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1、.一、设计任务书1.1 传动方案示意图图一、传动方案简图 1.2 原始数据传送带拉力 F(N) 传送带速度V(m/s) 滚筒直径 D（mm）2400 1.5 2601.3 工作条件三班制，使用年限为 10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 。%51.4 工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；.346、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析
2、传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1 电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：（1）工作机所需功率 =FV/1000 wPF-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取 0.96(2) 电动机输出功率 d考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为= /dPw为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.83
3、352431-滚动轴承传动效率取 0.99 -圆锥齿轮传动效率取 0.951 2-圆柱齿轮传动效率取 0.97 -联轴器效率取 0.99 -卷筒效率取 0.96 5=dPkw5.40.83961.520FV/1.（3）确定电动机的额定功率 edP因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。所以可以暂定电动机的额d定功率为 5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速=601000V/D=60X1000X1.5/3.14X260=110.2r/minwn由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） =881.91653r/min。1d2wn可见同步转
4、速为 1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ，1500r/min 的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。表 2 电动机方案比较表（指导书 表 19-1）电动机转速（r/min）方案 电动机型号额定功率（kw） 同步 满载电动机质量（kg）传动装置总传动比1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.792 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 13.19由表中数据可知，方案 1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此
5、可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M2-63.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比=960/110.2=8.71/mwin2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比i.i2501可大些。所以可取=2.2 =41i2i.23.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/minn0/im =960/2.2=436.36r/min1 / =436.36/4=109.2r/min2i=110.2r/minIVn2、各轴输入功率=4.95kwIedP4. =4.655kw 1II=4.4
6、7kw23II= . =4.38kwIVPI413、各轴转矩 =49.24N.m950IIPTn=101.88N.m950IITn=390.92N.m IIP=383.04N.M950IVIVTn将计算结果汇总列表如下表 3 轴的运动及动力参数项目 电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV.转速（r/min）960 960 436.36 110.2 110.2功率（kw）5 4.95 4.655 4.47 4.382转矩()Nm49.76 49.24 101.88 390.92 383.04传动比 1 2.2 4.0 1效率 0.99 0.94 0.96 0.98四、传动零件的设
7、计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版） ）已知输入功率为 =4.655kw、小齿轮转速为 =436.36r/min、齿数比为 4。工IPn作寿命 10年（设每年工作 300天） ，一班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 （GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1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，二者材料硬度相差 40HBS。选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 初选螺旋角。2
8、0z180z4122、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 42131 )(HEdtt ZuTK（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 =1.61tk查教材图表（图 10-30）选取区域系数 =2.435HZ查教材表 10-6选取弹性影响系数 =189.8 E12MPa查教材图表（图 10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6451a2a12a由教材公式 10-13计算应力值环数N =60n j =60436.361（1830010）=0.62810 h1hL 9.N =0.157X10 h29查教材 10-19图得：K =0.9 K =0.9512查取齿轮的接触疲劳强度极限 650
9、Mpa 550Mpa Hlim1Hlim2由教材表 10-7查得齿宽系数 =1d小齿轮传递的转矩 =95.510 =9550X4655/436.36=101.88N.m1T52/nP齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（10-12）得: = =0.9650=585 H1SKHN1limMPa = =0.95550=522.5 22li许用接触应力为 PaHH75.3/)(21设计计算按式计算小齿轮分度圆直径 1td2131 )(2HEdtt ZuTK=m67.5)7.538194(645.10823 计算圆周速度 1.27m/sV1ndt计算齿宽 b及模数 n
10、tmb= =1.5567=55.67mmd1t=ntmZt 7.2014cos67.5cos1计算齿宽与高之比 hb齿高 h= =2.252.7=6.07ntm25.3cos= =9.17hb07.65计算纵向重合度 =0.318 tan=0.318X1X20tan =1.5d1Z14计算载荷系数 K系数 =1，根据 V=1.27m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数A=1.08v查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 =1.4HFK由教材图表(表 10-4）查得 =1.4201HK查教材图表（图 10-13）得 =1.32F所以载荷系数=2.147AVHK按实际载荷系数校正
11、所算得的分度圆直径 1d=3ttdKm4.6.1726.53计算模数 1nm=nZd97.204cos.6cos13、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 设计nm)(cos2123FSadYZKT确定公式内各计算数值计算载荷系数 =1.99AVFK根据纵向重合度 =1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋影响系数 =0.88 Y计算当量齿数=21.89 1vZmov 57.814/80/32 .查取齿形系数 查教材图表（表 10-5） =2.6476 ， =2.187341FY2FY查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5） =1.5808 ， =1.78633SS查教材图表
12、（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 =520MPa ，大齿轮1FE弯曲疲劳强度极限 =400MPa 。2FE查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K =0.85 K =0.88 1FN2FN计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 得FES =F171.354.1208SKFN =F2.2F计算大、小齿轮的 ，并加以比较 SFY01326.7.315864.21FSY大齿轮的数值大.选用.54.2FS设计计算计算模数mmn 9.1645.120054.cos8.19.223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算
13、的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 m =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强n度算得的分度圆直径 d =61.4 来计算应有的齿数.1.2）计算 4、几何尺寸计算计算中心距a= = =155cos)(21nmz14cos2)03(m按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 3514203arcs21 )()(n因 值改变不多 ,故参数 , , 等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =621592.14cos30nmzmd = =2482
14、.n计算齿轮宽度B= 62162B7结构设计小齿轮（齿轮 1）齿顶圆直径为 66mm 采用实心结构大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径为 252mm 采用腹板式结构其零件图如下齿数 z = =29.78 取 z =30 那么 z =430=1201nm4cos.612.图二、斜齿圆柱齿轮4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版） ）已知输入功率为 =4.95kw、小齿轮转速为 =436.36r/min、齿数比为 2.2IPn由电动机驱动。工作寿命 10年（设每年工作 300天） ，一班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用
15、减速器，其速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料取 45钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（3)选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 23z16.50z2.1取整数 522、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： .1td32122.9(0.5)EFRZKTu、确定公式内的各计算值试选载荷系数 =1.81tk小齿轮传递的转矩 =95.510 =49.24KN.MmT51/nP取齿宽系数 0.3R查图 10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 650Mpa 大齿轮Hlim1的接触疲劳极限 550Mpa Hlim2查表 10-6选取弹性影响系数 =189.8 EZ12MPa由教材公式 10
