螺旋运输机传动装置设计方案

Ⅲ 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ轴(减速器中间轴):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ轴(减速器低速轴):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0’=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 计算齿轮啮合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面内和垂直面内的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学

Ⅳ 机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计

给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100 ，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比： u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

Ⅳ 急求螺旋输送机的传动装置课程设计（一级斜齿圆柱齿轮减速器）

输出轴功率等于4，输出轴的转速等于38，工作时间是10年，每日工作班数一次.