设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图1.2原始数据1.3工作条件三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。

1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。

其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。

三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算结果设计计算及说明结果由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用选Y132M2-6 方案1，选定电动机型号为Y132M2-6型电动机3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1 、传动装置总传动比i n m / n w=960/109.2=8.792、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i1 0.25，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。

所以可取”=2.2i2 =43.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）n = n m/i0=960r/mi nn n= n / i 1 =960/202=436.36r/minn皿=g / i2=436.36/4=109.2r/minn iv n 皿=109.2r/min2、各轴输入功率P P ed if =4.95kwP I P I1. 2=4.655kwP II P II 2 3=4.47kwP IV= P III. n . n =4.38kw3、各轴转矩T I 9550 PL=49.24N.mi1=2.2i2 =4n =960n n=436.36 n IV n 皿=109.2r/minP =4.95 kw P II=4.65 kw P III =4.47 kw设计计算及说明结果5设计计算及说明结果T II9550P II=101.88N.mT III9550P IIIn川=390.92N.mT IV9550P IVn、/=383.04N.M将计算结果汇总列表如下四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》已知输入功率为R| =4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。

工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。

1 、选定齿轮类型、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。

（GB10095-88）（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1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二者材料硬度相差40HBS（3）选小齿轮齿数Z1 22 ,则大齿轮齿数Z2 4z1 88初选螺旋角14。

小齿轮：40Cr （调质）280 HBS 大齿轮：45钢（调质）240 HBS 7级精度设计计算及说明结果2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算设计计算及说明3 ）计算齿宽b 及模数m nt结果b= d d 1t =1.5567=55.67mm m nt =d 1t cos 乙 55.67 cos14 22 2.455mm4）计算齿宽与咼之比b 齿高 h= 2.25m nt =2.25 X 2.455=5.24 mm b = 55.67 =10.62h . 5.24 5） 计算纵向重合度 =0.318 d 乙 tan 3 =0.318X1X22tan 14 =1.744 6） 计算载荷系数K 系数K A =1,根据V=1.27m/s ,7级精度查图表（图10-8 ）得动载系数K v =1.08 查教材图表（表10-3 ）得齿间载荷分布系数 K H K F =1.4 由教材图表（表10-4 ）查得K H 1=1.420 查教材图表（图10-13 ）得K F 1 =1.32 所以载荷系数 K K A K V K H K H =2.1477） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 13 ------------------ 」」R 2.147d d t 3 =55.6761.4mm\ K t '；. 1.68） 计算模数m n1 m n =d 1 cos 乙 61.4 cos1422 2.7mm m nt =2.455b 山=10.62=1.744K H K F=1.4K H 1=1.420 K F 1=1.32d 1 =61.4mmm n1 =2.7 mm、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 m n > 2KT 1Y cos 2 Y F Y Sd Z 21 a （肯）设计 （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 K K A K V K F K F =1.99 2）根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10-28 ）查得螺旋影响系数 Y =0.88 3）计算当量齿数Z V 1 =24.082.18734 1.786330.01554大齿轮的数值大.选用.（2）设计计算 1 ）计算模数3 -------------------------------------------------------------2 1.99 10.188 104 0.88 cos 214 0.01554min ---------------------------------- 2mm 1.87mm1 22 1.645对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。

而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。

按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取叫=2mn 但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1=61.4 mm 来计算应有的齿数.Z v1 Z 1 cos =^4.08设计计算及说明Z V2 Z 2 /cos 3 88 /cos 314 =96.33 4） 查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）Y F 1=2.6476 ，Y F 2=2.18734 5） 查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）Y S1=1.5808 ，Y S 2 =1.78633 6） 查教材图表（图 10-20C ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1=520MPa ，大齿 轮弯曲疲劳强度极限 FE2 =400MPa 。

查教材图表（图10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.85 K FN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式K F N FE /口 F -N T "得,K FN 1 FF 1小一厂0.85 520315.71K F N2 FF 2F ]2= S计算大、小齿轮的济尺1[F ]11.4 0.88 4001.4251.43结果Z V 2 =96.33Y F 1 =2.6474 Y F 2=2.187 Y S 1=1.5808 Y S 2=1.7863K FN 1 =0.85K FN 2 =0.88FE 1=315.7FE2 =251.4Y F Y S，并加以比较F2.6476 1.58080.01326315.71 Y F 2F S 2[F ]2m n =2mm乙=30251.4361 4 cos142）计算齿数 z 1= 6 .=29.78 取 z 1=30 那么 z 2 =4X 30=120 Z 2 =120m n设计计算及说明结果4、几何尺寸计算 （1）计算中心距（5）结构设计小齿轮（齿轮 大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径为 252mm丄"IMF -■ L 3 5.a=(Z 1 乙问=(30120)2=155mm2 cos2 cos14(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=a r ccos (Z Z )garccos (30 120) 2 14 35 332 155因 值改变不多,故参数 ，k , Z h 等不必修正.(3) 计算大.小齿轮的分度圆直径_ zm n1cos30 2 ------=62 mm cos14.5925 (4) =Z 2m n 2 =cos120 2=248mm cos14.5925a=155mm=14 35 33d 1=62mmd 2 =248mm计算齿轮宽度 B=d 1 162mm 62mmB 2 62B 67八、屈'"in- 7*■il>l»MtKl•诂片3S 1 I M JR<jfe*DI4«■a■ bftrAadli FtmIMhl>f PII卜V V■JT ： rijrii结果1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构| -'|*RH ArrayW图二、斜齿圆柱齿轮设计计算及说明4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）已知输入功率为R =4.95kw、小齿轮转速为n =436.36r/mi n、齿数比为 2.2由电动机驱动。

工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送, 工作平稳，转向不变。

1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS Z i25（3）选小齿轮齿数乙25,则大齿轮齿数Z2 2.2Z1 552、按齿面接触疲劳强度设计Z255设计计算公式：3 _________________________________d、2 92Z E2K「d1t 尸2.92 * 2\ F R(1 0.5 R) u（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数k t1=1.8k ti =1.8 2)小齿轮传递的转矩T I=95.5 X 105X R /山=49.24KN.Mm3）取齿宽系数R 0.35R0.35 4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlimi 650Mpa大齿轮的接触疲劳极限Him 2 550Mpai5）查表10-6选取弹性影响系数Z E =189.8 MPa 26）由教材公式10-13计算应力值环数N 1=60nJ L, =60 X 960X 1 X( 3X 8X 300X 10=4.1472 X 109hN 2=0.471 X 109h7)查教材10-19 图得：K 1=0.89 K 2=0.9K H N10.89 8）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12 )K 2 =0.9得：[H]1 =大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算(2) 设计计算3---------------------------------------------4 2.156 49240 0.016107m J -------------------------------- 2 ---- i=—mm.0.35 1 0.5 0.35 252 2.22 1取 M=2.75mm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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。