皮带运输机两级减速器设计
带式输送机2级减速器课程设计
并且按最小轴的直径标准系列R40选取轴的最小直径；
进行汇总得到下表：
输入功率（Kw）本轴转速（r/min）计算的最小直径（mm）取用的最小直径（mm）
输入轴5.17111520.5522
中间轴4.9130631.0832
输入轴29002.6111544.28651362496
中间轴11153.65306153.2480383113942191400510
从动轴3062.8109409.1622436541330
3.2轴最小直径的确定以及输出轴联轴器确定：
3.2.1轴的最小直径选择
先确定输入轴，中间轴，输出轴的材料均为45号调质钢；
选择带传动的传动比，则减速器的传动比满足公称传动比的要求。取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.3倍
低速级传动比高速级传动比为为
1.5.计算传动装置的运动及动力参数
1.5.1计算各轴的转速
1.5.2计算各轴的输入功率
1.5.3计算各轴的输入转矩
1.5.4传动装置参数如下表所示
轴名功率p(Kw)转矩T (N*m)转速n(r/min)传动比
由端面重合度可得,可得，，则
2.3.2.6确定载荷系数K.
查机械设计教材表9—2，
齿轮圆周速度为：
精度等级选7级，由机械设计教材表9—8可知，.。查表9—3得，由图9—9可知，.则
确定齿轮的模数：按齿轮的模数系列进行模数选择可取
可以选择模数，
2.3.3齿根弯曲疲劳强度验算：
2.3.3.1齿根系数和齿根应力修正系数。
由教材《机械设计》表7—5查的工作情况系数，故
带式输送机2级减速器课程设计
3.3轴的结构设计计算·················18
4.润滑方式和密封方式···············34
4.1润滑方式·····················34
4.2密封方式·····················34
5.参考书籍····················34
轴按教材《机械设计》式14-2初步估算轴的最小直径，均取，并按2个键槽增加10%得到计算的最小直径；
并且按最小轴的直径标准系列R40选取轴的最小直径；
进行汇总得到下表：
输入功率（Kw）本轴转速（r/min）计算的最小直径（mm）取用的最小直径（mm）
输入轴5.17111520.5522
中间轴4.9130631.0832
3.3轴的结构设计计算
3.3.1各轴上零件分配方案
a输入轴：
b中间轴：
c输出轴：
3.3.2轴的结构设计及计算
a.输入轴的结构设计计算：
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
i.为了满足V带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩,取，故2-3段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故1-2段的长度应比轴配合的毂孔长度略短，现取。
2.传动零部件的设计计算·············6
2.1带传动设计····················6
2.2高速级齿轮传动设计················9
2.3低速级齿轮传动设计················13
3.轴、键、轴承的设计计算············16
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书一、设计任务设计一用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器。
运输机工作经常满载，空载启动，工作有轻微振动，两班制工作。
运输带工作速度误差不超过 5%。
减速器使用寿命 8 年（每年 300 天）。
二、原始数据1、运输带工作拉力 F ＝＿_____ N2、运输带工作速度 v ＝＿_____ m/s3、卷筒直径 D ＝＿_____ mm三、传动方案的拟定1、传动方案选用展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，效率高，适用在载荷平稳的场合。
2、电机选择选择 Y 系列三相异步电动机，其具有高效、节能、噪声低、振动小、运行可靠等优点。
四、运动学和动力学计算1、计算总传动比总传动比 i ＝ n 电／ n 筒，其中 n 电为电动机满载转速，n 筒为卷筒轴工作转速。
2、分配各级传动比根据经验，取高速级传动比 i1 ，低速级传动比 i2 ，应满足 i ＝ i1 ×i2 。
3、计算各轴转速高速轴转速 n1 ＝ n 电／ i1 ，中间轴转速 n2 ＝ n1 ／ i2 ，低速轴转速 n3 ＝ n2 。
4、计算各轴功率高速轴功率 P1 ＝Pd × η1 ，中间轴功率 P2 ＝P1 × η2 ，低速轴功率 P3 ＝P2 × η3 ，其中 Pd 为电动机输出功率，η1 、η2 、η3 分别为各级传动的效率。
5、计算各轴转矩高速轴转矩 T1 ＝ 9550 × P1 ／ n1 ，中间轴转矩 T2 ＝ 9550 × P2 ／n2 ，低速轴转矩 T3 ＝ 9550 × P3 ／ n3 。
五、齿轮设计计算1、高速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用______材料，大齿轮选用______材料，精度等级选______。
（2）按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值，计算小齿轮分度圆直径 d1 。
（3）确定齿轮齿数取小齿轮齿数 z1 ，大齿轮齿数 z2 ＝ i1 × z1 。
机械设计课程设计带式运输机二级减速.
1.设计的题目：带式运输机传动系统设计η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw图1:(传动装置总体设计图)工作情况：运输平稳、单项运转、单班制工作。
原始数据：运输带拉力)(N F ：N F 3000=主动滚筒直径D ：mm D 250=； 主动滚筒运输带速度V ：s m V 5.1=；运动要求：输送带运动速度允许误差不超过5％； 使用寿命（年）：8年，每年250天，每天8小时； 检修周期：一年小修，两年大修； 生产批量：单件小批生产； 生产长型：中型机械厂。
设计内容1.电动机选型2.带传动设计3.减速器设计4.联轴器选型设计 设计任务1.传动装置安装图（可附在说明书内）。
2.减速器总装配图一张A3纸打印1图纸）。
3.零件工作图（齿轮类零件图1张、轴类零件图1张）。
4.设计计算说明书一份（封面及内容书写格式要规范）。
5.将图纸装订在说明书后面，一起装订成册2 电动机的选择2.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照《机械设计手册》选用一般用途的Y 系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V 。
2.2 电动机容量的选择 2.2.1计算带式运输机所需功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为由手册查得98.0=轴承η（滚子轴承），96.0=卷η， 式中： w P —工作机所需的有效功率（kw ） F —带的圆周力（N ） V---带的工作速度（m/s ）2.2.2 估算电动机额定功率P电动机所需输出功率d p 其中 a η为电动机至卷筒的传递的总效率；式中：带η—为V 带的传递效率95.0=带η； 轴承η—为滚动轴承的效率99.0=轴承η ；啮η—为一对齿轮传动的啮合的效率，当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取97.0=啮η；刚联η—为减速器输出轴与驱动卷筒轴间的滑块联轴器，取1=刚联η所以：KWFV p W w 79.494.010005.130001000=⨯⨯==η94.096.098.0=⨯==卷轴承ηηηW awp p dη=刚联啮轴承带ηηηηη23=a 867.0197.099.095.02323=⨯⨯⨯==刚联啮轴承带ηηηηηa KW p p wd 53.586.079.4===η因此：查机械设计手册可选电动机的额定功率kw p kw p d ed 53.55.7=>=；2.2.3 确定电动机的转速初选电动机的同步转速为min 1500r 。
减速器2级(带式运输机传动设计)
查得 Kβ =1.08.取 Kα=1.05.则 KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
d d
1
1
t3
1.42 66.68mm 1.3
M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取标准模数：m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm 取 b2=65mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. b1=b2+10=75
目
录
设计任务书…………………………………………………2 第一部分 传动装置总体设计……………………………4 第二部分 V 带设计………………………………………6 第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9 第四部分 轴的设计………………………………………13 第五部分 校核……………………………………………19 第六部分 主要尺寸及数据………………………………21
6.确定 V 带根数 Z (1)、由表（5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及
n1=980r/min 时， 单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和 1.18Kw， 用线性插值法求 n1=980r/min 时的额定功率 P0 值。
P
0
(1.00
1.18 1.00 (960 800) Kw 1.16 Kw 980 800
则 Z2=Z1i=34×3.7=104 2.设计计算。 （1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿 根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
皮带运输机两级减速器设计
一、设计参数和使用条件：输送机连续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，空载启动，经常满载，每天两班制工作，每年按300个工作日计算，大修期限3年。
输送带速度允许误差±5%，滚筒效率为0.97，工作机输入转矩T=800（N ²m ），输送带工作速度υ=1.3（m/s ），滚筒直径D=370（mm ） 二、设计传动方案：（一）将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。
同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。
（二）选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件好。
而在相同的工况下，传动较平稳，动载荷较小，使结构简单、紧凑。
而且加工较简单，工艺不复杂。
三、电动机类型及结构的选择1、根据课题条件选定电动机的类型和结构类型分：直流电动机和交流电动机；交流电动机分为同步与感应；感应电动机分为绕线型和笼型结构分：开式、防护式、封闭式、防爆式电压等级交流有：127V 、220V 、380V 、660V 、1140V 、3KV 、6KV 、10KV ；直流有：110V 、160V 、180V 、220V 、440V 、600~1000V根据题意选择三相异步交流笼型电动机 电压为380V 封闭式 长时工作制 2、电动机选择（1）工作机的功率P ww P =F υ/1000w η w P = Tn w /9550w η （2）工作机的转速n w n w =60³1000υ/πD67.1437014.3/3.1100060=⨯⨯⨯=w n KW p w 8.597.09550/14.67800=⨯⨯= （3）从工作机到电动机的总效率η η=w ηc ηl η……z η 查表w η=0.97 c η=0.97 l η0.992 z η=0.99 v η=0.96根据题图示意：有工作机1个、V 带1组、轴承3对、齿轮对2对、联轴器1对代入公式：84.0992.097.099.0 96.097.023=⨯⨯⨯⨯=η （4）所需电动机功率’dP 和额定电动机d P η/wdP P =’ d P =1~3（’dP ）kwP KW P d d 5.79.684.0/8.5取查表：’==3、确定电动机转速根据查表推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比为2。
带式运输机传动装置设计--二级齿轮减速器
[ H ]2
T1 8.14 104 N m m
Z E 206
K HN 1 lim1 S
0.94 610MPa 573.4MPa
Mpa
K HN 2 lim 2 0.98 560MPa 548.8MPa S
H lim1 610
MPa
2 3 5 5 7 11 15 16 18 19
四
设计小结
19
五
参考资料
19
111
一
课程设计任务书
课程设计题目：带式运输机传动装置 1.设计带式运输机传动装置（简图如下）
1— —二级展开式圆柱齿轮减速器 2——运输带 3——联轴器（输入轴用弹性联轴器，输 出轴用的是齿式联轴器） 4——电动机 5——卷筒
i
(2) 分 配传动 比
(2).分配传动比
i ii
其 中 ：
i为高速级传动比
，
iⅡ为低速级传动比 ，
且
i (1.3 ~ 1.5)iⅡ
考虑润滑条件等因素，取 iⅠ =1.4 iⅡ 初定
4.计算 传动装 置的运 动和动 力参数 1） 各轴 的转速
i 4.19 i 2.99
K 1.09
dt 41.62 / 2 20 小齿轮齿数 z1 m
大齿轮齿数 z2 Ⅷ.几个尺寸计算 1>.计算分度圆直径
60
K 1.43
d1 z1m 201.66 33.2mm d 2 z2 m 601.66mm 99.6mm
2>.计算中心距
a
F 1600 N
v 1.8 m s
D 300m m
Fv 16001.8w 2.88kw
机械设计课设计带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器.
目录1 传动方案的拟定 (1)1.1 课程设计的设计内容 (1)1.2 课程设计的原始数据 (1)1.3 课程设计的工作条件 (1)2 电动机的选择 (1)2.1电动机类型的选择 (2)2.2 电动机容量的选择 (2)2.3 电动机转速的选择 (3)3确定总传动比及分配各级传动比 (3)3.1传动装置的总传动比 (3)3.2传动比的分配 (4)4传动装置运动和运动参数的计算 (4)5传动件的设计及计算 (5)5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数 (5)5.2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 (5)5.3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 (8)6轴的设计及计算 (11)6.1 轴的布局设计 (11)6.2 低速轴的设计 (12)6.3 高速轴的设计 (20)6.4 中间轴的设计 (23)7 轴承的寿命校核 (25)7.1低速轴齿轮的载荷计算 (25)7.2轴承的径向载荷计算 (25)7.3轴承的轴向载荷计算 (25)7.4轴承的当量动载荷计算 (26)7.5轴承寿命的计算及校核 (26)8键联接强度校核计算 (26)8.1普通平键的强度条件 (26)8.2高速轴上键的校核 (27)8.3中间轴上键的校核 (27)8.4低速轴上键的校核 (27)9 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 (27)9.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择 (27)9.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 (28)9.3密封方式的选择 (28)1 传动方案的拟定1.1 课程设计的设计内容带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1.1所示。
1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；5—滚筒；6—输送带图1.1带式输送机传动系统简图1.2 课程设计的原始数据已知条件：①输送带最大有效拉力为：3000N；②运输带的工作速度：v=1.4m/s；③卷筒直径：D=355mm；④使用寿命：8年，每年工作日300天，二班制，每班8小时。
皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书
皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书一、设计任务书题目：皮带输送机两级齿轮减速传动装置工作条件和技术要求：输送机单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8 小时，使用年限为10年。
技术数据：传送带拽引力2000N传送带运行速度0.80m/s传送带鼓轮直径200mm方案的草图：η1，带传动的效率;η2，轴承的效率;η3，齿轮传动效率;η4，联轴器的传动效率;η5，鼓轮上的传动效率。
二、传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机之间用联轴器传动，我们需要设计的是二级减速箱，按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。
设计说明如下，设计方案图在附件中。
三、电动机的选择1、电机类型和结构型式。
根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。
2、传动总效率工作机卷筒轴转速为nw =Dvπ100060⨯=60×1000×0.80/（3.14×200）=76r/min卷筒所需功率Pw=F v/1000=2000×0.80/1000=1.60kw传动装置的总效率=η1η24η32η4η5取V带的效率η1=0.96取滚子轴承的效率η2=0.98直齿圆柱齿轮的传动效率η3=0.97 （选用8级精度的一般齿轮）齿轮联轴器的效率η4=0.99鼓轮上的卷筒传动效率η5=0.96总效率=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.7923、确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，带传动传动比i1 =2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比i2 =8~40 ，则两级传动中的总传动比i∑为：i∑=i 1 i 2 =16~160电动机转速的可选范围为d n =i ∑w n =（16~160）x76=（1216~12160）r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min 、3000r/min 两种。
带式运输机上的两级齿轮减速器设计说明书
带式运输机上的两级齿轮减速器设计说明书一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击，工作环境多尘，通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:二. 设计要求1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，传动装置的总效率总η1η为V 带的传动效率, 2η为轴承的效率，3η为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）4η为联轴器的效率，5η为滚筒的效率 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取1η=0.96 2η=0.98 3η=0.95 4η=0.99 5η=0.965423421ηηηηηη=总＝0.96×498.0×295.0×0.99×0.96＝0.760；2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P ＝P/η＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW滚筒轴工作转速为n ＝D π60v 1000⨯=4001.4601000⨯⨯⨯π=66.88r/min ，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i'总＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i'总×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
皮带运输机两级减速器设计
一、设计参数和利用条件：输送机持续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，空载启动，常常满载，天天两班制工作，每一年按300个工作日计算，大修期限3年。
输送带速度许诺误差±5%，滚筒效率为，工作机输入转矩T=800（N ·m ），输送带工作速度υ=（m/s ），滚筒直径D=370（mm ） 二、设计传动方案：（一）将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。
同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。
（二）选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件好。
而在相同的工况下，传动较平稳，动载荷较小，使结构简单、紧凑。
而且加工较简单，工艺不复杂。
三、电动机类型及结构的选择一、依照课题条件选定电动机的类型和结构类型分：直流电动机和交流电动机；交流电动机分为同步与感应；感应电动机分为绕线型和笼型结构分：开式、防护式、封锁式、防爆式电压品级交流有：127V 、220V 、380V 、660V 、1140V 、3KV 、6KV 、10KV ；直流有：110V 、160V 、180V 、220V 、440V 、600~1000V依照题意选择三相异步交流笼型电动机 电压为380V 封锁式 长时工作制 二、电动机选择 （1）工作机的功率P ww P =F υ/1000w η w P = Tn w /9550w η （2）工作机的转速n w n w =60×1000υ/πD 67.1437014.3/3.1100060=⨯⨯⨯=w n KW p w 8.597.09550/14.67800=⨯⨯=（3）从工作机到电动机的总效率η η=w ηc ηl η……z η 查表得：w η= c η= l η z η= v η=依照题图示意：有工作机1个、V 带1组、轴承3对、齿轮对2对、联轴器1对代入公式：84.0992.097.099.0 96.097.023=⨯⨯⨯⨯=η （4）所需电动机功率’d P 和额定电动机d P η/w d P P =’ d P =1~3（’d P ）kwP KW P d d 5.79.684.0/8.5取查表：’==3、确信电动机转速依照查表推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比为2。
机械设计课程设计皮带运输机传动装置二级减速箱设计说明书
目录设计任务书 (2)一、电动机的选择 (3)二、传动装置的运动参数 (5)三、V带的设计 (6)四、齿轮的设计 (8)五、轴的设计及校核 (18)六、轴承的校核计算 (27)七、键连接的选择和校核 (28)八、箱体结构设计 (30)九、设计小结 (35)参考文献 (36)设计任务书一、课题名称：皮带运输机传动装置二、技术数据：输送带有效拉力F=2000N,带速V=s,滚筒直径D=300mm;三、工作条件及技术要求：电源：380V；工作年限：10年；工作班制：两班制,运输机单向运转,工作平稳;四、传动装置总体示意图1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成;2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 要求轴有较大的刚度;3. 确定传动方案：考虑到电机转速高,传动功率大,将V 带设置在高速级; 五、设计要求1.减速器装配图一张A1; 绘制轴、齿轮零件图各一张A3; 3.设计说明书一份;1 电动机的选择一、选择电动机系列：按工作要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机,封闭式结构,电压380V; 二、选择电动机功率： 工作机的有效功率为：从电动机到工作机输送带间的总效率为： 按表取：V 带轮传动的效率： 滚动轴承的效率： 球轴承齿轮传动的效率： 8级精度的一般圆柱齿轮传动 联轴器的传动效率：鼓轮上的传动效率：97.05=η则传送总效率：∑η＝×499.0×297.0××＝ 电动机所需工作功率为： d P ＝∑ηwP =825.07.1= 查表,可选Y 系列三相异步电动机Y132S-8型,Y112M-6 型, Y100L1-4 型; 这三者的额定功率都是;三、确定电机转速鼓轮转速：经查表按推荐的传动比合理范围,V 带传动的传动比i ＝2～4,二级圆柱齿轮减速器传动比i ＝8～40,按表查找推荐的传动比合理范围,得到传动比范围 160~16i =∑,所以电动机转速的可选范围为m in /)8640~864(54160~16n i n w d r =⨯==∑）（ r/min 现以同步转速为1000r/min 、1500r/min 三种方案比较,由表查得电动机数据计算出总传动比：比较两方案可得：方案2选用电机虽然价格较低高速电机的磁极对数少,结构简单,外部尺寸小,价格低,但总传动比大;综合比较,为使传动装置结构紧凑,决定选用方案1.电动机型号为Y112M-6,额定功率为,同步转速为1000r/min,满载转速为940r/min,由表查得电动机中心高位H=112mm,外伸轴D ×E=28mm ×60mm;单位：mm 型号HA B C D E F ×GD G K Y112M-6 11219014070 28 60 8×7 2412bH AA BB HA24519011526550180154002 传动装置的运动参数一、分配传动比初步分配方案号电动机型号额定功率KW同步转速r/min 满载转速r/min 总传动比1 Y112M-6 1000 940 2Y100L1-415001420据表取带i =2 减速器的传动比为i ＝带总i i /＝2＝,考虑到润滑条件,为使两级大齿轮的直径相近,取两级齿轮减速器高速级的传动比：i 4.1i 1==964.64.1⨯= 则低速级传动比：49.249.3705.8i i i 12===二、传动装置的运动和动力参数计算从电动机开始计算各轴运动及动力参数,此时选d P =即为工作机所需功率; 1各轴转速I n ＝0/i n m ＝940/2＝470r/min Ⅱn ＝1/ Ⅰi n ＝470/＝min Ⅲn ＝Ⅱn /2i ＝= r/minⅣn =Ⅲn =min2各轴输入功率ⅠP ＝d p ×1η＝×＝ ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝××＝ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝××＝ⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=××＝3各轴输入转矩1T =d T ×i ×1η N·m电动机轴的输出转矩d T =9550w n P d =9550×940=·mm所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η =×2×=·mⅡT ＝ⅠT ×1i ×2η×3η=×××=·mⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=×××=·mⅣT =ⅢT ×3η×4η=××= N·m3 V 带的设计由电动机为Y112M-6型额定功率P=,满载转速n=940r/min,两班制工作,传动比为带i =2,则大轮转速为min /r 4702940i n n ===带I⑴ 确定计算功率ca P由表8-7查得工作情况2.1=A K ⑵ 选择带型号根据64.2=ca P ,min /r 940n =,查课本图8-11选用带型为A 型带; ⑶ 选取带轮基准直径21,d d d d初选小带轮的基准直径得小带轮基准直径mm d d 1121=,则大带轮基准直径mm d i d d d 2241122102=⨯=⨯=,圆整后mm d d 2242=;⑷ 验算带速v在5～25m/s 范围内,Ｖ带充分发挥; ⑸ 确定中心距a 和带的基准长度d L根据)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+,初步选取中心距a ： m m 4000=a 带长由8-2选择带的基准长度d L =1400mm ⑹ 验算小带轮包角1α1α＝ad d od d o3.57)(18012-- =o 164≥o 90 合适;⑺ 确定v 带根数z因mm d d 1121=,带速s m v /51.5=,传动比2=带i ,n=940r/min,A 型带; 查表8-4a 并由内插值法得kw 148.10=P kw 109.00=∆P 查表8-2得得L K =.查表8-5并由内插值法得αK =于是,328.296.0958.0)109.0148.1(64.2)(00≈=⨯⨯+=⨯∆+=l ca k k p p p Z α需要3根V 带;⑻ 计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F 由表8-3得A 型带的单位长度质量q=m,所以 ⑼ 计算作用在轴上的压轴力p F⑼ 带轮的结构设计由于带轮的转速不高,选用常选材料HT150; 根据,mm 300d d ≤,故选用腹板式带轮;4 齿轮的设计一、高速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩 m 19.041⋅=N T ,转速 m in /470n 1r = ,传动比49.3i 1=;工作十年,两班制,闭式齿轮; 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动,速度不高,选用精度等级8级;材料选择：高速级小齿轮选用40Cr 调质,硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚调制,硬度为240HBS;齿数：初选小齿轮齿数24z 1=,大齿轮齿数76.832449.3z 112=⨯==z i 取84z 2=;试选o 14=β,查10-26查得1αε= 2αε= αε=+= 2、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计t d 1≥[]2E h 13Z Z Z Z 12k ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅H d u u T σφβε 1确定各参数的值: 1试选t K =2计算小齿轮传递的转矩3)由表10-7选取齿宽系数1d =Φ4)由表10-6查出材料的弹性影响系数21a 8.189MP Z E =5)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a 6001lim MP H =σ；大齿轮的解除疲劳强度极限a 5502lim MP H =σ 6)由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19取接触疲劳寿命系数9.01=HN K ；95.02=HN K ;8）计算接触疲劳需用应力;取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得H σ1=S K H HN 1lim 1σ=×600=540 MPa H σ2=SK H HN 2lim 2σ=×550= MPa 9）选取区域系数Z H = 10）由式10-23可得Z βZ β=985.014==COS COS β （2）计算1）试算小齿轮分度园直径,带入计算出最小的;t d 1≥[]2E h 13Z Z Z Z 12k ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅H d u u T σφβε 2)圆周速度3计算齿宽b 和模数nt m 计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=计算摸数m齿高 mm 5.4m 25.2h t ==b/h=3)计算载荷系数;根据v=s,8级精度,由图10-8查表得动载荷系数K V =由表10-2查使用载荷系数A K =1；直齿轮1==ααF H K K ;由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K βH =；由b/h=,查图10-13得 K βF =;按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1t K K /3=×3.1555.13=51mm 3、齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式m ≥)][(21213F S F d Y Y Z KT σφ∂∂（1）确定公式内的各个计算数值1小齿轮传递的转矩m 9.4023147098.1105.95n 105.9551151⋅=⨯⨯=⨯=N P T2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限500MPa ；大齿轮的弯曲强度疲劳极限380MPa;4计算弯曲疲劳需用应力,取弯曲疲劳安全系数S=F σ1=a 6.3034.150085.011MP S K FF FN =⨯=σ F σ2=a 14.2364.138087.022MP S K FF FN =⨯=σ 5计算载荷系数K;6查齿形系数和应力校正系数：由表10-5查得65.21=FA Y ；212.22=FA Y ；58.11=SA Y ；774.12=SA Y 7计算大、小齿轮][aa F S F Y Y σ并且比较,得到大齿轮的数值较大; 2计算m ≥)][(21213F S F d Y Y Z KT σφ∂∂对比两种计算结果,齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于齿根弯曲疲劳计算的模数,取m =2,可满足齿根弯曲强度;取齿轮的分度圆直径d 1=51mm ;于是有这样设计出得齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并且做到结构紧凑,避免浪费; 4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度取m m 522=B ,因小齿轮齿面硬度高,为补偿装备误差,避免工作时在大齿轮面上造成压痕,一般1B 应比2B 宽些,取2B =55mm 二、低速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩 m 34.6812⋅=N T ,转速 m in /4.731n 2r = ,传动比49.2i 1=;工作十年,两班制,闭式齿轮; 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动,速度不高,选用精度等级8级;材料选择：低速级小齿轮选用40Cr 调质,硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚调制,硬度为240HBS;齿数：初选小齿轮齿数1Z =30,大齿轮齿数z 2=×30= 取z 2=75; 2、按齿面接触强度设计 1确定公式内的各计算数值 1试选K t =；区域系数Z H =t d 1≥[]2E h 13Z Z Z Z 12k ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅H d u u T σφβε 2计算小齿轮传递的转矩7)由表10-7选取齿宽系数1d =Φ8)由表10-6查出材料的弹性影响系数21a 8.189MP Z E =9)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a 6001lim MP H =σ；大齿轮的解除疲劳强度极限a 5502lim MP H =σ 10)由式10-13计算应力循环次数11）由图10-19取接触疲劳寿命系数9.01=HN K 4；95.02=HN K ; ⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E =2⑥由式10-9计算接触强度疲劳用重合度系数εZαa1=arc cos Z 1cos α/Z 1+2h a =° αa2=arc cos Z 2cos α/Z 2+2h a =°=αεZ 1tan αa1-tan α+Z 2tan αa2-tan α/2π=Z ε=34αε-= 12）计算接触疲劳需用应力;取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得H σ1=S K H HN 1lim 1σ=×600=576 MPaH σ2=SK H HN 2lim 2σ=×550= MPa2计算2）试算小齿轮分度园直径,带入算出最小的;t d 1≥[]2E h 13Z Z Z Z 12k ⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⋅H d u u T σφβε 3)圆周速度3计算齿宽b 和模数nt m 计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=74mm计算摸数m齿高 mm 55.5m 25.2h ==b/h=4)计算载荷系数;根据v=s,8级精度,由图10-8查表得动载荷系数K V =由表10-2查使用载荷系数A K =1；直尺齿轮1==ααF H K K ;由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K βH =；由33.13hb=,查图10-13得 K βF =; 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1tK K /3=74×5.1484.13=mm 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(2aa 1213F S F d Y Y Z KT σφ （2）确定公式内的各个计算数值 1由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,2由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限500MPa ；大齿轮的弯曲强度疲劳极限380MPa ;4计算弯曲疲劳需用应力,取弯曲疲劳安全系数S=F σ1=a 86.3174.150089.011MP S K FF FN =⨯=σ F σ2=a 29.2444.13809.022MP S K FF FN =⨯=σ 5计算载荷系数K;6查齿形系数和应力校正系数：由表10-5查得52.21=FA Y ；23.22=FA Y ；625.11=SA Y ；76.12=SA Y7计算大、小齿轮][F S F Y Y σαα并且比较,得到大齿轮的数值较大;2计算n m ≥)][(21213F S F d Y Y Z KT σφαα 综合考虑,选择m=2,分度圆直径mm 74d 1=;则得到小齿轮的齿数这样设计出得齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并且做到结构紧凑,避免浪费; 5、几何尺寸计算 （4）计算分度圆直径（5）计算中心距 （6）计算齿轮宽度取m m 742 B ,小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高,为补偿装备误差,避免工作时在大齿轮面上造成压痕,一般1B 应比2B 宽些,取1B =80mm 6、结构设计及绘制齿轮零件图低速级大齿轮如图V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比高速级 52 182 117 低速级741861305 轴的设计及校核Ⅰ轴的设计计算 1、由表中得出Ⅰ轴的2、P 1= n 1=470/min T 1=求作用在齿轮上的力,已知高速级小齿轮的分度圆m m 52d 1=3、确定轴的最小轴径按式15-2初步估算轴的最小直径;选取轴的材料为45钢,调制处理;根据表15-3,取1120=A ,于是有取 m m 20d min =,令其为安装带从动轮处的轴径; 4、确定轴承选用深沟球轴承6206,能承受径向力;其参数 mm 16mm 62mm 30d ⨯⨯=⨯⨯B D 5、拟定轴上零件的装配方案从左向右从左到右1第一段轴用于安装带轮,外形尺寸为:d ×l=20×60mm,直径为20mm,长度为60mm; 2第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定,取直径为24mm,长度为44mm; 3第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘,取内径为30mm,长度28mm 4第四段为轴肩,为深沟球轴承进行轴向定位,直径为38mm,长度为92mm. 5第五段为小齿轮,齿轮采用齿轮轴的形式,直径为50mm,长度为55mm; 6第六段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘及套筒,取内径为30mm,长度34mm载荷分析水平面上,将带轮的轴向力看成作用在水平面上;0F =782N计算得到N F R 11171=,N F R 3352= 弯矩图垂直方向,受力图为t F =782N,计算得到N F R 4301=,N F R 11162= 弯矩图 弯矩合成图得最大弯矩mm 78206max ⋅=N M ,做出扭矩图,计算当量弯矩得到最大当量弯矩mm 818391019.406.07820623222⋅=⨯⨯+=+=N T M M ）（）（α,危险截面是齿轮所在截面;7、按弯扭合成应力校核轴的强度前已选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得MPa 60][1=σ; 因此,轴安全; II 轴的设计计算 1、由表中得出Ⅰ轴的P 2= n 2=min T 2=、选取轴的材料为45钢,调质处理;根据表15-3,取0A 的值为112由此确定最小轴的直径d ≥3220n P A ＝ mm 06.277.1349.11123= 选最小轴径d=30mm3、求作用在齿轮上的力,已知高速级大齿轮的分度圆m m 186d 2=；低速级小齿轮的分度圆直径mm 74d 1= 4、确定轴承选用深沟球轴承6206,能承受径向力;其参数 mm 16mm 62mm 30d ⨯⨯=⨯⨯B D 5、拟定轴上零件的装配方案 从左到右：1、第一段轴用于安装轴承6206和挡油盘及套筒,取直径为30mm,长度为39mm;用套筒对轴承和齿轮进行轴向定位,套筒外径为36 mm ;2、第二段轴用于装高速级传动大齿轮,取直径为38mm,长度为48mm;3、第三段轴肩,取外形尺寸为d ×l=48×8mm4、第四段轴,安装低速级传动小齿轮,直径为38mm,长度为78mm ;5、第五段轴安装轴承和挡油盘和套筒,直径为30mm,长度为37mm;套筒对轴承和齿轮进行轴向定位,套筒外径为36 mm ;6、载荷分析轴向载荷分析,受力图为已知N F 3640t2=,N F 1546t2=,通过计算,得到N F R 31611=,N F R 20252=画出弯矩图,扭矩图,得出当量弯矩图 7、按弯扭合成应力校核轴的强度通过合成,得到最大的弯矩为 m m 188855max ⋅=N M ;进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即危险截面;取6.0=α按下式进行校核：前已选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得MPa 60][1=σ;因此,轴安全; III 轴的设计计算1、求轴上的功率P 3= =3min =3mm ⋅N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为为45钢,调质处理;根据表15-3,取0A 的值为112,于是 d ≥3330n P A ＝31.5483.1112= 选d=40mm 3、作用在齿轮上的力,t F =3640N 4、选择联轴器输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径;为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号;联轴器的计算转矩3c KT T =,由表14-1考虑转矩变化小,故取K= 则：根据表选用LH3,公称转矩为630m ⋅N 的弹性柱销联轴器 ,半联轴器的孔径为40mm;半联轴器与毂孔的长度为L 1=112mm 5、确定轴承选用深沟球轴承6210,能承受径向力;其参数 mm 20mm 90mm 50d ⨯⨯=⨯⨯B D 6、轴的结构设计,拟定轴上零件的装配方案 从右到左：1）、第一段用于安装深沟球深沟球轴承6210和挡油盘及套筒;直径为50mm,长度为43mm,用套筒将齿轮固定;2）、第二段用于安装低速级传动大齿轮, 直径为52mm,长度为73mm; 3）、第三段轴肩用于轴向固定齿轮, 直径为65mm,长度为8mm;4）、第四段用于固定深沟球轴承,直径为58mm,长度为55mm; 5）、第五段用于装深沟球轴承和挡油盘,直径为50mm,长度为38mm; 6、第六段轴是伸出端,取直径为44mm,长度为50mm; 8、第一段轴用于安装联轴器,取直径为40mm,长度为112mm; 7、载荷分析已知t F =3640N计算得到N F R 23901=,N F R 12502= 8、绘制弯矩图,扭矩图,得到当量弯矩图 9、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即危险截面;危险截面是低速级大齿轮定位截面,轴径为r=52;从当量弯矩图中已知mm 260129max ⋅=N M前已选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得MPa 60][1=σ;因此,轴安全;6 轴承的校核计算二、轴承的校核和计算在设计中,选用深沟球轴承,直径根据所配合的轴的轴径选择恰当的直径系列; 根据表深沟球轴承GB/T276-1994摘录查得轴承参数：已知： 对I 轴：左边轴承受力最大,N F R 11971=,将其带入公式内,得到h 48000h 153310119710005.194706010n 60103636h >=⨯⨯⨯==）（）（P C L ,合格对II 轴：左边轴承受力最大,N F R 31611=,带入公式,得h h P C L 48000110487316110005.197.1346010n 60103636h >=⨯⨯⨯==）（）（,合格对III 轴：左边轴承受力最大,N F R 23901=,带入公式,得h h P C L 48000975841239010001.351.546010n 60103636h >=⨯⨯⨯==）（）（,合格7 键联接的选择和校核一、I 轴键校核：查表已知II 轴带处选择的键规格为：公称尺寸b ×h=6×6,工作长度mm L 446-50b l ==-=,已知 m 19.401⋅=N T 选择MPa p 110][=σ; 键连接的挤压强度条件为： 所以键满足强度条件; 二、II 轴键校核：1、校核低速级小齿轮处链接键：查表已知该键规格为：公称尺寸b ×h=10×8,工作长度mm L 6001-70b l ==-=,已知 m 68.1342⋅=N T 键连接的挤压强度条件为： 键满足强度条件;2、校核高速级大齿轮处链接键：查表已知该键规格为：公称尺寸b ×h=10×8,工作长度mm L 3001-40b l ==-=,已知 m 68.1342⋅=N T键连接的挤压强度条件为： 所以键满足强度条件; 三、III 轴键校核：1、校核低速级大齿轮处链接键：查表已知该键规格为：公称尺寸b ×h=16×10,工作长度mm L 4761-63b l ==-=,已知 m 04.3222⋅=N T 键连接的挤压强度条件为： 键满足强度条件;2、校核联轴器处的链接键：查表已知该键规格为：公称尺寸b ×h=12×8,工作长度mm L 8812-100b l ==-=,已知m 29.3223⋅=N T 键连接的挤压强度条件为： 所以键满足强度条件; 选用普通平键,材料为钢制;8 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,大端盖分机体采用67is H 配合; 1、机体有足够的刚度在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 2、考虑到机体内零件的润滑,密封散热;因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H 为40mm,为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为;3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为R=3;机体外型简单,拔模方便. 4、对附件设计 A 、视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固; B 油螺塞：放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封; C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处;油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出;油面指标装置的种类很多,有油面尺杆式油标、圆形油标、长行油标和管状油标等;各种油标的结构和尺寸见机械设计课程设计第156页表~;在此我们选择型号是M16的油尺;安装为45度倾斜角来测量箱体内油面高度;D 通气孔：由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡;E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度,钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹;F 定位销：定位销是标准件,定位销成对使用而且距离尽量远些以提高定位精度,为避免箱盖装反;两定位销的未知应明显不对成;选用圆柱定位销,其长度应稍大于上下凸缘的总厚度,并使两头露出便于安装和拆卸;为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一个定位销,以提高定位精度;G 吊钩：吊钩和吊耳是吊电机作用的结构;当减速器质量减少时,允许用箱盖的吊耳来调动整个减速器,当减速器质量较大时,箱盖上的吊耳值允许调动箱盖,用箱座上的吊钩来调动下箱座或整个减速器;吊钩在开始起重时可能受到冲击,为了避免冲击折断,吊钩的材料应具有较大的韧性,常用20、16Mn、20Mn制造;吊耳的结构简图如下：5.减速器机体结构尺寸如下：轴承端盖外径D D =2+5~3d6206 92mm 6210 130mm6. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于s m /)2~5.1(所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. 油的深度为H+1h H=30 1h =34 所以H+1h =30+34=64其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好;密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接 表面应精创,其表面粗度应为,密封的表面要经过刮研;而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,国150mm;并匀均布置,保证部分面处的密封性; 7.选择联轴器 1.类型选择.为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器. 2.载荷计算. 公称转矩：T==n p m 3231.5483.1⋅=N 查课本114343-表P ,选取5.1=a K所以转矩 m N T K T a ca ⋅=⨯==06.48304.3225.13 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查表选取LH3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm。
带式输送机二级减速器传动装置设计T=620N.m,V=0.9ms,D=360mm
=0.94×590=554.6Mpa
=1.05×560=588Mpa
=571.3MPa
4、计算小齿轮分度圆直径 ,由计算公式得：
≥53.87mm
=199.32mm
计算小齿轮圆周速度：v＝ =1.35m/s
计算齿宽b及模数m.
b=
齿高:h= =2.25×2.376=5.346mm
3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式： ≥
确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433, =0.768, , ==0.945
=0.789+0.945
=1.713
选齿宽系数 ＝1.0。
查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8
再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限 ＝590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限： ＝560MPa.
= =26.1
取 ＝26
则 =97
6、几何尺寸计算：
计算中心距：
将中心距圆整为：127 mm
按圆整后中心距修正螺旋角：
因 的值改变不大，故参数 等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径：
=53.69mm
=200.3mm
计算齿轮宽度：
=1×53.69=53.69mm
取 =54mm, =60mm
8、高速级齿轮传动的几何尺寸
计算大，小齿轮的 ，并加以比较：
=0.00769
=0.00737
小齿轮的数值大，选用小齿轮 =0.00737
设计计算：
mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数 =2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径 =90.78mm来计算齿数：
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一、设计参数和使用条件：输送机连续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，空载启动，经常满载，每天两班制工作，每年按300个工作日计算，大修期限3年。
输送带速度允许误差±5%，滚筒效率为0.97，工作机输入转矩T=800（N ·m ），输送带工作速度υ=1.3（m/s ），滚筒直径D=370（mm ） 二、设计传动方案：（一）将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。
同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。
（二）选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件好。
而在相同的工况下，传动较平稳，动载荷较小，使结构简单、紧凑。
而且加工较简单，工艺不复杂。
三、电动机类型及结构的选择1、根据课题条件选定电动机的类型和结构类型分：直流电动机和交流电动机；交流电动机分为同步与感应；感应电动机分为绕线型和笼型结构分：开式、防护式、封闭式、防爆式电压等级交流有：127V 、220V 、380V 、660V 、1140V 、3KV 、6KV 、10KV ；直流有：110V 、160V 、180V 、220V 、440V 、600~1000V根据题意选择三相异步交流笼型电动机 电压为380V 封闭式 长时工作制 2、电动机选择（1）工作机的功率P ww P =F υ/1000w η w P = Tn w /9550w η （2）工作机的转速n w n w =60×1000υ/πD67.1437014.3/3.1100060=⨯⨯⨯=w n KW p w 8.597.09550/14.67800=⨯⨯= （3）从工作机到电动机的总效率η η=w ηc ηl η……z η 查表得：w η=0.97 c η=0.97 l η0.992 z η=0.99 v η=0.96根据题图示意：有工作机1个、V 带1组、轴承3对、齿轮对2对、联轴器1对代入公式：84.0992.097.099.0 96.097.023=⨯⨯⨯⨯=η （4）所需电动机功率’d P 和额定电动机d P η/w d P P =’ d P =1~3（’d P ）kwP KW P d d 5.79.684.0/8.5取查表：’==3、确定电动机转速根据查表推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比为2。
取圆柱齿轮传动比范围。
算出总传动比理论范围。
V 带的传动比推荐值为2~4，两级传动的减速比推荐值为8~40 因此电动机的转速可选范围：10736~6.10731.67)404(~)82(=⨯⨯⨯ 符合这一范围同步转速的有1500、3000两种电动机转速的可选范为d n =总i ×w n =21.45×67.14=1440 则查符合这一转速适用的电动机型号Y132M-4 4、确定传动装置的总传动比和分配级传动比（1）确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速满n 和工作机主动轴转速I n 可得传动装置总传动比为：总i =满n /I n =1440/67.14=21.45 （2）分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积 总i =带i 1齿i 2齿i 取带i （普通V 带 i=2～4）=2两级减速器的总传动比为73.102/45.21==r i ，那么高速级传动比73.373.1014.114.1===r i i 高 ，那么低速级传动比低i =10.73/3.73=2.88 5、动力运动参数计算 （1）各轴转速n0n =满n =1440I n =0n /带i =满n /带i （r/min ） I n =1440/2=720II n =I n /1齿i （r/min ） II n =720/3.73=193III n =II n /2齿i （r/min ）III n =193/2.88=67Ⅳn =III n =67（2）各轴功率P)(5.70kw P P d == Ⅰ轴：带η01P P ==7.5×0.96=7.2)(kw Ⅱ轴：轴承齿轮ηη12P P ==7.2×0.97×0.99=6.91 Ⅲ轴：)(23kw P P 轴承齿轮ηη==6.91×0.97×0.99=6.64 滚筒轴：)(34kw P P 轴承联轴器ηη==6.64×0.992×0.99=6.52（3）转矩T 000/9550n P T = =9550×7.5/1440=49.74(N ﹒m) Ⅰ轴111/9550n P T ==9550×7.2/720 =95.5 (N ﹒m) Ⅱ轴222/9550n P T ==9550×6.91/193=341.92 (N ﹒m) Ⅲ轴333/9550n P T ==9550×6.64/67=946.45 (N ﹒m)卷筒轴444/9550n P T == 9550×6.52/67=929.34(N ﹒m) （4四、选择V 带1、原始数据电动机功率——5.7=d P kw 电动机转速——1440=d n r/min V 带理论传动比——='v i 2单向运转、双班制、工作机为带式运输机 2 设计计算（1） 确定计算功率P caP ca =K A ·P d根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， 查表得工作系数K A =1.2 P c =K A ×P d =1.2×7.5= 9 kw （2）选取普通V 带带型根据P c ，n d 确定选用普通V 带A 型。
（3）确定带轮基准直径 d d1和d d2查表选d d1=112 验算带速 5m/s< V <20m/s44.8100060144011210006011=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v d m/s5m/s<8.44 m/s <25m/s 带的速度合适。
c. 计算d d2d d222411221=⨯=⋅=d d i mm（4）确定普V 带的基准长度和传动中心距根据0.7（d d1+d d2）< a 0< 2（d d1+d d2） =0.7（112+224）< a 0<2(112+224) =235.2< a 0<672mm 346.5mm< a 0<990mm 初步确定中心距 a 0 = 500mmL d ’ =0212210422a )d d ()d d (a d d d d -+++π=5004)112224()224112(250022⨯-+++⨯π= 1533.79mm 查表取L d = 1600 mm 计算实际中心距ammL L a a d d 533279.1533160050020=-+='-+=考虑安装和张紧的需要，应使中心矩约有±0.03% L d 的调整量，取580mm（5）验算主轮上的包角1α()︒⨯--︒=3.57180121a d d d d α=()()︒≥︒≈÷︒⨯--︒901675003.57112224180 ∴ 主动轮上的包角合适（6）计算V 带的根数Zl AK K P P PK Z α)(00∆+=Z=555.381.0965.017.061.19=+++选取A 型V 带4根（7）计算预紧力 F 020)15.2(500qv K Zv P F ca +-=α查表 q=0.10 kg/m =)(796.24044.81.0)1965.05.2(44.8595002N =⨯+-⨯ （8）计算作用在轴上的压轴力F P2167sin8.240422sin210︒⨯⨯⨯==αF Z F v Q =1907 N3.1.4带传动主要参数汇总表3 带轮材料及结构 （1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200 ( 2 ) 带轮的结构带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型A 型五、齿轮计算 （一）高速级小齿轮1、小齿转矩95500720/2.7109.55T 61=⨯⨯=2、初设小齿轮201=z 大齿数756.742073.312圆整后取=⨯==uz z3、转速不高，功率不大，选轮齿精度为8级4、载荷平稳，对称布置轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.55、齿宽系数取ψd=16、确定许用接触应力 查表取：δHlim=460Mpa S Hmin =1 所以[δH]=460Mpa7、计算小齿轮分度圆直径72.91387505.57514325027.113.2)955005.1(73.3/)173.3()460/671(33321==⨯⨯=⨯⨯+≥d 8、计算模数65.320/91.72/11===z d m 查表取m=49、计算齿轮主要尺寸及圆周速度1）分度圆直径8042011=⨯==m z d 30047522=⨯==m z d 2）中心距190)7520(2/4)(2/21=+=+=z z m a3）设ψd=1 齿轮齿宽808011=⨯==d b d ψ 取b 1=85 b 2=80 4）圆周速度02.31000607208014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=n d u π5）齿顶高m h a = 由m=4 求得1齿mm d m d a 8880422=+⨯=+= 2齿mm d m d a 308300422=+⨯=+=6）齿根高m c h h a f 25.1=+=求得1齿mm m d d f 70108025.12=-=⨯-= 2齿mm m d h f 2901030025.12=-=⨯-= 7）全齿高mm m h h h f a 925.2==+= 8）顶隙mm m c 125.0== 10、校核齿根弯曲强度(1)复合齿形系数根据z 1、z 2由图查得Y FS1=4.36 Y FS2=4.02 (2)确定许用弯曲应力[]F σ查表得[]MPa 3601360min lim ===F F F s MPa σσ故由式和 (3)式中已知K=1.5 T 1=95500 m=4 b=80 (4)校核计算360MPa 119.9736.402.412.130360MPa130.122048036.4955005.1222212111<==<=⨯⨯⨯⨯⨯==F Fs F z bm Y KT σσ校核安全（二）第2级齿轮传动比为2.88，为了使减速器各级传动润滑性良好，应使各级大齿轮具有接近的直径值。
1、小齿转矩341919.69193/91.6109.55T 63=⨯⨯=2、设小齿轮193=z 大齿数551988.234圆整后取=⨯==uz z3、转速不高，功率不大，选轮齿精度为8级4、载荷平稳，对称布置轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.55、齿宽系数取ψd=16、确定许用接触应力 取：δHlim=460Mpa S Hmin =1 所以[δH]=460Mpa7、计算小齿轮分度圆直径113.82289251474785.10512879.53535.113.2)69.3419195.1(88.2/)188.2()460/671(33323==⨯⨯=⨯⨯+≥d8、计算模数99.519/82.113/33===z d m 查表取m=69、计算齿轮主要尺寸及圆周速度1）分度圆直径11461933=⨯==m z d 33065544=⨯==m z d 2）中心距222)5519(2/6)(2/21=+=+=z z m a3）设ψd=1 齿轮齿宽11411411=⨯==d b d ψ 取b 1=120 b 2=114 4）圆周速度15.110006019311414.310006023=⨯⨯⨯=⨯=n d u π（m/s ）5）齿顶高m h a = 由m=6 求得3齿mm d m d a 126114622=+⨯=+= 2齿mm d m d a 342330622=+⨯=+=6）齿根高m c h h a f 25.1=+=求得3齿mm m d d f 991511425.12=-=⨯-= 4齿mm m d h f 3151533025.12=-=⨯-= 7）全齿高mm m h h h f a 5.1325.2==+= 8）顶隙mm m c 5.125.0==10、校核齿根弯曲强度(1)复合齿形系数根据z 3、z 4由图查得Y FS3=4.48 Y FS4=4.03 (2)确定许用弯曲应力[]F σ查表得[]MPa 3601360min lim ===F F F s MPa σσ故由式和 (3)式中已知K=1.5 T 3=341919.69 m=4 b=80 (4)校核计算360MPa 41.47103.448.4132.6360MPa 132.619411448.4341919.695.1222232331<==<=⨯⨯⨯⨯⨯==F Fs F z bm Y KT σσ校核安全六、计算轴的强度按转矩计算（查《机械设计基础》P229）1、选轴材料：由于减速器传递的功率不大，也无特定要求，故选最常用的45号刚并作正火处理，由表查的MPa B 590=σ2、按转矩估算I 轴的最小直径 取C=115 得78.247202.7115331==≥n P c d 计算所得应是最小轴径处得直径，因该段设有键槽应加大3~7%取d=26I 轴各段的直径和长度：从左到右， 1段值d=26，L=（1.5~2）d 取48；2段d=(0.07~0.1)d 取32，L=30；3段选择轴承6307 d=35，L=35；4段d=38，L=22；5段d 取40，L=83；6段d=50，L=10；7段d=45，L=140；8段d=35，L=242、按转矩估算II 轴的最小直径 取C=115 得9.3719391.6115332==≥n P c d 计算所得应是最小轴径处得直径，圆整后取d=40mmII 轴各段的直径和长度：1段选择轴承6308 d=40，L=26；2段d=42，L=17；3段d 取48，L=88；4段d=58，L=10；5段d=48，L=118；6段d=42，L=22；7段d=40，L=263、按转矩估算III 轴的最小直径 取C=115 得22.536764.6115333==≥n P c d 计算所得应是最小轴径处得直径，因该段设有键槽应加大3~7%取d=55mm4、按转矩估算IV 轴的最小直径取C=115 得9.526752.6115334==≥n P c d 计算所得应是最小轴径处得直径，因该段设有键槽应加大3~7%取d=56mmIII 轴各段的直径和长度：由1段值d=65，L 取40；2段d=取75，L=103；3段d=85，L=12；4段d=71，L=118；5段d 取22，L=67；6段d=65，L=55；7段d=56，L=985、校核I 轴以上轴的数据都是估算的，需进行校核，我们现在只对I 轴进行校核。