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1、1. 设计的题目：带式运输机传动系统设计图1:（传动装置总体设计图）工作情况：运输平稳、单项运转、单班制工作 原始数据：运输带拉力 F（N） : F =3000N主动滚筒直径D : D = 250mm ；主动滚筒运输带速度V ： V =1.5m.s ； 运动要求：输送带运动速度允许误差不超过 5%; 使用寿命（年）：8年，每年250天，每天8小时; 检修周期：一年小修，两年大修； 生产批量：单件小批生产；生产长型：中型机械厂。设计内容1.电动机选型2.带传动设计3.减速器设计4.联轴器选型设计 设计任务1传动装置安装图（可附在说明书内）。2. 减速器总装配图一张A3纸打印1图纸）。3. 零件工
2、作图（齿轮类零件图1张、轴类零件图1张）4. 设计计算说明书一份（封面及内容书写格式要规范）将图纸装订在说明书后面，一起装订成册2电动机的选择2.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照机械设计手册选用一般用途的丫系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。2.2电动机容量的选择2.2.1计算带式运输机所需功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为PwFV1000 W3000 1.51000 0.94= 4.79KWw二轴承卷= 0.98 0.96 =0.94由手册查得轴承=0.98 （滚子轴承），卷-0.96， 式中：Pw 工作机所需的有效功率（kw）F 带的圆周力（
3、N）V- 带的工作速度（m/s）2.2.2估算电动机额定功率P电动机所需输出功率pd其中a为电动机至卷筒的传递的总效率;- 带轴承2啮刚联式中:带一为V带的传递效率 带二0.95 ；轴承一为滚动轴承的效率轴承=0.99 ；啮一为一对齿轮传动的啮合的效率，当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取啮二0.97 ；刚联一为减速器输出轴与驱动卷筒轴间的滑块联轴器，取刚联=1所以：a 二带轴承啮刚联=0.95 0.993 0.972 1 = 0.867因此:查机械设计手册可选电动机的额定功率Ped =7.5kw . pd =5.53kw ；223确定电动机的转速初选电动机的同步转速为1500 r m
4、in。查机械设计手册所选型号为：丫132M-4其满载时的转速为nm =1440r min，其相关参数如下表所示：电动机额定功率P7.5kw电动机满载转速nw1440(r”min )电动机伸出端直径38mm电动机安装端伸出长度80mm3. 确定总传动比及分配各级传动比考虑到两级齿轮的润滑的问题，两级大轮应该有相近的浸油深度。由机械设计 手册有：if =(1.21.3)is3.1传动装置的总传动比及其传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i =12.559。经计算得高速级传动比if =4.12，低速级 is = 3.05。3.2传动装置的运动动力参数的确定3.2.1各轴转速电动机的转速：n0 =
5、 nm =1440r min中间轴转速：n1 = 1440 09.5r. minih4.12低速轴转速：-；2器322各轴的输入功率电动机轴的输入功率:P0 - Ped =7.5kw高速轴的输入功率：山=ped 带二 7.5 0.95 = 7.125kw ；中间轴的输入功率：P2 二 Pi 轴啮二 7.125 0.99 0.97 = 6.84kw低速轴的输入功率：P3 = P2 卷啮二 6.84 0.99 0.97 二 6.57kw323各轴承的输入转矩电动机轴转矩：To =Ted =9550电=9550=349.74N mnm1440高速轴的输入转矩：T,二Ted带二49.74 0.95 =
6、 47.25N m中间轴的输入转矩：丁2=丁仁轴承啮二47.25 4.12 0.99 0.97 = 186.94N m低速轴的输入功率：T3 -T2is 轴承啮二 186.94 3.05 0.99 0.97=560.1Nm卷筒轴的输入功率：T卷二T3刚联=560.1 1 =560.1N m4. 低速级直齿轮圆柱齿轮的设计4.1选择材料查【1】表9-5，小齿轮选用40cr调质处理，HBS = 241 286，大齿轮选用45钢调质处理,HBS2 =217 255，计算时取 HBS1 =260, HBS2 =230 ;4.2按齿面接触疲劳强度初步设计3 Eg 1)1 dJ2U1其中：1）小齿轮传递的
7、扭矩 T2 =186.94N m ；2）齿宽系数-d由【1】9-10可知，软齿面、非对称布置 -d - 0.8 ；3）齿数比u1 :对减速运动 5 = i = 3.05 ；4）载荷系数K:初选K -2;（直齿轮、非对称布置）5） 确定许用应力H L1- H lim 、HZ NSha.接触疲劳极限应力kH】。linb).安全系数Sh。由【1】表9-11查得，SH =1；c)|寿命系数Zn。计算应力循环的次数。N =60a nt式中：a =1, q = 349.5r. min,t=8 8 250 =16000hN1 =60a60 1 349.5 16000 = 3.35 108N2叫 _ 3.35
8、 108 if 一 3.05= 1.09 108查【1】图 9-35 得: ZN1 =1.05,ZN2 =1.15。-H1；-H lim Z N1SH710 1.051= 745.5MPa-H2| _ H lim 2Z n 2SH580 1.151= 667 MPa4.3计算小齿轮的分度圆直径d1Eg 1)d766 3 dMu= 766 彳 2186.9423.051 0.(6673.05=85.59mm4.4初步主要参数数。a.选取齿数。取 乙=36, Z2 =iSZ1 =3.05 36 = 109.8 =110d 85 59b. 计算模数。m 12.37mm，取标准模 m=2.5mmZ 3
9、6c. 计算分度圆直径。=m =2.5 36 =90mm 85.59mm(合适),d2 = mz2 = 2.5 110 = 275mm1 1d. 计算中心距。a1 d2)(90 275)= 182.5mme.计算齿宽。b. = dd1 =0.8 90 = 72mm4.5.验算齿面接触疲劳强度-H =ZeZhZ2000KT2(u 1),H J(1)(2).节点区域系数Zh由【1】图9-29查得，Zh =2.5(3)重合度系数Z= 1.883.20Z2丿由；-：1.88 -3.211.7611072 = 1.430丿190丿.弹性系数Ze 由【1】表9-9查得，Ze =189.8 MPad.齿间载
10、荷分布系数，由【1】表9-8先求2000T2a2000 186.叭 4154.42N90=72.12 ：100N. mm1 1由前可知 Z - 0.86，则 Kh22=1.34Zg 0.86因此 K = KaKvKh=1.25 1.12 1.43 1.34 =2.69验算齿面接触疲劳强度G.ZeZhZ2000KT2（U 1）二H =189.8 2.5 0.862000 269 186.94（彳05 J617.51MPa 七67MPa（安全）30.8 903.054.6验算齿根弯曲疲劳强度=bYsaYFa 人（1）载荷系数K 二 KaKvKf Kf-.a使用系数Ka同前Ka =1.25 ；b动载
11、系数Kv，同前Kv =1.12c齿向载荷分布系数Kf ：；由【1】图9-25查得当日：=1.43戈 727212.8时，查得 Kf，1.42h 2.25m2.25x2.5K fd.齿间载荷分布系数KF-.，由M =72.12 ：100N mm ;查【1 】表 9-8 得,b1Ff,又由 Y . = 0.25 0.75 = 0.25 075 = 0.68 ;因此 KF1.48Y；:1.76-Y； 0.68所以 K 二 KaKvKf Kf - =1.25 1.12 1.42 1.48 =2.94(2)齿形系数丫巳.。由乙=36,Z2=110 ;查【1】图9-32得丫 =2.45,丫卩玄2 = 2.
12、18 ；(3)齿根应力修正系数 Ys ；。乙=36,Z2=110 ;查【1】图9-33得，YSa1.66,Ysa2.18；(4)重合度系数Y ；同前,丫广0.68；(5)许用弯曲应力系数打1JhEJjmYnSn。Yf由【1】图9-36C查得:讪1 =600MPa,；Fim2 =430MPa ；安全系数由【1】表9-11查得SF =1.25 ;寿命系数由【1】图9-37，得Yn1 =0.89,Yn2 =0.91 ；尺寸系数由m=2.5 查【1 】图 9-38 得 Yx1 二丫X2 = 1丄亠 YN1SN1=60d=427.5MPaYf1.25H21.25!H2= 350 0.95 1 =254.
13、8MPaYf(6)验算齿根弯曲疲劳强度-FYsaYFaYbm2 94 x 4154 422.45 1.66 0.68 =187.66MPa :：: 427.5MPa72 2.5F2YFa1YFa1187.66 2.18 1.812.45 1.66= 182.07MPa ： -H l- 254.8MPa因此弯曲疲劳强度足够4.7确定齿轮的主要参数及几何尺寸如下表所示参数计算公式计算结果分度圆直径d1 = mZ = 2.5x36 = 904 = 90mmd2 = mZ2=275d2= 275mm齿顶圆直径da1 = dr 十2m = 90 +2汇 2.5 = 95da1 =95mmda2 =d2 +2m =275 + 2汉 2.5 = 280da2 = 280mm齿根圆直径df = d2 = 9-2. = 85df1
