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1、机械设计基础课程设计设计说明书机械与动力工程学院设计者：指导教师：2016年6月河南理工大学目 录一 设计任务书 3二 传动方案的拟定 4三 电机的选择 4四 运动和动力参数的计算 5五 传动件的设计计算 6六 轴的设计 12七 滚动轴承的选择与寿命计算 20八 联轴器的选择 24九 键联接的选择和验算 25十 箱体的设计 26十一 减速器附件的设计 26十二 润滑和密封 27参考文献28一、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；（4）工作能力：储备余量15%；（5）使用寿命
2、：十年，每年300天，每天8小时；（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：矿务局中心机厂 中型机械厂；2、输送机简图：如图13、原始数据： 运输机链条速度：0.6m/s； 运输机链条拉力：12KN； 主动星轮齿数：11； 主动星轮节距：50mm；4、设计任务： （1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图2张；二、传动方案的拟定 根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器
3、，机构运动简图如图2：三、电机的选择1、计算运输机主轴的转速和功率（1）转速由原始数据可得主动星轮的直径d=175.2,则=65.44r/min（2）功率 pw=Fv=120.6=7.2kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献1表1-2查得： 滚筒效率1=0.96； 弹性联轴器效率2=0.99； 滚动轴承效率3=0.98； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 圆锥齿轮传动效率5=0.95； 由于有两个滚筒，两个联轴器，三个滚动轴承。 故总效率=12223345=0.9620.9920.9830.970.95=0.7834（2）所需电动机的功率 Pr=Pw/=7.2/0.7834kw=
4、9.19kw3、选择电动机的型号 根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献2表7-2-2选择电动机的型号为Y160L-6，额定功率11kw，满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=970/65.44=14.822（2）各级传动比：多级减速器可按照，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.705 斜齿圆柱齿轮（低速级
5、）传动比i23=4（3）实际总传动比 i实=i12i23=3.7054=14.82 因为i=i-i实=0.0020.05,故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算（1）轴0（电动机轴） P0=Pr=9.19kw n0=970r/min T0=95509.19/970=90.478Nm（2）轴1（高速轴）P1=P012=9.19096099=8.734kw n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=95508.734/970=85.989Nm（3）轴2（中间轴） P2=P135=8.7340.980.95=8.131kw n2=n1/i12=9703.705=261.81r/min
6、 T2=9550P2/n2=95508.131/261.81=296.293Nm（4）轴3（低速轴） P3=P234=8.1310.980.97=7.729kw n3=n2/i23=261.814=65.45r/min T3=9550P3/n3=95507.729/65.45=1127.76Nm（5）轴4（运输机主轴） P4=P3123=7.198kw n4=n3=65.45r/min T4=9550P4/n4=95507.198/65.45=1050.387Nm五、传动件的设计计算1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力 由参考文献3表16.2-60，表16.2-6
7、4及图16.2-17,图16.2-26, 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255 Hlim1=580MPa, Flim1=220MPa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217 Hlim2=560MPa, Flim2=210MPa 查参考文献3表16.2-16,取许用应力SH=1.25,SF=1.6,则 H1=Hlim1/SH=464MPa F1=Flim1/SF=137.5MPa H2=Hlim2/SH=448MPa F2=Flim2/SF=131.25MPa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数 取齿数Z1=16(无限制，为了使结构紧奏)，则Z2=Z1i12=1
8、63.705=59.28,取Z2=60 实际齿数比=Z2/Z1=3.75 分锥角1= arctan=arctan=14.931 2= arctan=arctan=75.068 取载荷系数K=1.5 由参考文献3表16.4-26小齿轮分度圆直径dt1=1951=1951=105.85 大端模数m=de1/Z1=6.61 查参考文献3表16.4-3，取m=7（3）齿轮参数计算 大端分度圆直径d=zm=112 d=zm=60*7=420 齿顶圆直径=112+27cos14.932=125.527 420+27cos75.068=423.607 齿根圆直径=112-2.47cos14.932=98.1
9、67 =420-2.47cos75.068=415.671第一步：求出分锥角a，tan a1=Z1/Z2(两齿轮轴线垂直的情况下，如果不垂直，要把交角考虑进去)第二步：求出齿轮的分度圆直径d1，d1=mZ1，第三步：求出锥距R，R=d1/(2*sin a1)第四步：根据不同的齿制选择不同的齿宽系数其中：直齿（1/41/3），零度弧齿（1/4），弧齿中”等顶隙收缩齿“（1/3.51/3），弧齿中”等高齿“（1/41/3）通常取齿宽系数 外锥距112/2sin14.932=217.330 齿宽65.199,取b=66 中点模数7*0.85=5.95 中点分度圆直径112*0.85=95.2 420
10、*0.85=357 当量齿数16.559,232.853 当量齿轮分度圆直径98.526 1385.532 锥齿轮： 当量齿轮齿顶圆直径107.1 1397.432 当量齿轮齿根圆直径92.584 1301.974 当量齿轮传动中心距742.029 当量齿轮基圆齿距17.556 当量齿轮断面齿形角取为啮合线长度=33.145 端面重合度1.887 齿中部接触线长度=65.881（4）验算齿面接触疲劳强度 由参考文献4式5-49得： 取，代入各值可得： 小齿轮=309.75MPa=464MPa 大齿轮 =153.32MPa=448MPa 故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。（5）校核齿轮弯曲疲劳强
11、度 由参考文献4式5-47得： 式中查参考文献3图16.4-25得：，再由参考文献3式16.4-12 =0.25+0.75/1.887=0.647所以=23.969MPa=137.5MPa=22.315MPa=137.5MPa即齿轮的弯曲强度也满足要求。2、闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力由参考文献3表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：小齿轮：45号钢，调质处理，HB=217255 =580MPa =220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162217 =560MPa =210MPa（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数 由参考文献3表16.2-33 式中：小齿轮传递的转矩=296.293Nm 载荷系数取K=1.5 齿宽系数取=0.3 齿数比暂取=4 许用接触应力： 按参考文献3表16.2-46，取最小安全系数=1.25，由于大齿轮的强度低故按大齿轮计算： =448MPa 将以上数据代入计算中心距的公式得： =291.923 圆整为标准中心距 按经验公式，法面模数=(0.0070.002)300=2.16 取标准法面模数=4
