设计题目：带式运输机的传动装置 拟定传动方案 在设计前我们预设了 4个方案进行比较： 方案一：采用 V 带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具 有良好的缓冲、吸振性能，可适应大起动转矩工况 要求，结构简单，成本低，使用维护方便缺点是 传动尺寸较大，V 带使用寿命较短 方案二：传动效率高，使用寿命长，但要求大 起动力矩时，起动冲击大，使用维护较方便 方案三：能满足传动比要求，但要求大起动力 矩时，链传动的抗冲击性能差，噪音大，链磨损快 寿命短，不易采用 方案四：传动效率高，结构紧凑，使用寿命长 当要求大起动力矩时，制造成本较高 最后根据工作条件的分析和几个方案的比较，我们决定以方案一为设计方案 1 带式运输机的工作原理 （一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图） 2工作情况：输送机连续工作，单向运转，工作中有轻微震动，空载起动，两班制工 作，输送带速度容许误差为 5%，要求尺寸较为紧凑（减速器中心距离在 100~125mm 之 间） 使用期限为 5年，减速器中等批量生产2 3原始数据 题号 参数 1 运输带工作拉力 F/KN 3000 运输带工作速度 v/(m/s) 1.5 滚筒直径 D/mm 400 二 动力机选择 Y 系列三相异步电动机 1．电动机容量的选择 工作机所需功率 Pw 设计方案的总效率 n 0 =n 1 *n 2 *n 3 *n 4 *n 5 *n 6 … n n 本设计中的 ——联轴器的传动效率（2个） ， ——轴承的传动效率 联 轴 （4对） ， ——齿轮的传动效率（2对） ，本次设计中有8级 齿 传动效率 其中 =0.99 、 =0.98 、 =0.97 联 承 轴 齿 、 =0.96 带 = = =0.94 总 2 承 ’ 联 齿 带 η η η η 2 98 . 0 * 9 .9 0 * 97 . 0 * 96 . 0 1）电动机的输出功率 P w= = =4.69 KW w Fu 1000 96 . 0 1000 5 . 1 3000 Pd＝Pw/ ， =4.99 KW 总 总 Pd＝4.69/0.94=4.99KW 2．电动机转速的选择 由 v=1.5m/s 求卷筒转速n w V = =1.5 →nw=71.66r/min 1000 * 60 w dn nd＝（i1’·i2’…in’）nw 有该传动方案知，是一级圆柱齿轮减速器则，圆柱齿轮传动比范围 为 3—5，V 带传动比为 2—4。
所以 nd =(i1*i2) nw=[6，20]* nw 所以 nd的范围是（429，1433）r/min，初选为同步转速 为 1000r/min 的电动机 3．电动机型号的确定 由表 12-1[2]查出 电动机型号为 Y100L 2 -4,其额定 功率为 3kW，满 载转 =0.94 总 P w =4.69KW Pd＝4.99KW nw=71.66 r/min3 电机 Y132M2-6 电动机 型号 额定功 率/KW 满载转速 r/min 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 质量 /Kg Y132M2 -6, 5.5 960 2 2 85 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比 由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应 有的总传动比为： ＝n m /n wn w ＝71.66 n m= 960r/min i＝13.40 总 i 同时 = i 带 i 齿轮 i 2．合理分配各级传动比 为了使 V 带传动外部尺寸不要太大，满足 因为设计为 V 带 i 齿轮 i 带，查表得其常用的比值为 2—4。
现假设 为 2.5，则齿轮的传动 带 i 比= =5.36 齿轮 i 5 . 2 40 . 13 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n 1 =960r/min n 2 = =384r/min n 3 = =71.6r/min 带 i n 1 齿轮 i n 2n 4 =71.6r/min 各轴功率：P 电动机额定功率P 1==5.5Kw电 P 高速 I P1=P0*n12=P0*= 轴承 联 n n 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n 12 = =0.99*0. 轴承 联 n n 99=0.98) 中间轴 II P 2 =P 1 =P 1 *n 齿 23 * n 轴承 =2.9403*0.95*0.9 9=2.7653 Kw (n 23 = =0.9 轴承 齿 n n 5*0.99=0.94)低速轴 III P 3 =P 2 *n 34 =P 2 * =2.7653* 轴承 齿 n n 0.95*0.99=2.600 Kw (n 34 = =0.95*0.9 轴承 齿 n n 9=0.94) 卷筒 P 4 =P 3 *n 45 =P 3 * =2.600*0.9 轴承 联 n n 8*0.99=2.523 Kw （n 45 = =0.9 轴承 联 n n 8*0.99=0.96） P 2=4 P 1 =5.5x0.96=5.28 Kw 带 P 3=P 2 传动比 15 i 1 =4.8 i 2 =3.2 各轴速度 n 0 =1430r/min n 1 =1430r/min n 2 =297.92r/min n 3 =93.1r/min n 4 =93.1r/min 各轴功率 P 0=3Kw P 1 = 2.9403 P 2 =2.7653 Kw P 3 =2.600 Kw P 4 =2.523 Kw 各轴转矩 电动 机转轴 T 0 =2.2 N m 高速 I T 1 == 1 1 * 9550 n P = 1430 9403 . 2 * 9550 19.634 N m 中间轴 II T 2 == 1 2 * 9550 n P = 930 . 297 7645 . 2 * 9550 88.615 N m 低速轴 III T 3 = = 3 3 * 9550 n P = 1 . 93 5748 . 2 * 9550 264.118 N m 卷筒 T 4 = = 4 4 * 9550 n P = 1 . 93 4980 . 2 * 9550 256.239 N m 其中 T d =(n*m) d d n P 9550 项 目 电动机 轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 卷筒 转速 （r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1 功率 （kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204 转矩 （N·m） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395 传动比 1 1 4.8 3.2 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.965 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转 速 齿数 比 小齿轮转矩 载荷 系数 2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N·m 1.3 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＝20，大齿轮齿数 z2＝96 的； 2．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 进行计算按式（10—21）试算，即 dt≥2.32* 3 2 1 · H E d t Z u u T K σ φ 各轴转矩 T 1 =19.634 N m T 2 =88.615 N m T 3 =264.118 N m T 4 =256.239 N m 7级精度； z1＝20 z2＝96 3．确定公式内 的各计算数 值 1） （1）试选 Kt＝1.3 （2）由[1]表 10－7 选取尺 宽系数 φd＝1 （3）由[1]表 10－6 查得材 料的弹 性影响 系数 Z E ＝18 9.8Mpa （4）由[1]图 10－21d 按齿面硬 度查得小 齿轮的接 触疲劳强6 度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 σHlim2＝550MPa； （5）由[1]式 10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。
Ln 为齿轮的工作寿命， 单位小时 （6） 由[1]图 10－19查得接触疲劳寿命系数 KHN1＝0.90；KHN2＝0.95 （7） 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[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa 2）计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t≥ 3 2 1 1 · * 32 . 2 H E d t Z u u T K σ φ = =37.043 3 2 3 5 . 522 8 . 189 8 . 4 1 8 . 4 · 1 10 6543 . 19 3 . 1 * 32 . 2 （2）计算圆周速度 v= = =2.7739 1000 60 2 1 n d t π 1000 60 043 . 37 π （3）计算齿宽 b及模数 m b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm m= = =1.852 1 1 z d t 20 043 . 37 h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89 （4）计算载荷系数 K 由[1]表 10—2已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=2.7739m/s,7 级精度，由[1]图 10—8查得动载系数 KV=1.14；由[1]表 10—4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对 称布置时K HB 的计算公式和直齿轮的相同， Kt＝1.3 φd＝1 N1＝4×10e9 N2＝8.35×10e8 KHN1＝0.90 KHN2＝0.95 S＝1 [σH]1＝540MPa [σH]2＝522.5MPa d1t =37.043 v =2.7739 b=37.043mm m=1.852 h=4.1678mm b/h=8.89 KA=1 固： K HB =1.12+0.18(1 +0.6×φd )φd 2 +0.23×10 b 2 3 =1.12+0.18(1+0.6 *1 2 )*1 2 +0.23*10e7 -3*37.043=1.41652 由 b/h=8.89，K HB =1.41652 查[1]表 10—13查得 K FB=1.33 由[1]表 10—3查得 KHα=KHα=1.1。
故载荷系数K=K A K V K H αK H β=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763 （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10— 10a）得d1= = mm=41.10968mm 3 1 / t t K K d 3 3 . 1 / 7763 . 1 043 . 37 （6）计算模数 m m = mm=2.055 1 1 z d 20 10968 . 41 4．按齿根弯曲强度设计 由[1]式(10—5)m≥ 3 2 1 2 · 。