二级减速器带式运输机传动装置的设计

二级减速器带式运输机传动装置的设计内容摘要：

i总 = i带 = i= i高 = 高速级传动比为 i高= ( ~)*i =~。 取 i高= 低速级传动比为 i低= ii高== 各轴 的 转速 Ⅰ 轴（高速轴） 01 1420 / m in 5 7 7 . 2 3 / m in2 . 4 6nn r ri  带 Ⅱ 轴（中间轴） 12 5 7 7 . 2 3 / m in 1 7 4 . 9 1 / m in3 . 3nn r ri  高 Ⅲ轴（低速轴） 23 1 7 4 . 9 1 / m in 7 0 . 2 4 / m in2 . 4 9nn r ri  低 Ⅳ轴（滚筒轴） 3 4 / m inwn n r 各轴的 功率 Ⅰ 轴（高速轴） 1p =带 * 0p =* = Ⅱ 轴（中间轴） 2p =轴 承 *齿 轮 * 1p =**= Ⅲ轴（低速轴） 3p =齿 轮 *轴 承 * 2p =**= Ⅳ轴（滚筒轴） wp = 4p =联 *轴 承 * 3p =**= 各轴的转 矩 电动机轴 0T =9550* 00Pn =9550* Nm = Ⅰ 轴（高速轴） 1T =9550* 11pn =9550* Nm = Ⅱ 轴（中间轴） 2T =9550* 22pn =9550* Nm = i低 = 1 577 .23 / m innr 2 174 .91 / m innr 3 70. 24 / minnr 70. 24 / minwnr 1p = 2p = 3p = wp = 0T = 1T = 2T = Ⅲ轴（低速轴） 3T =9550* 33pn =9550* Nm = Ⅳ轴（滚筒轴） 4T =9550* wwpn =9550* Nm = 表一 传动装置各轴主要参数计算结果 轴号 输入功率 P/kW 转速 n/(r/min) 转矩 T/N •m 传动比 i 电动机轴 1420 i带 = i高 = i低 = Ⅰ 轴（高速轴） Ⅱ 轴（中间轴） Ⅲ轴（低速轴） Ⅳ轴（滚筒轴） 动件的设计 选择 V带型号 考虑到在和变动较小 ， 查【 1】表 75 得工作情况系数 AK =，则 dp = AK * 0p =*= 根据 nm =1420r/min， dp =，由 【 1】图 717 选择 A型普通 V带。 确定带轮基准直径 由 【 1】图 717可知 ， A型普通 V带推荐小带轮直径 1D =80~100，选小带轮 1D =100mm，则大带轮直径为 2D =i带 * 1D =*100mm=246mm，由【 1】表 77，取 2D =250mm。 验算带的速度 v带 = 10n60 1000D = 100 142060 1000 =25m/s 确定中心距和 V 带长度 根据 （ 1D + 2D ） mm=245mm 0a 2( 1D + 2D )mm=700mm 3T = 4T = 选择 A型普通 V带 1D =100mm 2D =250mm 带速符合要求 为了使结构紧凑，取偏低值 0a =350mm V带基准长度为， L=2a+2（ 1D + 2D ） + 221()4DDa =2 350+2（ 100+250） + 2(250 100)4 350 = 由 [1]表 73 选 V带基准长度 dL =1250mm,则实际中心距为 a= 0a + 2dLl =（ 350+ 1250  ） mm= 验算小带轮包角 1  180 21DDa  = 180 146  =  120 确定 V带根数 查 【 1】表 79 K =,由 表 73 得 ， lK =， 由 表 710 得 ， 0p =，由表 78，得 0p = z= 00()dlpp p K K   = 2 .9 3( 0 .6 3 0 .1 7 ) 0 .9 5 1 .1 1  = 取整 z=4 计算初拉力 由 【 1】表 711 查得 V带单位长度质量 m=,则单 根 V带张紧力 0F = 22 .55 0 0 m vdpKz v K  带 （ ） + =500  （  ） + = 计算作用在轴上的压力 Q=2z 0F sin 2 =2 4 sin  = 0a =350mm dL =1250mm a= 1 = 120 合格 z=4 0F = Q= 带轮结构设计 小带轮采用实心质，由 【 1】 表 74， e=15 ， minf =9，取 f= 【 2】表 125 查得 0D =28mm 轮毂宽： L带 轮=（ ~） 0D =42~56mm，初 选 L带 轮=50mm 轮缘宽： B带 轮=(z1)*e+2f=65mm 大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 的设计计算 选择 材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由 【 3】表 817 的齿面平均 1HBW =236, 2HBW =190HBW， HBW 2HBW =46HBW，在 30~50HBW 之间。 选用 8级精度 初步计算 传动的主要尺寸 因为平均硬度小于 350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。 2131 2 1 []EHdHZ Z Z ZkT udu   (1) 小齿轮传递的转矩为 1T =42190N*mm (2) 初选 39。 k =，由 【 3】表 818 得 d = (3) 由 【 3】表 819 得弹性系数 EZ = (4) 初选 β =12186。 ，由 【 3】图 92 查得 查得节点系数 HZ =。 (5) 齿轮的传动比为 u=，初选 1Z =23，则 2Z =u* 1Z =*23=，取整数 45 钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8 级精度 1Z =23 2Z = 76,则端面重合度为  =[*(1211ZZ )]cosβ = 轴向重合度为 =* d * 1Z *tan = (6) 由 [3]图 83 查得 重合度系数 Z = (7) 由 [3]图 112 查得 螺旋角系数 Z = (8) 许用接触应力可用下式计算 []H = lim*NHHZ S 计算 lim1H =2HBW+69=2*236+69=541MPa lim2H =2HBW+69=2*190+69=449 MPa 大小齿轮的应力循环次数为 1N =60* 1n *a hL =60*577023*2*8*365*8=* 910 h 2N = 1Nu = * =* 810 h 由 【 3】图 85 查得 寿命系数 1NZ =， 2NZ = 取安全系数 HS = 则小齿轮的许用接触应力为 1[]H = lim1*NHHZ S =541 MPa 大齿轮的许用接触应 力为 2[]H = lim2*NHHZ S = MPa 故 min[]H =472 MPa 初算小齿轮的分度圆 1td 得 2131 2 1 []EHtdHZ Z Z ZkT udu   = 23 2 1 . 2 4 2 1 9 0 ( 3 . 3 1 ) 1 8 9 . 8 2 . 4 6 0 . 7 7 5 0 . 9 9()1 . 1 3 . 3 4 7 2      = 1[]H =541 MP 2[]H = MPa min[]H =472 MPa 1td 确定传动尺寸 计算载荷系数 查得使用系数 AK = v= 11* *n60*1000td = * * 60 *1000=由 [3]图 86 查得 齿间载荷分配系数 vK = 由 [3]图 87 查得 齿向载荷分配系数 K = 由 [3]表 822 查得 齿间载荷分配系数 K = 载荷 系数 k=K *K * vK * AK =1.***= 对 1td 进行修正，因 39。 k 与 k 有较大的差异，故需对由计算出的 39。 k 进行修正 1d = 1td * 3 39。 kk =* = 确定模数 nm = 11*cosd z  = 取整 nm =2 中心距 1a = 122coszz= 23 762cos12  = 圆整 1a =100mm 螺旋角为 β =arcos 121*( )2nm z za = 因 β 值与初选值相差较大，故对与 β 有关的参数进行修正， 由【 3】图 92查得 ， HZ = 端面重合度系数  =[,(1211ZZ )]cosβ = 轴向重合度为  = d 1Z tan = 186。 由 【 3】图 83 查得 重合度系数 Z = 由 【 3】图 112 查得 螺旋角系数 Z = 2131 2 1** []EHtdHZ Z Z ZkT udu   K= 1a =100mm 1td = 23 2 * 1 . 5 2 * 4 2 1 9 0 ( 3 . 3 1 ) 1 8 9 . 8 * 2 . 4 8 * 0 . 7 7 4 * 0 . 9 9 2* * ( )1 . 1 3 . 3 4 7 2 = 精确计算圆周速度为 v= 11* *n60*1000td = * * 60 *1000=由图 86 查得 动载荷系数 vK = k=K *K * vK * AK =***= 1d = 1td * 3 39。 kk =* = nm = 11*cosd z  =,取标准值 nm =2 1d = 1*cosnmz = 2* mm= 2d = 1*cosnmz = 2* mm= b= d * 1d =*=，取整 2b =50mm 1b = 2b +（ 5~10） mm 取 1b =60mm 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根的疲劳强度条件  12 * * ***F F S B FnkT Y Y Y Yb m d  其中 k=， 1T =42190N•mm， nm =2， 1d =， b= 50mm 齿形系数 FY 和应力修正系数 SY ，当量齿数为 1vZ = 1 3cosz = 323cos12 = 2vZ = 2 3cosz = 376cos12 = nm =2 1d = 2d = 2b =50mm 1b =60mm 由 [3]图 88 查得 FY =， SY = 由 [3]图 89 查得。