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1、机械设计课程机械设计课程说明书说明书学院：厦门大学嘉庚学院学院：厦门大学嘉庚学院专业：机械设计制造及其自动化专业：机械设计制造及其自动化班级：班级：11 机自班机自班姓名：姓名： 林俊贤林俊贤学号：学号：MDA11006指导老师：张文琼指导老师：张文琼第一章设计任务书第一章设计任务书1-11-1 设计任务设计任务一、设计题目一、设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器 二、系统简图二、系统简图：联轴器减速器联轴器滚筒v输送带电动机三、工作条件三、工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工 作，使用期限 5 年，输送带速度容许误差为5%。四、原始数据：四、原始数
2、据： 输送带的工作拉力 F=2400N 输送带的工作速度 v=1.2sm 输送带的卷筒直径 D=300mm2-12-1 电动机的选择电动机的选择 1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率kwpvPw88. 210002 . 124001000查表查表 1-5（P4 页）页）可知：对滚动轴承效率。=0.99轴轴为齿式联轴器的效率。=0.990101为 7 级齿轮传动的效率。=0.98齿齿输送机滚筒效率。=0.96筒筒估算传动系统的总效率：86. 096. 098. 099. 099. 0242242 01筒齿轴工作机所需的电动机功率为：kwppwr35. 386. 088. 2Y
3、 系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额rmpp定功率kwpm42、电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速min4.7614.33002.110006060rDvnw方案比较方案号型号额定功率 KW同步转速 r/min满载转速 r/min1Y112M24.0KW300028902Y112M44.0KW150014403Y132M164.0KW10009604Y160M184.0KW750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可 见第 3 种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y132M1-6，其主要参数如下表：方 案
4、号型号额定功 率 KW同步转 速 r/min满载转 速 r/min堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩3Y132M164.0KW10009602.02.02-22-2 传动比的分配传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比：6 .124 .76960 wmnni11. 33 . 1 /6 .123 . 1 /2 ii05. 465. 26 .1223iii传动系统各传动比为： 1,05. 4,11. 3, 143201iiii2-32-3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0 轴电动机轴 min9600rn kwp35. 3
5、0mNnpT33.3396035. 39550955000 01 轴减速器中间轴min960010 1rinnkwpp32.399.035.30101mNiTT00.3399. 0133.330101012 轴减速器中间轴min04.23705. 496031 2rinnkwpp2 . 397. 032. 31212mNiTT12797. 097. 005. 433.33123123 轴减速器低速轴min22.7611. 304.23722 3rinnkwpp10. 397. 02 . 32323mNiTT12.38397. 011. 3127232234 轴工作机 min02.10534rn
6、nkwpp04. 398. 0104. 33434mNiTT4.2689801.018.27334434电动机减速器工作机轴号0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 r/min960960237.0476.2276.22功率 kw3353.323.23.1043.04 转矩 Nm33.3333.00127383.12375.46 联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器 传动比14.053.111 传动效率0.990.970.970.980第三章高速级齿轮设计第三章高速级齿轮设计已知条件为 3.2kW，小齿轮转速=960r/min，传动比 3.11 由电动机驱动，工作寿命 5 年，一班制，载荷平稳，连续
7、单向运转。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)选用直齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机，速度不高，故用 7 级精度（GB10095-88） 3)材料选择： 由机械设计第九版课本表 10-1 可选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬差为 40HBS。 4)选取小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.1124=74.64,取 Z2=75。3-13-1 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径，321 112 HEHdHt
8、tZZZ uuTKd确定公式中的各参数值试选，压力角取为 20。3 . 1HtK计算小齿轮传递转矩：mmNmmNnPT4616 110865. 296088. 21055. 9105 . 9由表 10-7 选取齿宽系数1d由图 10-20 查得区域系数5 . 2HZ由表 10-5 查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Zoo841.29122420cos24arccos2cosarccos111 aahzzoo754.23127520cos75arccos2cosarccos222 aahzz 711. 1220tan754.23tan7
9、520tan841.29tan242tantantantan2211ooooaaszz873. 03711. 14 34aZ计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。计算应力循环次数：8 1110410. 853658119606060hjLnN88 1210691. 2247510410. 8uNN由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数88. 085. 021HNHNKK取失效概率为 1，安全系数 S=1，由公式得MPaMPaSKMPaMPaSKHHN HHHN H484155088. 0510160
10、085. 02lim 21lim 121取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaHH4842试算小齿轮分度圆直径，mmmmZZZ uuTKdHEHdHt t700.41483873. 08 .1895 . 2247512475 110865. 23 . 1212324321 1 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度：smndvt/10. 21000609607 .41 10006011计算齿宽：mmmmdbtd700.41700.4111计算实际载荷系数HK由表 10-2 查得使用系数1AK根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/10. 21 . 1vK齿轮的圆周力NN
11、dTFtt34 11110374. 1700.4110865. 222mmNmmNbFKtA/100/9 .32210.3910218. 13 1查表 10-3 得齿间载荷分配系数2 . 1HaK由表 10-4 用插值法的 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时齿向载荷分布系数417. 1HK得到实际载荷系数87. 1417. 12 . 11 . 11HHVAHKKKKK按实际载荷系数算的的分度圆直径mmKKddHtH t262.443 . 1 87. 1210.393311及相应的齿轮模数mmmm844. 124262.44113-23-2 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计试算模数，即
12、32 112 FsaFadFt tYY zYTKm确定公式中的各参数值试选3 . 1FtK计算弯曲疲劳强度用重合度系数688. 0711. 175. 025. 075. 025. 0aY由图 10-17 查得齿形系数23. 265. 221FaFaYY由图 10-18 查得应力修正系数76. 158. 121sasaYY由图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 88. 085. 021FNFNKK由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF5001lim大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaF3802lim计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1112222221112lim2
13、 21lim1 10164. 086.23876. 123. 20138. 057.3038 . 165. 286.2384 . 1 38088. 057.3034 . 1 50085. 0FsaFaFsaFaFsaFaFsaFaFFN FFFN FYYYYYYYYMPaMPaSKMPaMPaSK所以取 0164. 0222FsaFaFsaFaYYYY 试算模数，即 mmmmYY zYTKmFsaFadFt t086. 10164. 0241688. 010865. 23 . 1223 2432 11 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vsmndvmmzmdt/31. 1100060960
14、064.26 100060064.2624086. 11111齿宽 bmmmmdbd064.26064.2611宽高比hb86.10401. 2064.26443. 2086. 125. 0122hbmmmmmchhta计算实际载荷系数FK根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/31. 105. 1vK由公式算得mmNmmNbFKdTFtAt /100/8410198. 2213 111 查表 10-3 的齿间载荷分配系数2 . 1FK由表 10-4 用插值法的 7 级精度查得齿向载荷分布系数417. 1HK结合查图 10-13，得86.10hb34. 1FK则载荷系数688. 134. 12 . 105. 11FFVAFKKKKK按实际载荷系数算得的齿轮模数mmmmKKmmFtF t164. 13 . 1 688. 1067. 133对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得
