1.设计任务书一、设计题目：链板式运输机传动装置1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—开式齿轮传动；6—输送链的小链轮二、原始数据及工作要求组别链条有效拉力F（N）链条速度V（m/s）链节距P(mm)小链轮齿数Z1i开寿命（年）110000173~610210000193~610312000213~610411000213~610511000193~610612000213~610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为±5%。

三、设计工作量设计说明书1份；减速器装配图，零号图1张；零件工作图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）。

四、参考文献 1.《机械设计》教材 2．《机械设计课程设计指导书》3．《机械设计课程设计图册》 4.《机械零件手册》 5.其他相关书籍四、进度安排学生姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化班级：指导教师：2009年12月14日2.传动装置的总体方案设计．传动方案分析（1）．圆锥斜齿轮传动圆锥斜齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。

所以将圆锥齿轮传动放在第一级用于改变轴的布置方向（2）．圆柱斜齿轮传动由于圆柱斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用传动平稳的场合。

因此将圆柱斜齿轮传动布置在第二级。

（3）. 开式齿轮传动由于润滑条件和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。

（4）．链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。

所以链式传动布置在最后。

因此，圆锥斜齿轮传动—圆柱斜齿轮传动—开式齿轮传动—链式传动，这样的传动方案是比较合理的。

．电动机选择 链轮所需功率kw 85.3100035.0110001000=⨯==Fv P W 取η1=（联轴器）, η2=（圆锥齿轮） , η3=（圆柱斜齿轮）, η4=（开式齿轮）, η5=（链轮）；η=η2×η3× η4×η5=电动机功率 P d =P w / η= kw链轮节圆直径255.6mm)21/180sin(1.38)/180(sin ===z P D链轮转速26.25r/min6.25535.0100060100060n =⨯⨯⨯=⨯=ππD v 由于二级圆锥—圆柱齿轮传动比i 1’=8~40， 开式齿轮传动比i 2’=3~6 则电动机总传动比为 ia ’=i 1’×i 2’=24~240故电动机转速可选范围是n d ’=ia ’×n=(120~360)×=~6288r / min 在此范围内电动机有Y132S-4和Y132M2-6,且Y132M2-6的传动比小些 故选电动机型号为Y132S-4．总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得n m =1440 r / min ；故ia=n m / n=1440 / =55 取开式齿轮传动比i 3=；圆锥斜齿轮传动比i 1=；故圆柱斜齿轮传动比i 2=4．运动和动力参数的计算设电动机转轴为1轴，圆锥斜齿轮轴为2轴，圆柱斜齿轮轴为3轴,开式齿轮轴为4轴，链轮轴为5轴（1）.各轴转速：n1=1440 r / minn2=n1 / i1=1440 / = r / minn4= n3 =n2 / i2= / 4= r / minn5=n4 / i3= = r / min（2）.各轴输入功率：P1= P d =P2=P1×η2=×=P3=P2×η3=×=P4=P3=P5=P3×η5=×=（3）.各轴输入转距：T d=9550×P1/n m=9550×1440=·mT1=9550×P/n m=9550×1440=·mT2=9550×P2/ n2 =9550×= N·mT3=9550×P3/ n3 =9550×= N·mT4=T3=·mT5=9550×P5/ n5 =9550×=1444 N·m3.传动零部件的设计计算齿轮传动3.1.1. 圆锥齿轮1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 3）选小齿轮齿数为24Z 1=,大齿轮齿数602.5242=⨯=Z 2.按齿面接触疲劳强度设计[]()32RR 1t 2H E t 1u 0.5-1T K z 92.2d φφσ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ (1).确定公式内各计算数值 1）.试选载荷系数=t k 2）.小齿轮传递转距mm N n P T ⋅⨯=⨯=4115110911.2105.953）.由表10-7选取齿宽系数=R φ4）.由表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8E Z MPa =5）.由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa 6001Hlim =σ大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502Hlim =σ6）.计算应力循环次数()9H 2110046.510365821440160jL 60n N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==9921002.22.510046.5N ⨯=⨯=7).由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.94K 0.89,K HN2HN1==8).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故[]a 534160089.01lim 11MP SK HN H =⨯=⨯=σσ[]a 51755094.02lim 22MP SK HN H =⨯=⨯=σσ(2).计算1).试算小齿轮分度圆直径1t d ,()m m 82.615178.1895.233.05.0133.010911.24.192.2d 3224t 1＝⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯-⨯⨯≥ 2).计算圆周速度 s m 66.4100060144082.61100060n d V 1t 1=⨯⨯⨯=⨯=ππ3).计算载荷系数根据=v s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=v k 直齿轮 ααF H K K ==1,由表10-2查得使用系数=A K 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得=βH K ,35.1K F =β接触强度载荷系数==βαH H V A K K K K K 4).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm 35.704.1063.282.61K K d d 33t t 11=== 5).计算模数n mmm 93.22435.70z d m 11n ===3.校核齿根弯曲疲劳强度()][.10.5-14KT m 32212R R 1F S F aa Y Y u zσφφ+≥（1） 确定公式内的各计算参数1)．确定弯曲强度载荷系数 ==βαF F V A K K K K K2).查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得73.158.1,28.265.22s 1s 21====ααααY Y Y Y F F ，， 3)．由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a 5001MP FE =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 3802MP FE =σ4)．由图10-18取弯曲疲劳寿命系数87.0,84.021==FN FN K K 5)．计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=，得[][]a14.2364.138087.0a3004.150084.0222111MP SK MP SK FE FN F FE FN F =⨯===⨯==σσσσ6)．计算大小锥齿轮的][F S F a a Y Y σ.01396.030058.165.2][111=⨯=F S F a a Y Y σ01670.014.23673.128.2][222=⨯=F S F a a Y Y σ大锥齿轮的数值大。

（2）设计计算mm 198.2.15.224)33.05.01(33.001670.0102.9111.964m 32224=+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯≥对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。

由于模数m 的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。

取m=，按接触疲劳强度所算得的分度圆直径35.701=d mm,算得小锥齿轮的齿数285.235.7011≈==m d z 大锥齿轮齿数 mm z 70285.22=⨯=这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径mmm z d mm m z d 1755.270705.2282211=⨯=⨯==⨯=⨯=（2）计算锥距R由于该锥齿轮为标准直齿轮R=mm d d 24.9442221=+（3）圆整并确定齿宽B=mm R R 3124.9433.0=⨯=φ 故取mm b 402= , mm b 451=3.1.2圆柱斜齿轮1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为24Z 1=,大齿轮齿数964242=⨯=Z ,取96Z 2= 4) 选取螺旋角。

初选螺旋角14oβ= 2.按齿面接触疲劳强度设计1t d =（1）.公式内各计算值 1).试选 1.6t K =2).由图10-30选取区域系数Z H =3).由图10-26查得88.078.021==ααεε，，则66.121=+=αααεεε4).小齿轮传递转距mm N n P T ⋅⨯=⨯=4225110121.7105.955).由表10-7选取齿宽系数1d φ=6).由表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8E Z MPa =7).由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa 6001Hlim =σ大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502Hlim =σ8).应力循环次数()9H 21102.0210365821577.560jL 60n N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==892105.054102.02N ⨯=⨯=9).由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.96K 0.94,K HN2HN1== 10).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故[]a 564160094.01lim 11MP S K HN H =⨯=⨯=σσ []a 52855096.02lim 22MP SK HN H =⨯=⨯=σσ 11).许用接触应力[][][]546MPa 2528564221=+=+=H H H σσσ （2）.计算 1). 试算小齿轮分度圆直径1t dmm 7.495468.189433.24566.1110121.76.12d 324t 1＝⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ 2).计算圆周速度s m 5.11000605.5777.49100060n d V 2t 1=⨯⨯⨯=⨯⋅=ππ3).计算齿宽b 及模数nt mm m 7.497.491d b t 1d =⨯==φmm 01.22414cos 7.49z cos d m 11t nt =⨯==β m m 523.401..225.2m 25.2h nt =⨯==99.10523.47.49h b == 4).计算纵向重合度βε903.1tan z 318.01d ==βφεβ5).计算载荷系数K由表10-2查得使用系数1K A =根据v=s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数 1.06K V =,由表10-4查得1.421K H =β,由图10-13查得 1.35K F =β,由表10-3查得4.1==ααF H K K故载荷系数 2.1091.4211.41.061K K K K K H H V A =⨯⨯⨯==βα6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mm 49.546.1109.214.66K K d d 33t t 11=== 7).计算模数n mmm 203.22414cos 49.54z cos d m 11n =⨯==β 3.按齿根弯曲强度设计n m ≥ （1）.确定计算参数1）.计算载荷系数2.01.351.41.061K K K K K F F V A =⨯⨯⨯==βα2）.根据纵向重合度903.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88Y β=3）.计算当量齿数19.106cos 96cos Z 27.2614cos 24cos Z Z 332V2331V1======βββZ 4）.查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得795.1596.1,175.2592.22s 1s 21====ααααY Y Y Y F F ，，5）．由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a 5001MP FE =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 3802MP FE =σ6）．由图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.0,87.021==FN FN K K7）．计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=，得[][]a 29.2444.138090.0a 71.3104.150087.0222111MP S K MP S K FE FN F FE FN F =⨯===⨯==σσσσ 8）.计算大、小齿轮的[]Fa Sa F Y Y σ并加以比较 [][]01598.057.241778.1218.201331.071.310596.1592.2222111=⨯==⨯=F S F F S F Y Y Y Y σσαααα大齿轮的数值大。