机械基础综合课程设计说明书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院专业年级：机械制造及其自动化11级*名：**班级学号：机制1班16号指导教师：***2013 年8 月30 日题目：带式运输机传动装置设计1. 工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目B图带式运输机传动示意图2. 设计数据学号—数据编号7-18-29-310-411-512-613-714-815-916-10运输带工作拉力F（kN）2.1 2.1 2.3 2.3 2.4 2.4 2.4 2.5 2.5 2.6运输带工作速度v（m s）1.00 1.20 1.00 1.20 1.00 1.20 1.40 1.20 1.40 1.00卷筒直径D（mm）3203803203803203804403804403203. 设计任务1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。
2）进行传动装置中的传动零件设计计算。
3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。
4）编写设计计算说明书。
设计步骤：一、 选择电动机和计算运动参数(一) 电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：P w =1000FV =100012600⨯=2.6kw2. 各机械传动效率的参数选择：1η=0.99（弹性联轴器）， 2η=0.98（圆锥球轴承），3η=0.96（圆锥齿轮传动），4η=0.97（圆柱齿轮传动），5η=0.96（卷筒）.所以总传动效率：∑η=21η42η3η4η5η=96.097.096.099.099.042⨯⨯⨯⨯ =0.842 3. 计算电动机的输出功率：d P =∑ηwP =842.06.2kw ≈3.09kw 4. 确定电动机转速： ∑'i =8~15，工作机卷筒的转速w n =32014.31100060d v 100060⨯⨯⨯=⨯π =59.71 r/min ，所以电动机转速范围为 min /r ）65.895~68.477（71.59）15~8（n i n w ’d =⨯==∑。
考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（3i 且i 25.0i ≤=I ∑I ~4），故首先选择750r/min ，电动机选择如表所示表1(二) 计算传动比： 1. 总传动比：06.1271.59720n n i w m ≈==∑ 2. 传动比的分配：I I I ∑⨯=i i i ，∑I =i 25.0i =015.306.1225.0=⨯ 4，成立015.306.12i i i ==I ∑∏=4 (三) 计算各轴的转速：Ⅰ轴 r/m in 720n n m ==I Ⅱ轴 r/min 81.238015.3720i n n ===I I ∏ Ⅲ轴 r/min 70.59481.238i n n ===∏∏I I I (四) 计算各轴的输入功率：Ⅰ轴 kw 059.399.009.31d =⨯==I ηP PⅡ轴 kw 907.296.099.0059.332=⨯⨯==I ∏ηηP P Ⅲ轴 42ηη∏I I I =P P =2.907×0.99×0.97=2.792kw卷筒轴 kw 736.299.099.0792.2卷12=⨯⨯==I I I ηηP P (五) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm 1010.472009.31055.9n 1055.946md6d •⨯=⨯⨯=⨯=N P T 故Ⅰ轴 =⨯==I 99.010.41d ηT T 4.058mm 104•⨯NⅡ轴 mm 10163.110015.396.099.0058.4i 5432•⨯=⨯⨯⨯⨯==I I ∏N T T ηη Ⅲ轴 mm 10467.410497.099.0163.1i 5542•⨯=⨯⨯⨯⨯==∏∏I I I N T T ηη 卷筒轴 mm 10378.41099.099.0467.4卷5512•⨯=⨯⨯⨯==∏N T T ηη二、 高速轴齿轮传动的设计(一) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。
3. 材料选择 由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下： 4.5. 选择小齿轮齿数=1z 25，则：375.7525305.3z i z 12=⨯==I ，取76z 2=。
实际齿比04.32576z z u 12===6. 确定当量齿数 04.3tan cot u 21===δδ ∴791.71，209.1821==δδ∴ 32.26950.025cos z z 11v1===δ，21.243312.076cos z z 22v2===δ 。
(二) 按齿面接触疲劳强度设计[]()32121u 5.0192.2d RR H E KT Z Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ 1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数8.1t =K2) 教材表10—6查得材料弹性系数a 8.189MP Z E =（大小齿轮均采用锻钢） 3) 小齿轮传递转矩 =I T 4.058mm 104•⨯N 4) 锥齿轮传动齿宽系数33.035.0b25.0=Φ≤=Φ≤R R R，取。
5) 教材10—21d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a 570lim1MP H =σ；10—21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a 390lim2MP H =σ。
6) 按式(1—13)计算应力循环次数()9h 1110074.21030082172060j n 60⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==L N ；891210822.604.310074.2u ⨯=⨯==N N7) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数01.11=HN K ，05.12=HN K 。
8) 计算接触疲劳许用应力[]H σ 取失效概率为1%，安全系数为S=1，则 []1H σ=a 7.57557001.1lim11MP SK H HN =⨯=σ[]a 5.40939005.1lim222MP SK H HN H =⨯==σσ∴ []H σ=[][]a 6.49225.4097.575221MP H H =+=+σσ 1.23[]2H σ[]a 6.492MP H =∴σ取2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径1d （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）[]()32121t u 5.0192.2d RR H E KT Z Φ-Φ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥σ =()324204.333.05.0133.010056.48.16.4928.18992.2⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯ =72.798 mm2) 计算圆周速度 m/s 743.260000720798.7214.3100060n d v t 1=⨯⨯=⨯=I π3) 计算齿宽b 及模数m =+⨯⨯=+Φ=Φ=2104.333.0298.7221u d b 22t 1RR R 38.440mm9119.225798.72z d m 1t 1nt ===mm 4) 齿高mm 5518.69119.225.2m 25.2h nt =⨯==8671.55518.6440.28h b == 5) 计算载荷系数K 由教材10—2表查得：使用系数使用系数A K =1；根据v=3.296m/s 、8级精度，由10—8图查得：动载系数V K =1.18；由10—3表查得：齿间载荷分配系数αK =1==ααF H K K ；取轴承系数be βH K =1.25，齿向载荷分布系数βK =αβH H K K ==875.15.1be =⨯βH K所以：213.2875.1118.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K 6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mm 987.778.1213.2798.72d d 33tt11=⨯==K K7) 计算模数： 119.325987.77z d m 11n ===mm (三) 按齿根弯曲疲劳强度设计m ()[]3aa 21211u z 5.014F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥1. 确定计算参数1) 计算载荷213.2875.1118.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材10—5表得：568.2a1=F Y ，601.1a1=S Y ；06.22=Fa Y ，97.12=Sa Y 。
3) 教材10—20图c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a 4001MP FE =σ；教材10—20图b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 3202MP FE =σ。
4) 教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数 92.091.021==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=1.4 。
[]a 2604.140091.0111MP SK FE FN F =⨯==σσ[]a 29.2104.132092.0222MP SK FN FN F =⨯==σσ6) 计算大小齿轮的[]F S F Y Y σaa 并加以比较，[]1a1a1F S F Y Y σ=01581.0260601.1568.2=⨯ ，[]01940.029.21097.106.22a2a2=⨯=F S F Y Y σ ，大齿轮的数值大。
2. 计算（按大齿轮） ()[]3aa 22121t 1u z 5.014m F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥=()3222401862.0136.22533.05.0133.010462.5213.24⨯+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯=2.901mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，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。
所以可取弯曲强度算得的模数 2.901 mm 并就近圆整为标准值3m n = mm （摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自GB/T12368—1990）），而按接触强度算得分度圆直径1d =93.705mm 重新修正齿轮齿数，235.313705.93m d z n 11===,取整33z 1=，则715.7733355.2z i z 112=⨯==，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12z z 与一般应互为质数。