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1、目录一、 设计任务书3 二、方案拟定与选择4-6 三、 1.电动机的选择7 2.总传动比的确定7-8 四、齿轮设计9-15 五、轴的结构设计及强度计算16-27 六、轴承寿命计算28-33 七、键的校核34-35 八、润滑与密封36 九、设计总结36-37 十、参考文献37 2 一设计任务书带式运输机传动装置已知条件1 输送带工作拉力 Fj= 4.8 kN；2 输送带工作速度 Vj= 1.7 m/s 3 滚筒直径 D450 mm；4 滚筒效率 ( 包括滚筒与轴承的效率损失) ：0.96 5 工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6 使用折旧期 8 年；7 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温
2、度为35C；8 动力来源电力，三相交流，电压380/220V；3 9 检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小10 制造条件及生产批量 : 一般机械厂制造，小批量生产。二 传动装置的方案拟定与选择. 方案设计方案一：单级圆柱齿轮展开式方案二：单级蜗杆减速器4 方案三：两级圆柱齿轮展开式方案四：两级圆柱齿轮同轴式. 方案比较方案一：单级圆柱齿轮展开式结构简单，传动效率高， 但传动比5 较小，不宜用于传递大扭矩以及大传动比的传送装置。方案二：蜗杆传动的传动比大，承载能力较齿轮低，常布置在传动系统的高速级，以获得较小的结构尺寸；同时，由于有较高的齿面相对滑动速度，易于形成液体动压润滑油膜，也
3、有利于提高承载能力及效率。但其摩擦磨损大，传动效率太低，易出现发热现象，且成本较高。方案三： 这是两级减速器中最简单、 应用最广泛的结构。 齿轮相对于轴承位置不对称。 当轴产生弯扭变形时， 载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。 淬硬齿轮大多采用此结构。方案四： 优点径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。主要用于传递运动，常用于航空航天。缺点轴向尺寸大， 要求两级传动中心距相同。 减速器轴向尺寸及重量较大； 高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。综上所述：应选择方案三两级圆
4、柱齿轮展开式6 三、电动机的选择计算及说明结果一、电动机的选择滚总10000vFP（总为电动机至传输机的总效率；滚为滚筒效率）2 42 33 22 1总1为联轴器效率：1=0.99 2为轴承效率：2=0.98 3为圆柱齿轮啮合效率：3=0.98 4为搅油效率：4=0.98 滚=0.96 kwP1085.096.01000107.18.430选用三相异步电动机（Y型）选 Y160L-4 ，KWP110，min14600rn二、总传动比计算及总传动比分配minr2.724503.141.7106D10644滚n20.272.21460nni0滚总21iii总选4.8i1，4.2i2Y160L-4
5、KWP110min14600rnKWT95.7104.8i14.2i285. 098. 098.098. 099.02232 总7 三、各轴的转速和扭矩minr1460nn01minr304.174.81460inn10 2minr72.4220.161460 iinn210 3mNnTT23.7199.095.71101mTiT36.32898.098. 023.718 .432112mNTiT5.132498.098. 036.3282. 432223minr1460n1minr17.043n2minr42.27n3mNT23.711mNT36.3282mNT5.132438 四、第一级齿
6、轮设计计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由传动方案选用直齿圆柱齿轮；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。3）材料选择。由相关表选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。4) 选小齿轮齿数124z，大齿轮2.1158.424112ziz1152z。2按齿面接触强度设计321 1)(123.2HEdt tzTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选3. 1tK。2）计算小齿轮的传递转矩：mNT23.7113）由表选取齿宽系数1.1d。4）由表查得材料的弹性影响系数1 2189
7、.8EZMPa。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限MpaH5502min。7）计算应力循环次数8911 29111078. 41036.31036.3)830082(114606060iNNjLnNh8） 查得接触疲劳寿命系数120.900.95HNHNKK，。9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数s=1，由式得124z1442z3.1tKmNT23.7111 .1d1 2189.8EZMPalim1600HMPaMpaH5502min8 2911071036.3NN12540522.5531.25HHHMPaMPaMPa9
8、 lim 21lim112 2120.906005400.95550522.5( ) /2531.25HHNHHHN HHHHKMPas KMPas MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td由计算公式得mmzTKdHEdt t4 .52)25.5318.189(8 .48 .51 .110123.73.123.2)(123.2324321 12 ） 计算圆周速度v smndt0 .410006014604.52100060113）计算齿宽b 及模数tm64.574.521. 11tddb18.2244.5211 zdmt t4）计算齿高：mmmht9.418. 225.225.276.1
9、19.464.57hb5）计算载荷系数K 已知使用系数1AK，根据sm0.4，7 级精度，由图查得动载系数12.1vK；由表查得423.1HK；由表查得1THKK。故载荷系数594.1423.1112.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mmKKddtt08.563 . 1594. 14 .5233117）计算模数nmmmdt4 .521sm0.464.57b18. 2tmmmh9.472.11hb1AK12.1vK1THKK423.1HKmmd08.56134.2m10 34.2 2408.5611 zdm3. 按齿根弯曲强度设计32 11)(2FdSaFa zY
10、YKTm(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数512. 135.1112. 11FFVAKKKKK2) 查取齿形系数由表查得226. 2;65. 221FaFaYY3) 查取应力校正系数由表查得764.1;58.121SaSaYY4) 查取弯曲疲劳强度极限由图查得小齿轮1500FEMPa，大齿轮2380FEMPa5)查取弯曲疲劳寿命系数由图查得10.85FNK，20.88FNK6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4s，则11 122 20.85500303.571.4 0.88380238.861.4FNFE FFNFE FKMPas KMPas7） 计算大、小齿轮的 FaSaFY
11、 Y并加以比较1112222.65 1.580.0138303.572.21 1.7750.0164238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数值大。（2）设计计算mmYYzKTmFSaFa78.10164.0241 .110123.7512.12)(2 324311 2 111512.1K226.265.221FaFaYY764.158.121SaSaYY1500FEMPa2380FEMPa10.85FNK20.88FNK12303.57238.86FFMPaMPa1112220.01380.0164FaSaFFaSaFYYYYmmm78.1mmm211 对比计算结果，由齿面接触疲劳强
12、度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取mmm2，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径mmd08.561，由04.28 208.561 1mdz取281z，则1348 .428112ziz, 取1342z。4. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径和中心距mmddammmm1622268562268213456228212211(2) 计算齿轮宽度mmdbd6.61561. 11取mmBmmB60,6521mmammdmmd1622685621281z，1342zmmBmmB606521第二级齿轮设计计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由传
13、动方案选用直齿圆柱齿轮；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。3）材料选择。由相关表选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。4) 选小齿轮齿数124z，大齿轮1012.424112ziz1012z。2按齿面接触强度设计322 1)(123.2HEdt tzTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选3.1tK。2）计算小齿轮的传递转矩：mNT36.3282124z1012z3.1tKmNT36.328212 3）由表选取齿宽系数1.1d。4）由表查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。
14、5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限MpaH5502min。7）计算应力循环次数8821 28211067. 12.4107107)830082(117.3046060iNNjLnNh8） 查得接触疲劳寿命系数17.1;15. 121HNHNKK9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数s=1，由式得Mpa sKHHN H690160015.11min1 1Mpa sKHHN H5.643155017.12min2 2MpaHH H75.66625 .643690221（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td由计算公式得mmzTK
15、dHEdt t58.75)75.6668.189(2 .42 .51.11036.3283.123.2)(123.2323322 12 ） 计算圆周速度v smndt2 .110006017.30458.75100060213）计算齿宽b 及模数tm14.8358.751. 11tddb15.32458.7511 zdmt t1 .1d12189.8EZMPalim1600HMPaMpaH5502min8 2811010.11061.5NNMpaH6901MpaH5.6432MpaH75.666mmdt58.751sm2.114.83b15.3tmmmh09.773.11hb1AK13 4）计算齿高：mmmht09.715. 325.225.273.1109.714.83hb5）计算载荷系数K 已知使用系数1AK，根据sm2.1，7 级精度，由图查得动载系数12.1vK；由表查得423.1HK；由表查得1THKK。故载荷系数594.1423.1112. 11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mmKKddtt9.803 .1594. 158.7533117）计算模数nm37.3 249 .8011 zdm3. 按齿根弯曲强度设计32 11)(2FdSa
