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1、一设计任务书1.1 题目：带式运输机传动装置的设计。1.2 工作原理：1电动机2V带传动3绽开式双级齿轮减速器1.1 连轴器5底座6传送带鼓轮7传送带1.3 已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷叫平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35CC2)运用折旧期：8年；3)检修间隔时间：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相沟通，电压380/220V；5)运输带速度允许误差：5%；6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.4 设计参数：(1)传送速度V=1.4m/s(2)带轮直径D=220mm(3)带轮所需力的大小T=1700Nm二.传动方案简述(
2、1)将带传动布置于高速级将传动实力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凌，匀整。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，削减噪声的特点。(2)选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，直齿轮加工便利，工艺简洁。(3)将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。齿轮轴的齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于削减因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。=0.8859综上所述，本方案具有肯定的合理性及可行性。三、电动机的选择(1)电动机类型的选择选择三相异步沟通电动机。“
3、2686(2)电动机功率选择=7吟宿=0.992X0.983X0982。99=0.8859联轴器效率7为0.99,滚动轴承(一对)效率%为098,齿轮(一对)啮合的效率仍为098(3)电动机所需的输出功率尸输出FV17001.40.88592686KW滚筒121.53rmin(4)确定输出滚筒转数n滚筒60x1000几滚筒=H=121.53rmin(5)电动机型号综上所述，我们选择型号为Y132S-6型电动机，电动机额定功率3kW,同步转速960rmin,设计计算及说明结果四、传动比的安排，总=79(I)总传动比i总=7.9卷筒(2)安排传动比总=l23l2，12=,34，.12=343Z34
4、=2.30Z2=3.431.4=2.30=2.59104Nmmn1=960r/min=Z12=3.20Hliml=600OFEl=Him2=550CFF2=3308=1.3Ti=2.59104Nmmd=1Z=189.8Mpa2ni=1.346109N2=0.420109KHN1KN2=1m=550MPb2=630MP4五、齿轮的设计5.1 高速级齿轮传动设计1 .1.1原始数据输入转矩一一7=2.59104Nmm小齿轮转速=960r/min齿数比一一Ai=/12=3.2()5 .1.2设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1考虑加工便利，选用直齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高
5、，故选用7级精度;3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr钢调质HBS1=280接触疲惫强度极限bhm=600MPa弯曲疲惫强度极限=440Mpa大齿轮材料：45号钢调质HBS2=240接触疲惫强度极限bhm2=550MPa弯曲疲惫强度极限E2=330Mpa4初选小齿轮齿数Z=27大齿轮齿数Z2=Zi42=27X3.2二取87二按齿面接触强度设计计算公式：,QrJKZZE丫mm1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数K,=1.3小齿轮传递的转矩7；=T=2.59x104n.11i11i齿宽系数=1材料的弹性影响系数Zzr=189.8Mpa*72应力循环次数Nl=60h11
6、.=60960l(360416)=1.346109N2=1.3All=0.420109，3.20设计计算及说明接触疲惫寿命系数KM=1=1.05接触疲惫许用应力取平安系数S=1匕=KN*=550MPawS11.w2=K耶建；X=105600=630MPa2./.取口取两者较小值550MPa计算(1)试算小齿轮分度圆直径4,&2.32.3陛.但.(左)2z.o11J1.32.591043.2+1z189.82=2.32X(YV13.2550=40.37mm(2)计算圆周速度nd.,n乃X40.37X960V=2.03ms60100060l000(3)计算齿宽b及模数11ub=ddil=140.3
7、7=40.37mm4,4037m,=il=1.50Z127h=2.25，%=3.38/WHbh=10.97（4）计算载荷系数Kh=KaKvKHaKHf）运用系数K八由1P193表10-2依据电动机驱动得KA=1.O动载系数KV由lP210表10-8依据v=2.0ms7级精度Kv=1.09按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数KW由1P196表10-4依据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、d=Ixb-40.07mm,得KHfi=1.31按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数K,由1P198图10-13依据bh=11.94K班=1.291Km=1.28.二K=K八Kv,KaK珈=IX1.O9义
8、1X1.35=1.47结果du40.37mmv=2.03msb=40.37mmmt=1.50h=3.38mmKV=I.09Kw=131K/=1.28K=1.474=42.()6m?K=I.40K.=().85K2=88（5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径&=65.3963=42.06nwK1.3三按齿根弯曲强度设计1确定计算参数(1)计算载荷系数4K=KAKyKpJK9=IX1.o9Xlx1.28=1.40(2)弯曲疲惫系数由lP206图10-18得KN=().85Km2=088(3)计算弯曲疲惫许用应力O取弯曲疲惫平安系数S=1.4由lP205式(Io-12)得团=Kfn%=085x
9、440267.4wP0“S1.4=Kf1.FE?=08833=207.43MP。f2S1.4(4)查取齿型系数Y,a应力校正系数Ysa由lP201表10-5得%m=257%=219=16012=1.79(5)计算大小齿轮的多?包并加以比较F%=oqi539匕向=0.01886匕尸2比较丫网1FalXSalIblFIIbI尸2所以大齿轮的数值大，故取0.01886。2计算四分析对比计算结果对比计算结果，取2=2已可满意齿根弯曲强度。7d,42.064丁丁22取ZI=22Z7=wZ1=3.202271Z2=71需满意4、Z2互质五几何尺寸计算1计算中心距a(Zl+Z1)m(22+71)2ra=!=
10、S224计算齿轮宽度bb=dclx=144=44圆整后b2=44mm4=49m5.2低速级齿轮传动设计1. 2.1原始数据输入转矩=8.53l()4Nmm小齿轮转速2=279.88r/min5. 2.1设计计算一选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为了削减成本和加工难度，选用直齿圆柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度;3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40Cr调质HBS=280接触疲惫强度极限=550MPa弯曲疲惫强度极限E3=440Mpa大齿轮材料：45号钢调质HBSf240接触疲惫强度极限bim4=600MPa弯曲疲惫强度极限-E4=330Mpa4初选
11、小齿轮齿数Z21=27大齿轮齿数Zfz323=272.47=66.69取67二按齿面接触强度设计计算公式：1.确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数K=1.3小齿轮传递的转矩=8.53X1(/Nmm齿宽系数以=1材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa12N3=60n21.,=60279.881(365416)=3.92108结果4=279.88r/min*iim3=550OFE3HWxnA=%4=330/Cz=1.3T2=8.531047V3=3.92108M=1.59X砂KHN3=，91KHNA=093w3=500.5MP6zb4=558M%d3t65.44mm设计计算及说明结果N-M=3
12、.92X10_159XIO8v=0.96ms4%2247接触疲惫寿命系数K“3=09Khn4=0.93取平安系数S=1b=65.40mm匕=7c&=91x550=500.5Mpa3S1Iz7-blim4_093x600mt=2.42S1KA=I：.w取较小值500.5MPa2.计算KV=I.04（1）试算小齿轮分度圆直径4,K即=1.3152.323/必.巴.(左)2a口CZJ1.3x8.53xl()42.47+lz89.82x2=2.32qXX()V12.47500.5K改=1.31=65.40mm(2)计算圆周速度7ul-,nV=0.96m/s601000KHa=KFa=1K=1.37（3
13、）计算齿宽b及模数11ub-dd3t=65.40nnm=2.42Z乙3d=66.55mmh=2.25叫=2.25X2.42=5A5nn”12h（4）计算载荷系数K=KAKVKHaKH运用系数K.K=1.36由1P193表10-2依据电动机驱动得KA=IK30.87动载系数KVKW4=0.89由lP210表10-8依据v=0.96ms7级精度Kv,=1.04按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数K即r3=273.43Mpa由1P196表10-4依据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度得KH/f=1.315按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数KWlr4=2079MPa由1P198图10-13依据
14、bh=12K矽=1.315%3=2.51K邛=131齿向载荷安排系数KH、KFaKHa=KFa=1/.K=KAKy.K.aK即=1.OXIaxlx1.315=1.37（5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径4结果丫”=2.26%3=1.601.=1.74%3.Ysa3匕尸3=0.01504=0.01874三按齿根弯曲强度设计m1.81mm%3.Ysa3匕尸3=0.01874比较Z3=34Z4=84=11811mdi=68mmJ4=168mmbii=68mmb3=73mm1确定计算参数(1)计算载荷系数4K=KAKvZK-aK%=lxl.O4xlxl.31=1.36(2)弯曲疲惫系数KpN3
15、=87KFNA=0.89(3)计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4得rFN3FE387x4404zfDp.=-1.=273.43Mpa3S1.4=KFN40FE4=689x330=209.79MPaf4S1.4(5)查取齿型系数及Z应力校正系数YSQ得1.3=257%4=2261.=I601.=1.74（6）计算大小齿轮的Yqja并加以比较p=0.015044.3，%4%4【。1-3br4所以大齿轮的数值大，故取0.01804。j21.368.53104V12720.01874=1.81mm四分析对比计算结果对比计算结果，取m11=2已可满意齿根弯曲强度。7466.55=Z3=-=
16、34Z3=34m2Z4=wZ3=2.473384Z4=84五几何尺寸计算1计算中心距阿a(Z3+Z4(34+84)x21iqa=118mm222计算大小齿轮的分度圆直径抵、d4=Z3zw=68nnJ4=Z4w=168mm4计算齿轮宽度bb=dd3=168=68圆整后a=68mmb3=73mm耳二2606W21=96(*/min7；=2.59XIOMmmKA=1.3六.轴的设计及校核6.1 高速轴的结构设计6.1.1 速轴上的功率、转速用、转矩7；6=2606Wn=960r/min7；=2.59XIO,Mmm6.1.2估算轴的最小直径由于高速轴小齿轮分度圆直径较小，只有4=44mm,为此我们做成
17、齿轮轴的形式来提高其强度，故输入轴材料与小齿轮材料相同，为40Cr半联轴器与轴的周向定位采纳单圆头一般平键，键的尺寸为bx=10x8。取AO=I20dA?/=20x/2606_imtrm,n飞V960输入端轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必需使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性套柱销联轴器。由1P353式(14一3)得：TCa=KATl得：选用1.T6型弹性柱销联轴器1.T6型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩7=250Nmm轴孔长度1.=82mm孔径
18、d=56mm4=35联轴器外形示意图.d4=444=351.1=IlO1.2=231.3=951.4=491.5=306.1.3轴的结构设计（直径,长度来历）一轴的结构示意图=1177.27N/7=428.49TVF11=1252.28N二依据全E向定位要求，确定轴的各段直径和长度名称确定缘由结果4联轴器型号为1.T6,为了与联轴器标准直径协作，切大于最小直径32d2考虑人4，选用NF207,D=72,B=I735Y4Y438%齿轮分度圆直径为44mm444二出351、半联轴器宽度582,考虑到挡油环以及保持联轴器到箱体的距离取1.I=UO2、轴段的长度：轴承宽B=18,挡油环宽5,所以取3、
19、轴段的长度：为了调整距离，使齿轮啮合，取4=954、轴段的长度：1.4=,=495、轴段的长度：轴承取18,挡油环取12,取4=306.2.1轴的校核(1)作用在轴上的力1.27：22.59104F1=1.=1177.27Nd444E=Etan20。=428.49NFF=125228Ncos20（2）计算轴上的载荷垂直面1.1=1091.2=1261.3=43Fi1.31177.27x431.2+1.3-126+43=299.54N1.21177.27x1261.2+1.3-126+43=877.28N4二304=35di=4Q=354:301.I=34.51.2=711.3=IO1.4=42
20、1.5=34.5Mv=Fnv21.3=37723.(MNmm载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角确定水平面FNHFr1.3428.49x431.2+1.3169-=109.02TVFnH2Fr1.2428.49x1261.2+1.3-169=319.47TV7%=1201.41NFr2=437.28N%=1278.5IN3=2508.82N%=913.14N=2669.83NJm2+(W一轴的结构示意图M11=F,ni111.2=109.()2126=13736.52Nmm总弯矩M=WMj+M：=(37723.02+(13736.52)2=40146,23/Vmm7；=2.59IO4按弯扭
21、合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危急截面O的强度。1.1.=70M为取0=0.6,轴的计算应力为:(40146.23)2+(0.62590(70.1443二依据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度名称确定缘由结果4选用NF206,取轴承内径30d2考虑由A4354d2Y440%c=1242.98NFw2=64.43NMv=77064.767Vw/%d4=d235d5=d30、轴段的长度：轴承宽16,挡油环宽18.5,取。=34.5Fnhx=379.12N2、轴段的长度：齿轮宽73,所以取4=71Fnh2=96.74N3、轴段的长度：两轴的轴间，取4=10M
22、h=2350544/V-mm4、轴段的长度：齿轮宽44.取乙=42f=8056974wm5、轴段的长度：1.5=1.1=34.56.2中速轴的校核W=3660.10(1)作用在齿轮2上的力F=24_2x8.53xl()47201Rn“=15.88a_,ndj1422=42tan20o=437.28NPp12177RS1N11N/OIxV2cos20P(2)作用在齿轮3上的力过=2x8.53x1。：250&82N“d268%=%2口20。=913.14NF_Fn一2AAORRMn3cos2CPJ1=35d2=40计算轴上的载荷垂直面4=524二484=44J7=401.1=951.2=231.3
23、=611.4=IO1.5=664=37电=2226.47N工4=810.37N居4=236.96NFwi=1445.93N72=780.54?7Mv=88201.73Nmw1.1=621.2=66.51.3=45.5FnX(1.a+1.JF111.FNVI=133-1.-=1242.98NNl1.1+1.2+1.31+1.2+1.3Fm=E3-%-%=6443NMv=FNVl1.i=77064.76Nmm设计计算及说明载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角确定水平面1.1=621.2=66.51.3=45.5出+)-=379.12N1.1+Zo+41.+1.)+4Fnhz=匕3%-Fnh=%
24、74NMH=FNHlX1.=23505.44Nnn总弯矩M=yMj+M7=(77064.76)2+(23505.44)2=80569.74NmmTi=8.53IO4/V.mm按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危急截面O的强度。1.1.=55MRz取=0.6,轴的计算应力为：W=QMdTY=3660.1()322d_J+()2_J(23505.44)2+(0.6x85300)2%一W-3660.10=15.881.一低速轴的结构示意图1.61.51.31.21.lP二依据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度名称确定缘由结果4为了与联轴器标准直径协作，且大
25、于最小直径35d2选NF208轴承40设计计算及说明结果4d2Yd3,考虑轴承及W的间距44FNHl=526.27N加2=现。NMh=32102.47/Vwot?/=93862.2MW=I2918.00DCa=13.7270080hIO6JfCrxIO6zl38.210-6011AR60121.531.21538.72从减速器的运用寿命期限考虑，轴承运用期限为8年（年工作日为365天）。预期寿命A*8X365X8=70080h所以轴承符合要求八、键联接强度校核1、输入轴与联轴器连接采纳单圆头一般平键键的尺寸为bhl=1Omm8mm50mm键的工作长度1.=-b=40mm键与轮毂的键槽的接触高度
26、，k=05h10.11MPa100120MPa2T1032x2.59XlO4N.mmcrnPkid450322、中速轴与齿轮2用圆头一般平键连接键的尺寸为bxzx=10mm8mm25mm键的工作长度1.=Z-Z?=15mm键与轮毂的键槽的接触高度，=0.5/12T103kid2x8.53104N.mm4x15x35=81.24MPa100120Mz3、中速轴与齿轮3用圆头一般平键连接键的尺寸为bxx/=IOmmX8mm45mm键的工作长度1.=-b=25mm键与轮毂的键槽的接触高度，k=0.5hbp=2T103kid2x8.53104N.mm43535=34.82MPa100120MPa4、输
27、出轴与齿轮4用圆头一般平键连接键的尺寸为bx/zx/=10mm8mm35mm键的工作长度1.=/-/?=38mm键与轮毅的键槽的接触高度，A=O.5_2T103kid21.871O5N.mn4x25x38=98.42MPa=40mm键与轮毂的键槽的接触高度，k=0,5h2Tx103kid21.87IO5N.mm4x40x35=66.79MPa.2,1=1Itnm齿轮端面与内箱壁距离223，2=Xlmm箱盖、箱座肋厚m、In分别取箱盖m1=8mm,箱座加=8?加轴承端盖外径D2参见机械设计课程设计手册第166页轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以MeII和Md2互不干涉为准两级齿轮端面间距C取C=811un大齿轮顶圆与箱座底部距离b取b-34mm轴承端面与内箱壁距离3要求43=812mm,取4=IOzww附：资料索引1 .【机械设计】濮良贵，纪名刚主编高等教化出版社2006年第8版2 .【机械设计，机械设计基础课程设计】王昆，何小伯，汪信远主编高等教化出版1995年12月第1版3 .【机械设计课程设计图册】潘桂义，潘沛霖，陈秀，严国良编高等教化出版1989年5月第3版
