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1、一、设计任务书1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置2） 工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批3） 技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速 v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZL-6140000.28500900二、电动机的选择计算1） 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机2） 滚筒转动所需要的有效功率传动总效率 根据表4.2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率 滚=0.96弹性联轴器效率 弹=0.993 联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 轴承=0.99开式齿轮的传动效率 开齿=0.
2、95闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级）3).所需的电动机的功率 Pr=4.89kw按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列 查表4.12-1所选的Y型三相异步电动机的型号为Y132S-4型，或选Y132M2-6型。滚筒转速 现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，由2表4.12-1查得电动机数据，方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y132S-45.515001440134.582Y132M2-65.5100096089.72 比较两种
3、方案，选电动机Y132M26型 ，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由2表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。 三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）. 分配传动比1） 总传动比 2）各级传动比的粗略分配 由2表4.2-9 取i开6 减速器的传动比： 减速箱内高速级齿轮传动比 i1=4.493 减速箱内低速级齿轮传动比 i2=3.328 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算1 0轴：（电动机轴） P0=4.89KW n0=960r/min T0=48.64Nm2 轴： （减速器高速轴） P1=4.86kw
4、 n1=960r/min T1=48.35N.m 3. 轴： （减速器中间轴） P2=4.67kw n2=213.7r/min T2=208.70N.m 4. 轴：（减速器低速轴） P3=4.48kw n3=64.2r/min T3=666.42N.m5. 轴： （传动轴） P4=4.39kw n4=64.2r/min T4=653.03N/m 6. 轴： （滚筒轴） P5=4.21kw n5=10.7r/min T5=3757.52N.m参数汇总轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率04.8996048.644.86960 48.35联轴器10.9934.6
5、7213.7208.70闭式齿轮4.4930.964.4864.2666.42闭式齿轮3.3280.964.3964.2 653.03联轴器10.994.2110.73757.52开式齿轮60.94（三） 设计开式齿轮1） 选择材料小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度241286HBS，大齿轮选用ZG310-570号钢，正火处理，齿面硬度162185HBS。 2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取中心距a=280mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)280=1.965.6mm取m=4mm m=4mm （1 表 5-7）小齿轮的齿数 Z1=20大齿轮的齿数 Z2=
6、120 开式齿轮相关参数：m=4mm 1.齿轮分度圆直径 d1=80mm d2=480mm 2.齿轮齿顶圆直径 da1=88mm da2=488mm 3.齿轮基圆直径 db1=75.18mm db2=451.05mm4.圆周速度 m/s5.齿宽 b=56mm 四、传动零件的设计计算 1.高速级斜齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数 1）材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.两者皆为软齿面。 2）选用8级精度。 3）选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=99 4）选取螺旋角。 2.按齿面接触疲劳强度设
7、计 d1t (1)确定公式内各计算数值1）试选Kt=1.62)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.3)由文献【1】图10-26查得=0.75，=0.85，=1.6.4）小齿轮传递的转矩T1 =4.826104N。5）按文献【1】表10-7选取齿宽系数=16)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=609601(283008)=2.212109N2=60n2jLh=6096
8、01(283008)/4=5.531089)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=1.05.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得1=0.90600MPa=540MPa2=1.01550MPa=577.5MPa=558.75MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t=43.472）计算圆周速度V=2.19m/s.3)计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=143.47=43.47mnt=1.89h=2.25 mnt=2.251.89=4.26b/h=10.184）计算纵向重合度。 =0.318Z1=0.318
9、122160=25）计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表10-4查得1.308,由文献【1】图10-13查得=1.26.由文献【1】表10-3查得=1.2。故载荷系数 K=KAKV=11.081.21.308=1.76）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 d1=d1t=43.47=44.327)计算模数mnmn=1.943.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17 mn（1）确定计算参数1）计算载荷系数。 K=KAKV=11.081.21.26=1.6332)根
10、据纵向重合度=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数=0.86.3）计算当量齿数。ZV1=24.77ZV2=111.64)查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.623；YFa2=2.1705）查取应力校正系数。有由文献【1】表10-5查得YSa1=1.588；YSa2=1.796)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa。7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.90。8）计算弯曲疲劳许用应力 1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：1=314.29MPa2=244.29MPa9)计算大小齿轮的并加以比较=0.01325=0.01598大齿轮的数值大。（2）设计计算mn=1.449对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.32应有齿数。于是由 Z1=28.4 取Z1=29,则Z2=uZ1=4.49329=130。4.几何尺寸计算（1）计算中心距
