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1. 传动方案的选择依据

题目要求设计带式运输机传动装置，二级斜齿轮减速器加一级链轮传动，为了降低链传动时的多边形效应，将链传动布置在低速级，为了便于浸油，轴应该水平放置，工作尺寸宽度较大，输送距离较低，易于加工，环境条件要求能达到设计要求。

2. 选择电动机 1．选择电动机

1） 选择电动机类型

按一直的工作要求和工作条件，选用Y系列笼型三相异步电动机，全封闭式自扇冷式结构，电压380

2） 选择电动机的容量

工作机的输出功率为： pwo

Fv2100 1.4

2.94kw 10001000

32

从电动机到工作机输出带间的总效率为： 1 2 3 4 5

式中， 1、 2、 3、 4、 5分别为联轴器、轴承、齿轮传动,卷筒和链轮的传动效率。 1=0.98， 2=0.99， 3=0.97， 4=0.97， 5=0.96

0.98 0.993 0.972 0.97 0.96=0.833

故电动机输出功率为pd

pwo

2.94

kw 3.53kw 0.833

3） 确定电动机的转速

按《机械设计课程》图表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比为i’=8~40,

链传动比范围为2~4，总传动比范围为16~160；所以工作卷筒机

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的转速为

nw=

60 1000v60 1000 1.4

==59.42r/min d 450

所以电动机转速的可选择范围：

'

=i’ nw=(8~40) 59.42r/min=（951~9510）r/min nd

符合这一传动范围的电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min三种。综合考虑，电动机和传动装置的尺寸重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机，其型号为Y112M—4额定功率为4kw，满载转速为1440r/min

3. 计算传动装置的总传动比i并分配传动比

输送带允许速度误差为 5％，则带速范围为1.33～1.472s，

1.331.472

×60 ~×60=56.45～62.47 r/min，则机

d d

14401440

构总传动比范围为~=23.05~25.51，初步选总传动比为24，

56.4562.47

所以滚筒的转速为

分配到链轮，低速级齿轮和高速级齿轮上的传动比i3，i1，i2分别为2,3,4，其中i低/i高=4/3=1.3333在1.2~1.4范围内。根据链轮的选用原则，选取大，小链轮的齿数分别为51和25，则链轮实际传动比为

51

=2.04，则机构实际的总传动比i总=i3×i1×i2=2.04×3×25

4=24.48，在范围23.05~25.51之间，所以高速级齿轮和低速级

齿轮上的传动比分别为i1，i2为4,3，链传动部分大小链轮齿数为51和25。

计算传动装置的运动和动力参数

1） 各轴的转速： n nm 1440r/min

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n n

n 1440 360r/min i14n 360 120r/min i23

n卷=

n 120

58.82r/min i32.04

2） 各轴的输入功率 P1 Pd 1 3.53 0.98 3.32kw P P 2 3 3.46 0.99 0.97 3.32kw P P 2 3 3.32 0.99 0.97 3.19kw P卷=P 2 1 3.19 0.97 0.96 0.99 2.94kw 3） 各轴的输入转矩 T0 9550

T 9550

Pd3.53

9550 23410N mm nm1440P 3.32 9550 22950N mmn 1440P 3.19 9550 88070N mmn 360P 2.94

9550 253.87N m n 120

2.94

=477.34kw 58.82

T 9550

T 9550

T筒=

p筒n筒

×9550=9550×

表1-1计算传动装置的运动和动力参数

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3.传动零件的设计

1）高速级齿轮的计算

高速级齿轮传动的数据：传递的功率p1=3.46kw，Ⅰ轴转速n1=1440

min，传动比i1=4，要求：工作15年，每年300天，每天两班制即16

小时，由电动机驱动，运转平稳。

解 设计计算步骤列于表2-2如下。

表2-2斜齿轮传动的设计计算步骤

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河南机电高等专科学校机械设计用纸及齿面硬度 小齿轮：45(调质) ,硬度为 240HBS 大齿轮：45(调质) ,硬度为 200HBS 3)选齿数 z1 、 z 2 为增加传动的平稳性，选 z1 =24 z 2 = uz1 =4×24=96 因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设 计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度 2. 按齿面接触疲 按式(13-15) ,设计公式为 劳强度设计 大齿轮： 45, 200HBS

z1 =24 z 2 =96

2 KT1 (u + 1) Z H Z E Z ε Z β d1 ≥ d u [σ F ] 3

2

1) 初选载荷系数

Kt2) 初选螺旋角 β 3) 小齿轮传递转 矩 TΙ

试选载荷系数 K t =1.3 初选螺旋角 β =12°

K t =1.3β =12°P1 n1

小齿轮名义转矩： T1 = 9.55 × 10 6= 9.55 × 106

TΙ = 22950 Nmm

3.46 = 22950 Nmm 1440

4) 选取齿宽系数

φd5) 端面重合度 ε α

由表 13-8,选齿宽系数 φ d =0.8

φ d =0.8

ε α = [1.88 3.2(= [1.88 3.2(

1 1 + )] cos β z1 z2

ε α =1.676

1 1 + )]cos12° =1.676 24 96

6) 重合度系数 Zε 7) 纵向重合度 ε β

Z ε = 1 ε α = 1 1.676 = 0.772

Z ε = 0.772

εβ =

b sin β φd d1 sin β φd mn z1 sin β = = π mn π mn π mn cos β

= 0.318φd z1 tan β

ε β =1.298

= 0.318 × 0.8 × 24 × tan12° =1.2988)螺旋角系数Z β = cos β =

cos12° = 0.9895

Zβ

Z β = 0.989

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910数ZH11度极 Hlim212ZN2

131415

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河南机电高等专科学校机械设计用纸16)计算直径 d1

2 KT1 (u + 1) Z H Z E Zε Z β d1 ≥ 3 d u [σ F ] 3

2

2 ×1.3 × 22950 × 5 2.45 × 189.8 × 0.772 × 0.989 ≥ 0.8 × 4 535 =34.5 17)计算圆周速 度vt = = 60 ×1000 3.14 × 34.5 × 1440 = = 2.60 m/s 60 × 1000

2

d1 ≥ 34.5

π d1n1

vt = 2.60 m/s

18)确定载荷系 由表 13—5 查取使用系数 K =1 A 数K 根据 vz1 /100=2.6×24/100 = 0.624 m /s,由图 13— 13,动载系数 Kv =1.05 根据 ε γ = ε α + ε β =1.676+1.298=2.974,由图 13—14, 齿间载荷分配系数 Kα =1.405 由表 13—15,齿向载荷分布系数 K β =1.11 故载荷系数 K = K A Kv Kα K β = 1×1.05×1.405×1.11 = 1.638

K = 1.638

19)计算分度圆 直径 d1 20)计算模数 mn

d1 = d1t 3 K / K t ≥ 37.3mm

d1 ≥ 37.3mm

mn = d1 cos β / z1 ≥ 1.52 mn =2 mn 为标准值，将 mn 圆整的 mn =2

3. 确定齿轮传动 主要参数和几何 尺寸

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河南机电高等专科学校机械设计用纸1)中心距 aa= mn ( z2 + z2 ) 2 × (24 + 96) = = 122.69 mm 2 cos β 2 cos12°

a = 123 mm

圆整为 a = 123 mm 2) 确定螺旋角 β

β = arccos= arccos

mn ( z1 + z 2 ) 2a

β = 12°40 '49"

2 × (24 + 96) = 12°40 ' 49" 2 × 123

3)分度圆直径d1 、 d 2 d1

= mn z1 / cos β = 2 × 24/cos 12°40 '49" =d1 =49.200mm d 2 =196.802mm

49.200mmd 2 = mn z2 / cos β =2×96/cos 12°40 '49"

=196.802mm 4)计算齿宽 b1 、 b = d d1 = 0.8 × 49.200 = 39.36 mmb2 b1 = 48mm b2 = 42mm

取 b2 = 42mm、 b1 = 48mm

4. 校核齿根弯曲 按式(8—14) ,校核公式为 疲劳强度

σF =

2 KT1 YFaYSaYε Yβ ≤ [σ F ] bd1mn 0.75

1) 重合度系数 Yε

Yε = 0.25 +

εα

= 0.25 +

0.75 = 0.697 1.676

Yε = 0.697Yβ = 0.90

2) 螺旋角系数 Y

β

由图 13—22 , Yβ = 0.90

3)当量齿数 zv1 、 zv1 = z1 cos3 β = 24 cos3 12°40'49" = 24.6

zv1 = 24.6 zv 2 = 98.4 YFa1 =2.632 YFa 2 =2.182 YSa1 =1.588

zv 2

zv 2 = z2 cos3 β = 96 cos3 12°40'49" = 98.4

4) 齿形系数 YFa1 、 由表 13—7

YFa 2

YFa1 =2.632、 YFa 2 =2.182

5) 应力修正系数 应力修正系数 YSa1 =1.588 YSa 2 =1.788

YSa1 、 YSa 28

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河南机电高等专科学校机械设计用纸YSa 2 =1.7886) 弯曲疲劳强度 极 限 σ F lim 1 、 由图 13—7 查得

σ F lim 1 =450MPa σ F lim 2 =390MPa

σ F lim 27) 弯曲疲劳强度 寿 命 系 数 YN 1 、

σ F lim 1 =450MPa , σ F lim 2 =390MPa

由图 13—9 查得

YN 1 = 1 YN 2 = 1

YN 1 = 1、 YN 2 = 1 YN 28) 弯曲疲劳强度 取弯曲疲劳强度最小安全系数 安全系数 S FS F =1.4

S F =1.4

9) 计算许用弯曲 由式(13—3) 应力

[σ F 1 ] = [σ F 2 ] =

σ F lim1YN 1SF

=

450 ×1 = 321.4 MPa 1.4

[σ F 1 ] = 321.4 MPa [σ F 2 ] = 278.5 MPa

σ F lim 2YN 2SF

390 ×1 = = 278.5 MPa 1.4

10)校核弯曲应 力

σF =

2 KT1 YFa1YSa1Yε Yβ = 47.7 MPa ≤ [σ F 1 ] bd1mn满足弯曲疲劳强度 的要求

2 KT1 σF = YFa 2YSa 2Yε Yβ = 44.5MPa ≤ [σ F 2 ] bd1mn两齿轮均满足弯曲疲劳强度的要求 5.结构设计 (略)

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2）低速级齿轮计算

高速级齿轮传动的数据：传递的功率p2=3.32kw，Ⅰ轴转速n1=360

v 0.95s，传动比i1=3，要求：工作15年，每年300天，每天两班制

即16小时，由电动机驱动，运转平稳。

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3）矩T

4） d

5）6）7）8）Z

910数ZH11度极 Hlim212ZN2

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1314151617度

18数K

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河南机电高等专科学校机械设计用纸根据 ε γ = ε α + ε β =1.700+1.622=3.322,由图 13—14, 齿间载荷分配系数 Kα =1.43 由表 13—15,齿向载荷分布系数 K β =1.21 故载荷系数 K = K A Kv Kα K β = 1×1.01×1.43×1.21 = 1.748

19)计算分度圆 直径 d1 20)计算模数 mn

d1 = d1t 3 K / K t ≥ 60.67

d1 ≥ 60.67

mn = d1 cos β / z1 ≥ 2.02 mn =2.5 mn 为标准值，将 mn 圆整的 mn =2.5

三.确定齿轮传 动主要参数和几 何尺寸 1)中心距 aa= mn ( z2 + z2 ) 2.5 × (30 + 90) = = 153.36 mm 2 cos β 2 cos12°

a = 154 mm

圆整为 a = 154 mm 2) 确定螺旋角 βmn ( z1 + z2 ) 2a 2.5 × (30 + 90) = arccos = 13°5'14" 2 ×154

β = arccos

β = 13°5'14"

3)分度圆直径d1 、 d 2

d1 = mn z1 / cos β =3×30/ cos13°5'14" =77.002mm d 2 = mn z2 / cos β =3×96/ cos13°5'14" =231.006mm

d1 =77.002mm d 2 =231.006mm b1 = 68mm b2 =62mm

4)计算齿宽 b1 、 b = d d1 = 0.8 × 77.002 = 61.6 mmb2

取 b2 = 62mm, b1 = 68mm、 按式(8—

14) ,校核公式为

四.校核齿根弯 曲疲劳强度

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河南机电高等专科学校机械设计用纸σF =1) 重合度系数 Yε

2 KT1 YFaYSaYε Yβ ≤ [σ F ] bd1mn 0.75

Yε = 0.25 +

εα

= 0.25 +

0.75 = 0.691 1.70

Yε = 0.691Yβ = 0.90

2) 螺旋角系数 Yβ

由图 13—22 , Yβ = 0.90

3)当量齿数 zv1 、 zv1 = z1 cos3 β = 30 cos3 13°5'14" = 30.75

zv1 = 30.75 zv 2 = 92.25 YFa1 =2.53 YFa 2 =2.20 YSa1 =1.63 YSa 2 =1.78

zv 2

zv 2 = z2 cos3 β = 90 cos3 13°5'14" = 92.25

4) 齿形系数 YFa1 、 由表 13—7

YFa 2

YFa1 =2.53、 YFa 2 =2.20

5) 应力修正系数 应力修正系数 YSa1 =1.63、 YSa 2 =1.78

YSa1 、 YSa 26) 弯曲疲劳强度 极 限 σ F lim 1 、 由图 13—7 查得

σ F lim 1 =450MPa σ F lim 2 =390MPa

σ F lim 27) 弯曲疲劳强度 寿 命 系 数 YN 1 、

σ F lim 1 =450MPa , σ F lim 2 =390MPa

由图 13—9 查得

YN 1 = 1 YN 2 = 1

YN 1 = 1、 YN 2 = 1 YN 28) 弯曲疲劳强度 取弯曲疲劳强度最小安全系数 安全系数 S FS F =1.4

S F =1.4

9) 计算许用弯曲 由式(13—3) 应力

[σ F 1 ] = [σ F 2 ] =

σ F lim1YN 1SF

=

450 ×1 = 321.4 MPa 1.4

[σ F 1 ] = 321.4 MPa [σ F 2 ] = 278.5 MPa

σ F lim 2YN 2SF

390 ×1 = = 278.5 MPa 1.4

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链传动部分

链传动部分数据：小链轮轴功率P=3.19kw，小轮转n=120rmin，小链轮齿数为25，传动比i=2.04，工作载荷平稳，小链轮悬臂布置在轴上。

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河南机电高等专科学校机械设计用纸m s ,在限定的范围内。a 0 = 762mm

6. 初 选 中 心 因为结果没有限制，初选 a 0 = 40p = 距 a0 40×19.05mm=762mm

7. 确 定 链 节 由式 12-5,初算链节数 数 lp2a z +z z z p lp0 = 0 + 1 2 + 2 1 p 2 2π a 02

=

2 × 40p 25 + 51 51 25 p + + p 2 2π 40p2

l p0 =120

=80+38+0.43=118.04 取 l p0 =120 8. 理 论 中 心 因 lp z1 = 120 25 = 3.65 ,用插入法得 距az 2 z1 51 25 k a = 0.24872 ,由式 12-7 得，a = 2l p ( z1 + z 2 ) k a p =

(2×120-76)×

a=777.05mm 0.24872×19.05mm=777.05mma = (0.002 ~ 0.004) a 取 a =0.004a

9. 实 际 中 心 则 a ' =a- a ' =777.05-0.004×777.05mm= 距 a' 773.94mm 由式 12-9, FQ ≈ 1000(1.2 ~ 1.3) 10.作 用 在 轴 上的力 FQ3.19 =1000(1.2~1.3)× 0.95 p vFQ =

a ' =773.94mm

( 4029.5~4365.3 )N

=(4029.5~4365.3)N 由 p=19.05mm, v = 0.95 m s ,查图 12-14 11.润滑方式 选滴油润滑 12A—1×120 GB1243.1A—8316

选滴油润滑