第一节设计任务书北京交通大学海滨学院课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计1 。
传动系统示意图方案3：电机→圆锥圆柱齿轮(斜齿)减速器→开式一级齿轮减速→工作机1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—输送带；6—滚筒2．原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表1.1所示：表1.1 原始数据3皮带的有效拉力F N 3000输送带工作速度v m/s 1.20输送带滚筒直径d mm 4001.工作条件：机械装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳；2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4.设备要求：固定；5.生产厂：减速机厂。
4．工作量1.减速器装配图零号图1张；2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约6000～8000字。
第二节电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算表2.2 Y132S-4型电动机的外形和安装尺寸电动机型号 额定功率/kW 满载转速/(1min -•r ) 额定转矩起动转矩额定转矩最大转矩Y132-4 5.5 14402.2 2.2第三节传动零件的设计计算3.1=t K 3.0=ΦR 218.189MPa Z E =MPa H 6001lim =σMPaH 5502lim =σ911038.1⨯=N 821061.6⨯=N89121061.609.21038.1⨯=⨯==i N N6) 由图10-19取接触疲劳寿命系数93.092.021==HN HN K K7) 计算接触疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1.由公式（10-12）得[]MPa MPa SK HN H 55260092.01lim 11=⨯==σσ[]MPa MPa SK HN H 5.51155093.02lim 22=⨯==σσ（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的值。
[]()()mm u KT Z d RR H E t 50.6609.23.05.013.01099.23.15.5118.18992.25.0192.232423221=⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫⎝⎛⨯=Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛•=σ2) 平均分度圆直径()()mm d d R t m 53.563.05.0150.665.0111=⨯-⨯=Φ-=3) 计算齿宽中点处的圆周速度s m s m n d v m m /26.4/100060144053.56100060111=⨯⨯⨯=⨯=ππ4) 计算载荷系数。
根据s m v m /26.41=，7级精度，由图10-8查得动载系数12.1=v K ； 由表10-2查得使用系数1=A K ；93.092.021==HN HN K K[]MPaH 5521=σ[]MPa H 5.5112=σmm d t 50.661=mm d m 53.561=s m v m /26.41= 12.1=v K 1=A K 1==ααF H K K圆锥齿轮齿间载荷分配系数1==ααF H K K ； 由表10-9查得轴承系数10.1=be H K β；齿向载荷分配系数65.11.15.15.1=⨯===be H F H K K K βββ；85.165.1112.11=⨯⨯⨯==βαK K K K K V A5) 按实际载荷系数算1d 。
mm K K d d t t 76.743.185.149.663311=⨯== 6) 计算大端模数。
mm z d m 11.32476.7411===取mm m 25.3= 7) 计算分度圆直径mm mm mz d 782425.311=⨯==8) 计算锥距mm u d R 36.902109.27821221=+⨯=+= 9) 计算齿宽mm mm R B R 11.273.036.90=⨯=Φ=取mm B 30=3.按齿根弯曲强度设计由式10-23得弯曲强度的设计公式为()[]3221215.014F SaFa R R Y Y u zKTm σ•+Φ-Φ≥（1）确定公式内的各计算数值65.1==ββF H K K85.1=Kmm d 76.741=mm m 25.3=mm d 781=mm R 36.90=mm B 30=1) 计算载荷系数。
85.165.1112.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K2) 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3802=σ；3) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.0,91.021==FN FN K K ；4) 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ,由式（10-12）得：[]MPa MPa S K FE FN F 3254.150091.0111=⨯==σσ[]MPa MPa S K FE FN F 7.2494.138092.0222=⨯==σσ5) 查取齿形系数。
由表10-5查得32.2;65.221==Fa Fa Y Y 。
6) 查取应力校正系数。
由表10-5查得70.1;58.121==Sa Sa Y Y 。
7) 计算大小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较。
[]01288.032558.165.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ []01586.07.249678.136.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ（2）设计计算()[]()mmY Y u z KTm F SaFa R R 29.201586.0109.2243.05.013.01099.285.1415.0143222432212=⨯+⨯-⨯⨯⨯⨯=•+Φ-Φ≥σ85.1=K[]MPa F 3251=σ[]MPa F 7.2491=σ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m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29并就近圆整为标准值mm m 5.2=，按接触强度算得的分度圆直径mm d 76.741=，算出小齿轮齿数315.276.7411≈==m d z 大齿轮齿数6409.2312≈⨯=z 。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
7) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。
8) 由式10-13计算应力循环次数。
811061.6)825042(16886060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N88121061.11.41061.6⨯=⨯==i N N9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数96.093.021==HN HN K K10) 计算接触疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1.由公式（10-12）得[]MPa MPa SK HN H 55860093.01lim 11=⨯==σσ[]MPa MPa SK HN H 52855096.02lim 22=⨯==σσ[]MPa MPa H 5542528558=+=σ（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的值。
[]mm Z Z u u T K d H E H a d t t 06.475548.189433.21.41.5595.111001.66.1212324321=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±Φ≥σξ2) 计算圆周速度s m s m n d v t /70.1/100060144006.47100060111=⨯⨯⨯=⨯=ππ3) 计算齿宽b 及模数nt m811061.6⨯=N 821061.1⨯=N96.093.021==HN HN K K[]MPa H 554=σmm d t 06.471=s m v /70.11=mm d b t d 06.4706.4711=⨯=Φ=99.12314cos 06.47cos 11=⨯==z d m t nt βmm mm m h nt 5.499.125.225.2=⨯==54.105.4/06.47/==h b4) 计算纵向重合度824.114tan 231318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=Φ=βξβz d 5) 计算载荷系数K 。
根据s m v /70.1=，7级精度，由图10-8查得动载系数05.1=v K ；由表10-2查得使用系数1=A K ； 由表10-3查得4.1==ααF H K K ；由表10-4查得142.1=βH K ；由图10-13查得348.1=βF K678.1142.14.105.11=⨯⨯⨯==βαK K K K K V A6) 按实际载荷系数算1d 。
mm K K d d t t 81.476.1678.106.473311=⨯== 7) 计算模数。
mm z d m n 01.22314cos 81.47cos 11=︒⨯==β 3.按齿根弯曲强度设计由式10-17得弯曲强度的设计公式为[]3212cos 2F SaFa ad Y Y z KTY m σξββ•Φ≥（1）确定公式内的各计算数值1) 计算载荷系数。
54.10/=h b824.1=βξ678.1=Kmm d 81.471=98.1348.14.105.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K2) 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3802=σ；3) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数91.0,92.021==FN FN K K ； 4) 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ,由式（10-12）得：[]MPa MPa SK FE FN F 57.3284.150092.0111=⨯==σσ[]MPa MPa SK FE FN F 2474.138091.0222=⨯==σσ5) 查取齿形系数。
由表10-5查得192.2;69.221==Fa Fa Y Y 。
6) 查取应力校正系数。
由表10-5查得784.1;575.121==Sa Sa Y Y 。
7) 计算大小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较。
[]01289.057.328575.169.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ[]01583.0247784.1192.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ（3）设计计算[]55.101583.0595.123114cos 88.01001.698.12cos 232243212=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=•Φ≥F Sa Fa a d Y Y z KTY m σξββ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m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，55.1=m仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.55并就近圆整为标准值mm m 2=，按接触强度算得的分度圆直径mm d 81.471=，算出小齿轮齿数9.23281.47cos 11≈==n m d z β 取241=z大齿轮齿数991.4242≈⨯=z 。