1、精品 料推荐设计计算及说明结果一、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5%。1.4 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
2、文献；二、 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结果1精品 料推荐设计计算及说明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Pw =FV/1000F=2500NF-工作机阻力V=1.6m/sv-工作机线速度- 工作机效率可取 0.96(2) 电动机输出功率 Pd考虑
3、传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为Pd = Pw /为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即42=0.833123451 - 滚动轴承传动效率取0.992 - 圆锥齿轮传动效率取 0.95-3 圆柱齿轮传动效率取0.97 - 4联轴器效率取 0.995 - 卷筒效率取 0.96P=FV/1000 25001.65kwd10000.960.833（3）确定电动机的额定功率Ped因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于 Pd 即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。3 、确定电动机转速卷筒工作转速nw =60 1000V/ D=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/m
4、in由于两级圆锥 - 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nd 1 nd 2 =(8-15 ） nw =873.6 1638r/min 。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、重量、价格及总传动比。=0.833Pd =5kwPed =5.5kwnw =109.2r/min2精品 料推荐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 ）方案电 动
5、 机 型额 定 功 率电动机转速（r/min ）电 动 机传动装置号（ kw）同步满载质量总传动比（ kg）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，因此可采用选 Y132M2-6方案 1，选定电动机型号为 Y132M2-6型电动机3.2 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i nm / nw =960/109.2=8.792 、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 i 1 0.25i ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取i
6、1 =2.2i2 =43.3 计算传动装置的运动和动力参数1 、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）n nm / i 0 =960r/minn n / i 1 =960/202=436.36r/minn n / i2 =436.36/4=109.2r/minnIVn =109.2r/min2 、各轴输入功率PIPed 4 =4.95kwPIIPI1 . 2=4.655kwPIIIPII23 =4.47kwPIV = PIII . 1.4=4.38kw3 、各轴转矩TI9550 PI=49.24N.mnIi1 =2.2i 2 =4n =960n =436.36nIVn=109.2r/minPI
7、 =4.95 kwPII =4.65 kwPIII =4.47 kwPIV =4.38 kw3精品 料推荐设计计算及说明结果TII9550PII=101.88N.mnIITIII9550PIII=390.92N.mnIIITIV9550PIV=383.04N.MnIV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低速级轴工作机轴IIIIV转速960960436.36109.2109.2（r/min）功率（ kw）54.954.6554.474.382转矩49.7649.24101.88390.383.04( N m)2传动比12.24.01效率0.990.9
8、40.960.98四、传动零件的设计计算4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为PII =4.655kw 、小齿轮转速为 n =436.36r/min 、齿数比为 4。 小齿轮：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。40Cr（调质）1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数280 HBS（ 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（ GB10095-88）大齿轮：（ 2）材料选择由机械设计（第八版） 表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调45 钢（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢
9、（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬质）240 HBS度相差 40HBS。7 级精度（ 3) 选 小 齿 轮 齿 数 z1 22 , 则 大 齿 轮 齿 数 z24z1 88 初 选 螺 旋 角14 。2 、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算4精品 料推荐设计计算及说明结果3Z H Z E2K t T1u 1)2d1t( H du（ 1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kt1 =1.62）查教材图表（图10-30）选取区域系数ZH =2.43513）查教材表 10-6选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa 24）查教材图表（图10-26）得 a1 =0.765a2 =0.8
10、8aa1a 2 =1.6455）由教材公式10-13 计算应力值环数N1 =60n 1 j Lh =60 436.36 1（ 3 8 300 10） =1.885 10 9 hN2 =0.471X10 9 h6）查教材10-19 图得： K 1 =0.9 K2 =0.957）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1650MpaHlim 2550Mpa8）由教材表 10-7 查得齿宽系数d =19）小齿轮传递的转矩 T1 =95.5 105 P2 / n2 =9550X4655/436.36=101.88N.m10）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-
11、12 ）得 : H 1= K HN 1 H lim 1 =0.9 650=585MPaSkt1 =1.6Z H =2.435Z E =189.8a =1.645K1=0.9K2 =0.95Hlim 1650MpaHlim 2550Mpad =1T=101.88N.m H 2= K HN 2H lim 2 =0.95 550=522.5MPaS许用接触应力为 H ( H 1H 2 ) / 2553.75MPa（ 2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径d1t3d1t2K tT1u 1 ( Z H ZE ) 2duH 32 1.610.18810 452.435 189.8 ) 2=(55.67
12、mm11.6454553.752）计算圆周速度Vd1t n11.27m/s601000H =553.75 MPaV=1.27m/5精品 料推荐3）计算齿宽b 及模数 mnt设计计算及说明b=dd1t =1.5567=55.67mmmnt = d1t cos55.67 cos142.455mmZ1224)计算齿宽与高之比bh齿高 h= 2.25 mnt =2.25 2.455=5.24 mmb = 55.67=10.62h5.245)计算纵向重合度=0.318 d Z1 tan =0.318X1X22tan 14 =1.7446) 计算载荷系数 K系数 K A =1，根据 V=1.27m/s ，
13、7 级精度查图表（图 10-8 ）得动载系数 K v =1.08 查教材图表（表 10-3 ）得齿间载荷分布系数 K H K F =1.4由教材图表 ( 表 10-4 ）查得 K H 1 =1.420查教材图表（图10-13 ）得 KF 1 =1.32所以载荷系数KK AKV K H K H=2.1477)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1K3d dt2.1473= 55.6761.4mmKt1.68) 计算模数 mn1d1 cos61.4 cos14mn =2.7mmZ1223 、按齿根弯曲疲劳强度设计3cos22KT1YYF YS) 设计由弯曲强度的设计公式 mn (d Z2 1 a
14、 F （ 1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K K A KV K F K F =1.992）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 Y =0.883）计算当量齿数结果mnt =2.455b =10.62h=1.744KHKF=1.4KH 1 =1.420K F 1 =1.32d1 =61.4mmmn1 =2.7 mmZ V 1 =24.086精品 料推荐3.08Zv1 Z 1 cos=24设计计算及说明ZV 2Z2 / cos388 / cos3 14=96.334）查取齿形系数查教材图表（表 10-5） YF 1=2.6476 ，F 2 =2.1873
15、4Y5）查取应力校正系数查教材图表（表10-5 ） YS 1 =1.5808， YS 2 =1.786336）查教材图表（图10-20c ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1 =520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE 2 =400MPa 。7）查教材图表（图10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数KFN 1 =0.85 K FN 2 =0.888）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式FK FN FE 得K FN 1 FF 10.85520S315.71F 1 =S1.4F 2 =K FN 2FF 20.88400251.43S1.49）计算大、小齿轮的YFYS ，并加以比较F
16、YF1FS 12.6476 1.58080.01326F 1315.71YF2FS 22.187341.786330.01554大齿轮的数值大 . 选用 .F 2251.43（ 2）设计计算1）计算模数31040.88 cos2 14mn2 1.99 10.1880.01554 mm 1.87 mm122 21.645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，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，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数 , 取 mn =2mm但为了同时满足接触疲
17、劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1 =61.4 mm来计算应有的齿数 .结果Z V 2 =96.33YF 1 =2.6474YF 2 =2.187YS 1 =1.5808YS 2 =1.7863K FN 1 =0.85K FN 2 =0.88FE 1 =315.7FE 2 =251.4mn =2mmz 1 =307精品 料推荐2）计算齿数 z = 61.4 cos14=29.78取 z=30那么 z2=4 30=12011mn设计计算及说明4 、几何尺寸计算（ 1）计算中心距a=( z1 z2 )mn= (30 120)2 =155 mm2 cos2 cos14（ 2）按圆整
18、后的中心距修正螺旋角=arccos(1 2 )mnarccos( 30120 ) 2 14 35 3322155因值改变不多 , 故参数, k , Zh 等不必修正 .（ 3）计算大 . 小齿轮的分度圆直径d1= z1 mn30 2=62 mmcoscos14.5925dz2 mn120 2=248 mm2=coscos14.5925（ 4）计算齿轮宽度B=d11 62mm 62mmB2 62B1 67（ 5）结构设计小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm 采用腹板式结构其零件图如下z 2 =120结果a=155mm= 14 35 33d 1 =
19、62 mmd 2 =248 mmB167B262结果8精品 料推荐图二、斜齿圆柱齿轮设计计算及说明4.2 直齿圆锥齿轮传动设计 （主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为PI =4.95kw 、小齿轮转速为n =436.36r/min、齿数比为2.2由电动机驱动。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）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，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 小齿轮材料可选为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大
20、齿轮材料取45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差40HBS。z125（ 3) 选小齿轮齿数 z125 , 则大齿轮齿数 z2 2.2z1 5555z22 、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：32d1t 2.92Z EKT1R (10.5 R ) 2 uF（ 1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数 kt1 =1.8kt1 =1.82）小齿轮传递的转矩T1 =95.5 105 P1 / n1 =49.24KN.Mm3）取齿宽系数R0.35R0.354）查图 10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1 650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限Hlim 2550Mpa1
21、5）查表10-6 选取弹性影响系数ZE =189.8MPa 26）由教材公式10-13计算应力值环数N1 =60n 1 j Lh =60 9601（ 3 8 30010=4.1472 109 hN2=0.471 10 9 h7) 查教材 10-19图得： K1 =0.89K2 =0.9KHN10.898) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数K2 =0.9S=1, 应用公式（ 10-12 ）得 :H 1 =9精品 料推荐H 1 = K HN 1H lim 1 =0.89 650=578.5 MPa578.5 MPaS结果设计及设计说明H 2 =K HN 2H lim 2=0.9
22、550=495 MPaH 2 =495SMPa（ 2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得189.821.84920d1t2.9230.3585.22mmd1t=85.22mm4951 0.50.35 22.22）计算圆周速度VVd1t n14.28m/sV=4.28m/s6010003）计算载荷系数系数 K A =1，根据 V=4.28m/s ，7 级精度查图表（图 10-8 ）得动载系数 K v =1.15查图表（表 10-3 ）得齿间载荷分布系数K HK F =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9 得 KHb的=1.25KK=1.5X1.25=1.875H
23、F得载荷系数K K A KV K HK H =2.156K=2.1564）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得K32.156ddt 3=85.2290.5mmKt1.85）计算模数 Md190 .503.62 mmmMt=3.62mmz2513 、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：34KT1YFa YSam0.5 R ) 2 z12u2R(11F（ 1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数KK A KV K FK F=1X1.15X1X1.875=2.159K=2.1592）计算当量齿数10精品 料推荐Z v1Z 1=27.4cos1设计及设计说明Z v2Z 2=133.5cos23）由教材
24、表10-5 查得齿形系数YF 12.562YF22.1532应力校正系数YS 11.604YS21.81684)由教材图 20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1520MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2400MPa5) 由机械设计图10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 =0.83K FN 2 =0.856)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，得K FN 1FE 10.83520308.28MPaF 1 =S1.4F K FN 2FF 20.85400242.86MPa2 =S1.47)计算大小齿轮的YFa FSa , 并加以比较 F YFa 1 FSa12
25、.562 1.6040.0133F 1308.28YFa 2 FSa22.15 1.81680.016107F 2242.86大齿轮的数值大, 选用大齿轮的尺寸设计计算.（ 2）设计计算32.156492400.0161074mm 2.668mmm0.35 222.220.3510.5251取 M=2.75mm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，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 , 取 m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按
26、接触疲劳强度算得的分结果YF12.562YF22.1532YS 11.604YS 21.8168FE 1520 MPaFE 2400MPaK FN 1 =0.83K FN 2 =0.85M=2.75mm11精品 料推荐度圆直径d 1 =90.50 mm来计算应有的齿数.设计及设计说明结果计算齿数z1= d133取 z 1 =33那么 z 2 =2.2 33=73z 1 =33mz2 =334 、计算几何尺寸（ 1） d1 = z1 m2.75 33=90.75（ 2） d 2 = z2 m2.7573 =200.75d 1 =90.75d 2 =200.75（ 3）1arccot d1 =24. 32524 19 30d2124 19 30（ 4）290 165 40 30265 40 30212.221R=109.65mm（ 5） Rd1d122109.65 mm（ 6） bR R =38.37 圆整取 B2 =36mmB1=41mmB 1 =41mmB 2=36mm（ 7） 机构设计小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆
