）得F1KFN1F lim10.94500 MPa335.71MPaS1.4F2KFN 2F lim 20.96380 MPa260.57MPaS1.4YFa1Ysa12.031.860.0112335.71F1YFa1Ysa12.011.920.0148260.57F1因 為 大 齒 輪 地 YFaYsa大于小齒輪，所以取FYFa Ysa YFa 2Ysa20.0148FF2KA1K v1.02K A Ft 1 / b75.08N / mmKH1.2K H1.75d181.44mmm3.26mmKFt1.3Y0.6872）試算模數mt32K Ft T1YYFa Ysad z12F32

27、1.31.94881050.68712520.01482.020mm（ 2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前地數據準備. 圓周速度 v .d1mt z12.022550.5mmv d1n150.595.470.252m / s601000601000齒寬 b .bd d1 1 50.550.5mm寬高比 b / h.h( 2ha*c* )mt(210.25) 2.02 4.545mmb / h50.5 / 4.54511.112）計算實際載荷系數KF .根據 v0.252m/s ， 7 級精度，由圖10-8查得動載系數YFa YsaKV1.02 .F由=0.0148Ft12T1 / d121

28、.8488105 / 50.57.32103 N，K A Ft 1 / b17320 / 50.5144.95N / mm100N / mm，2.02K F1.0 .mt查表 10-3得齒間載荷分配系數由 表10-4用插值法查得 KH1.426 ， 結 合b / h11.11，查圖 10-13 ，得 K F1.46.則載荷系數為 K FK AK v K FK F1 1.0211.461.493）由式（ 10-13），可得按實際載荷系數算得地齒輪模數m mt 3K F2.02 3 1.492.114mmK Ft1.3d150.5mmv0.252m / s對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算地模數

29、m大于由齒根彎曲疲勞強度計算地模數，由于齒輪模數m地大小主要取b50.5mm決于彎曲疲勞強度所決定地承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定地承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得地模數 2.114mm 并就近圓整為標準值m=2mm ，按接觸疲勞強度算得地分度圓直徑d150.5mm ,算出小齒輪齒數z1d1 / m50.5 / 225.25.取 z125 ，則大齒輪齒數z2uz13.162579 ， z1 與z2 互為質數 .這樣設計出地齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費.4. 幾何尺寸計算（ 1）計算分度圓直徑d1z1m25250 m

30、md2z2m792158mm（ 2）計算中心距a (d1d2 ) / 2 (50 158) / 2 104mm（3）計算齒輪寬度bd d1 1 50 50mmK F 1.49考慮不可避免地安裝誤差，為了保證設計齒寬b 和節(jié)省材料 ， 一 般 將 小 齒 輪 略 為 加 寬 ( 5 10 )m m ， 即b1b(5 10) 50 (510) 55 60mm取 b156mm ， 而 使 大 齒 輪 地 齒 寬 等 于 設 計 齒 寬 ， 即b2b50mm .5.主要設計結論齒數 z125 、 z2 79 ，模數 m 2 ，壓力角20 ，中心距 a104mm ，齒寬 b156mm ， b2 50mm

31、 .小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45 鋼（調質） .齒輪按7 級精度設計 .m = 2z125z279五、軸地結構設計設計設計步驟及內容軸一已知電動機P =2.2kW ，轉速 n=1430r/min ， z1=21， mt=1.25mmb132mm1.求輸出軸上地功率 P1 、轉速 n1 和轉矩 T1查轉速和轉矩表知n11430r / minT114250 N mmP2.13KW12.求作用在齒輪上地力d1mt z11.252126.25mm而 Ft2T12142501085.71Nd126.25FrFttan1085.71tan 20395.17Ncoscos0FFt tan1085.71tan 003.初步確定軸地最小直徑先按式（ 152）初步估算軸地最小直徑.選取軸地材料為45鋼，調制處理 .根據表153，取 A0112 ，于是得dminA0 3P111232.1312.79mmn11430查表 14-1，取 K A 1.3，則聯(lián)軸器地計算轉矩TcaK AT11.31425018525Nmm查表得選用GY1 型凸緣聯(lián)