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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. 传动系统参考方案（见图）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。2. 原始数据：输送带转矩T=900N.m输送带工作速度v= 1.3m/s （允许误差5%）输送机滚筒直径01= 380mm减速器设计寿命为10年。4、工作条件：两班制，常温下室内连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源, 电压为380/220伏。二、传动系统方案的拟定（一）、电动机的选择一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数：2.1电动机的选择：（1）、选择电动机类型：按工作要求和条件，封闭式结构，选用一般用途的Y0P44）系列三相异步电动机。它是 卧式封闭结构。（2）、选择电动机的容量：传动系统参考方案，如下图：图2-1-1传动方案简图电动机所需工作功率按式（1） R =-kwFv（2） pw =kw1000Fv由式d N由（1）、（2）两式可得Pd =kW1000?0322由电动机至运输机的传动总效率为：q =q i口2口3口4口5式中：1、仏、“3、4、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=0.96, ?=0.98（滚子轴承），3= 97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率力仏 =0.99 （弹性联轴器），775 =0 96 （卷筒效率）贝IJ：0322n = n 1 n 2 - n 3. n 4. n3225=0.99 *0.97*0.99*0.96=0.886FvPd =kW 二Pw/r二6. 126/0. 886=6. 92 kw100077a（3）、确定电动机转速：（卷筒速度）Nw=60X1000v/（n D）=65i7inin （kw）按表1推荐的传动比合理范I韦I取V带传动的传动比i二24,二级圆柱齿轮减速器的传动比i； =840,则总传动比合理范I制为ia =8-60,故电动机转速的可选范I制为nd =i* xn=520-3900r/min 符合这一范闱的同步转速有 750、1000. 1500、3000r/niin根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案，如下 表：方 案电动机型 号额定功率kW电动机转速r/min电动机 重量N同步转速满载转速1Y132M-475150014408102Y160M-67.510009701190综合考虑选电动机如下表:型号额定功率 kW满载 转速堵转转矩/ 额定转矩最人转矩/ 额定转矩Y160M-67. 52.02.02.22.2传动比的分配及转速校核由选定的电动机满载转递1.和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为总传动比为各级传动比i】、i3-in的乘积，即：ia=ii i2 i3 -A分配总传动比，即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使传 动装置得到较小的外廓以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要 同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些主要 要求。分配传动比时考虑以卞原则：（1）各级传动的传动比应在合理范I制内，不超出允许的最大值，以符合各种传动形式的 工作特点，并使结构比较紧凑。（2）应注意使各级传动件尺寸协调，结构均称合理：例如，由带传动和单级圆柱齿轮减 速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如呆带 传动的传动比过人，就有可能使人带轮半径人于减速器中心高,使带轮与底架相碰。（3）尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。如图所示二级圆柱齿轮减速器，在总中 心距和总传动比相同时，粗实线所示方案具有较小的外廓尺寸，这是由于L较小时低速级大齿轮直径较小的缘故。（4）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。在卧式减速器设计中，希望各级人齿轮直径相近， 以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通 常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距人于高速级，因而为使两级人齿轮直径相 近，应使高速级传动比人于低速级。（5）要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。如图所示，图1中的卷扬机开式齿轮的传动比 比较合理。如果传动比太小以致人齿轮直径出小于卷筒直径D时，则将使小齿 轮与卷筒产生干涉，并不便于大齿轮齿圈与卷筒的连接；图2中的二级圆 柱齿轮传动中，由于高速级传动比太大，例如i】2i?,致使高速级大齿轮 与低速轴相碰。电动机型号为Y160M-6,满载转速 nn=970r/min（1）总传动比 i二970/65二 14. 923（2）分配传动装置传动比式中、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减速器传动比为ii二4. 4i2=339（3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两极人齿轮直径相近，由图可查得ii=4. 4,则i2=3. 392.3、减速器各轴转速、功率、转矩的计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低 速依次定为I轴、I【轴，以及为相连两轴的传动比；%,氐,为相连两轴间的传动效率；Pp P|，为各轴的输入功率(kW)；T,斗，为各轴的输入转矩(N-ni)；lip nlP为各轴的转速(r/min),则可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。(1) 各轴转速iij = r/mink)式中：一一电动机满载转速；io 一一电动机至I轴的传动比。以及 n,| = =- r/minh界nm = : n： mm其余类推。I 轴no=970r/minII 轴 ni=970 r/minIII 轴nn =220i/min卷筒轴 nni =6 5r/min(2) 各轴输入功率由图21一1所示，为各轴间功率关系。P|=PdWoi kW ,=R严R他S kW ,如二仏仏P|ii=R如二Pd他他kW , %3 =弘仏P| =P|iiW34 = Roi 応 WE% kW ,张二弘弘式中 1、2、仏、4分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。I轴Po=7.5kwII轴Pi=7.435 KWIII轴Pn=7.13KW卷筒轴Pra=6.85KW(3)各轴输入转矩其中耳为电动机轴的输出转矩，按下式计算:Td =9550 吃 N-m所以E =E %=9550 电 N m兀1=丁门2厅9550卷 i j 1 呂弘 ：N-ml=I；II.%4=955O.io i1.i2 %N-mln同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损 耗），需要精确计算时应取不同数值。I轴To=73.84NmII轴心=73.1 NmIII轴Tn=309.5Nm卷筒轴输入转矩Tm=1006.4NmI 一 II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I轴的输出转 矩为Ti=73.1Nm,其余类推。三、传动零件的设计计算3-1齿轮传动的设计（一）、高速级齿轮传动设计计算1. 选精度等级、材料及齿数D按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级精度（GB10095-88）。3）材料选择由表10-1选得人、小齿轮材料均为40Gr,并经调质及表面淬火，齿面硬度为48 55HRC。4）选小齿轮齿数勺=18,人齿轮齿数22=4.4X18=79,取=79。2.按齿面接触强度设计，按式dlt = 312（111）（ 22）V0屁U0汀dlt=2.32vZKTl/0d * （u l）/u（Ze/oH）2 试算。（1）确定公式内的各计算数值I）试算0=1.6。3）计算小齿轮传递的转矩。丁1=95.5%10乂7.475/970=7.31乂10筑1114）由表10-7选取齿宽系数始=0 8。15）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa。6）由图 10-21C 查得 crHhml = a-Hhm2=1100MPa；7）由式N = 601计算应力循坏次数。= 6011 j =60X 970* （2*8*300*10） =2. 79X109N2=6.35X10S8）由图10-19取接触疲劳寿命系数甩1二0.92； 金厂0.98。9）计算接触许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=l,有式引=罟匹得0h = Khni 如=0 92xll00MPa =1012MPas0h , =o.98xllOOMPa =1078MPa_ s10）由图 1026 查得1=0.77,2=0.81,则色=心 + 色2=1.58。II）许用接触应力1 內1 + 內1012 + 1078,6m（Jh =- =MPa =104MPa2 2（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d”，由计算公式得dlt=39.863mm2）计算圆周速度。V=2 025m/s3 ）计算齿宽b及模数1池。b=0d *dit=31.89mt=2.215inmh=4.984mmb/h=6.44）计算载荷系数K。已知使用系数Ka = 1,根据V=2.025, 7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.09：由表104 查得 Kh卩=1 287由图io-i3查得Kf卩=1.22：由表10-3查得=1.1.故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径dl=40.89m=d/z=2.272nun3按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=1.712）查取齿形系数。由表 10-5 查得 Ypai=2.91 ：Ypa2=2.223）查去应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysal=1.53； Ysa?=1.774）由图10-20C查得齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数心严0.87, Kra2 = 0.92:6) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=14,由式冬守得aFl=376.43MPaaF2=389.7MPa7) 计算大、小齿轮的带并加以比较得才、齿轮的数值大。8) 设计计算m (2xl.71x7.31xl04/0.8xl82)x0.01183)对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mt=2.5mm,已町满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接 触疲劳强度算得分度圆直径dl=415来计算应有的齿数。于是由Zl=dl/m=17取 Z=17,则 Z2=75o4.几何尺寸计算(1) 计算中心距a =115mm将中心距圆整为115mm。O(3) 计算人、小齿轮的分度圆直径d i=zim=42.5mmd 2=Z2in=l87.5mm(4) 计算齿轮宽度b = 0d xd 1 =0.8x42.5=34nun圆整后取 B2=35mm： Bl=40mm。(二) 、高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表:名称计算公式结果模数m2.5分度圆直径dj = mZ42.5d, = iiZ187.5分度圆压力角a20齿顶圆直径dai=m(z+2)48.75da2=m(z+2)193.75齿根圆直径dfi=in(z-2.5)37.5df2=in(z-2.5)182.5中心距a = m(Z2 + Zj)=( + dj2 2115齿宽B=b35Bj =+(5 10)mm40（三）、低速级齿轮传动设计计算1. 选精度等级、材料及齿数1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级精度（GB10095-88）。3）材料选择由表10-1选得人、小齿轮材料均为40Gr,并经调质及表面淬火，齿面硬度为48 55HRC。4）选小齿轮齿数Z=18,人齿轮齿数=3.39X18=61,取=61.2. 按齿面接触强度设计，按式山=3凡恥陀了 ）试算。（1）确定公式内的各计算数值1）试算 Kt=1.3o3）计算小齿轮传递的转矩。T 1=3.095x1 Om4）由表107选取齿宽系数=0 8。5）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2。6）由图 10-21C 查得 CrHhml = + Zj) = (d, + dj2 2145齿宽B=b55= B 4-(5 10)mm60高咼3.2轴的设计通过初步的计算，e/7.622 + 20.203= 7.13S = 1.5故可知其安全。（3）截面VU左侧抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1x403 = 6400mm?抗扭截面系数：叫=0.2d3 = 0.2x403=12800nmi349 95 _ 22 5弯矩 M 为：M= 14311 lx =78646.6N mm49.95扭矩 T 为：T = 72235.94N nun 弯曲应力： = = 78646 6 = 12.29MPaW 6400T 72235 0截面沙锅难道扭转切应力：rT = =5.64MPaW 12800于是得过盈配合出的 直，由附表38用插值法求出，并取乞=0.8,E = o.8x 3 圭 2轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为色二伙= 0.91,故综合系数为:k IK厂;+ 石1 = 3.1+莎 1 = 3.20,%亡+討= 2.48+希“3553.20x12.29 + 0.2x0所以轴在截面vn左侧的安全系数为s,= K厶+叽-1200 5.62 5.622.48x+0.1x2 2258= 8.59= 27.59SA8.59x27.59= 8.20D S = l5故该轴在截面vn左侧的强度也足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循坏不对称性，故可 略去静强度胶合。（二）、中间轴（一）、中间轴的设计1. 中间轴上的功率R、转速山和转矩1； P1=7425KWP2=7.13KWTVSIXIO4!T 2=3.095X1 OkmNl=970r/m2. 求作用在齿轮上的力dl=66.5mm d2=l 87.5mm而ptl=3440NFt2=3301.3NFrl=1252N Fr2=1201 6N3. 初步确定轴的最小直径先按式= aA初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材料为40Gr,调质处理。根据表15-3,取=100,于是的 dmin=35mmo选取轴承代号6306的轴承，dXDXT=30X72X19mmo4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）由高速级确定 Ll=19 L2=100L3=4L4=36 L5=39L6=50 L7=35mm2）再取 dl=3O d2=37d3=42 64=36 d5=3O d6=28 d7=24（3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均釆用平键连接。齿轮与轴的连接，选用10x8x22, 8x7x25o滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45各轴肩的圆角半径见卞图。：櫃翳的设计1. 高速级轴上的功率P3、转速比和转矩丁3P3=6.85KWN3=65r/minTSxlOm2. 求作用在齿轮上的力dl=224mm而Ft=8985.7NFr=327O5N3. 初步确定轴的最小直径先按式4 = 4器初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材 料为40,调质处理。根据表15-3,取人=100,于是的Dmin=52.9mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径|,为了使所选的轴直径d- |与联轴 器的孔相适应，孤需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩I；, =KJ；,查表14-1,靠女到转矩变化小，故选取Ka=i.5,贝ij： Tca=13O83O5Nmm按照计算转矩Za应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或手册，其公称转矩为2000000N -111111。半联轴器的孔径dl=55mm,故取dl=55mm,半联轴器长度L=142, 半联轴器与轴配合的殺孔长度匚=107n）in o5. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1一1【轴段右端需制出一轴肩，故取II-III的直径 d|_| = 65mm,左端用轴端扌当圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 70mm。半联轴器与轴 配合的毂孔长度1=107111111,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压轴的端面上，故 I 一1【段的长度应比匚略长一些，现取Ll=105nimo2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向里和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d|_|=65mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度 级的深沟球轴承6313,尺寸为dXDXT=20x 12x40,故如卫=dj = 70mm;而 L3=63 5mm3 ）因为齿宽为 55mm, lu_ 训=531I11I1。4）其他 的定位 d 1=55mm d2=62nim d3=65mmd4=70mm d5=82nim d6=72mmd7=65mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用16xl0x90wm,半联H 7轴器的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺 k6寸公差为m6。齿轮与轴选用20x12x40（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45。各轴肩的圆角半径见下图。
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