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1、设计计算及说明结果一、设计任务书一、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）25001.62801.3 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；6、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
2、、传动系统方案的分析传动系统方案的分析 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。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 结果34设计计算及说明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
3、机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/dPwP为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.83352 4324 1-滚动轴承传动效率取 0.99 -圆锥齿轮传动效率取 0.9512-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=dPkw50.8330.9610001.62500FV/1000（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edPdP定功率为 5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速=601000V/D=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/minwn由于
4、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） =873.61638r/min。 1dn 2dnwn可见同步转速为 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、F=2500N V=1.6m/s=0.833=5kwdP=5.5kwedP=109.2wnr/min2重量、价格及总传动比。设计计算及说明结果表 2 电动机方案比较表（指导书 表 19-1）电动机转速
5、（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1Y132M2-65.51000960738.792Y132S-45.5150014404313.19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=960/109.2=8.79/mwinn2、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i.i2501 传动比可大些。所以可取=2.2 =41i2i3.3 计算传动装置的运动和动力参数1、各
6、轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）=960r/minn0/inm=960/202=436.36r/minn1/in/=436.36/4=109.2r/minnn2i=109.2r/minIVnn2、各轴输入功率=4.95kwIedPP4. =4.655kw 1IIIPP=4.47kw23IIIIIPP =.=4.38kwIVPIIIP41.选 Y132M2-6 型 电动机 =2.21i=42i=960n=436.36nIVnn=109.2r/min=4.95 kwIP=4.65 kwIIP=4.47 kwIIIP=4.38 kwIVP3、各轴转矩 =49.24N.m9550I I IPTn设
7、计计算及说明结果=101.88N.m9550II II IIPTn=390.92N.m 9550III III IIIPTn=383.04N.M9550IV IV IVPTn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）960960436.36109.2109.2功率（kw）54.954.6554.474.382转矩()N m49.7649.24101.88390.92383.04传动比12.24.01效率0.990.940.960.98四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算 4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设
8、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IIPn4。工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，三班制，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。小齿轮： 40Cr（调质）280 HBS 大齿轮：45 钢（调质）2
9、40 HBS 7 级精度（3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角22z188z4z12。142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算设计计算及说明结果=2131)(12HEHdt tZZ uuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.61tk2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数=2.435HZ3）查教材表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 EZ1 2MPa4）查教材图表（图 10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6451a2a12aaa5）由教材公式 10-13 计算应力值环数N =60n j =60436.361（3830010）=1.88510 h
10、11hL9N =0.471X10 h296）查教材 10-19 图得：K=0.9 K=0.95127）查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa Hlim1Hlim28）由教材表 10-7 查得齿宽系数=1d9）小齿轮传递的转矩=95.510 =9550X4655/436.36=101.88N.m1T5 22/nP10）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 H1SKHHN1lim1MPa =0.95550=522.5 H2SKHHN2lim2MPa许用接触应力为 MPaHHH75.5532/ )(21（2）
11、设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径1td=2131)(12HEHdt tZZ uuTKd=1.61tk=2.435HZ=189.8EZ=1.645aK=0.9 K1=0.952650Hlim1Mpa 550MpaHlim2=1dT=101.88N.m=H553.75 MPa=mm67.55)75.5538 .189435. 2(45 645. 1110188.106 . 12243 2）计算圆周速度1.27m/s100060V11 ndt3）计算齿宽 b 及模数ntm设计计算及说明V=1.27m/结果b=1.5567=55.67mmd1td=ntmmmZdt455. 22214cos67.5
12、5cos114) 计算齿宽与高之比hb齿高 h= =2.252.455=5.24ntm25. 2mm= =10.62hb24. 567.555) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X22tan=1.744d1Z146) 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AK=1.08vK查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数=1.4HFKK由教材图表(表 10-4）查得=1.4201HK查教材图表（图 10-13）得=1.321FK所以载荷系数=2.147AVHHKK K KK7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d=3t
13、 tKddKmm4 .616 . 1 147. 267.553 8) 计算模数1nm=nmmmZd7 . 22214cos4 .61cos113、按齿根弯曲疲劳强度设计=2.455ntm=10.62hb=1.744HFKK=1.4=1.4201HK=1.321FK=61.4mm1d=2.7 mm1nm3 cos由弯曲强度的设计公式设计nm)(cos2122 13FSFadYY ZYKT（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 =1.99AVFFKK K KK2）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=0.88Y3）计算当量齿数=24.08 1v1ZZ 设计计
14、算及说明=24.081VZ结果=96.3333 22/cos88/cos 14VZZ4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）=2.6476 ，=2.187341FY2FY5）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）=1.5808 ，=1.786331SY2SY6）查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿1FE轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。2FE7）查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K=0.85 K=0.88 1FN2FN8）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FNFE FK S =F171.3154 .
15、1 52085. 011SKFFFN =F243.2514 . 1 40088. 022SKFFFN9）计算大、小齿轮的，并加以比较 FSFY Y 01326. 071.3155808. 16476. 2 111FSFFY大齿轮的数值大.选用.01554. 043.25178633. 118734. 2222FSFFY（2）设计计算=96.332VZ=2.64741FY=2.1872FY=1.58081SY=1.78632SY=0.851FNK=0.882FNK=315.71FE=251.42FE1）计算模数mmmmmn87. 1645. 122101554. 014cos88. 010188.1099. 122243 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳n强度计算的法面模数，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
