1、 目 录一、设计任务书二、总体方案设计1传动方案分析2电动机的选择3传动比分配4传动系统的运动和动力参数三、传动零件的设计计算1带传动的设计2齿轮传动的设计3轴的结构设计及计算4校核一、设计任务书1. 设计题目：带式输送机传动装置（简图如下）原始数据：题号参数1 2 3 4 5输送带工作拉力 F/N2300 2100 1900 2200 2000输送带工作速度v/(m/s)15 16 16 18 18滚筒直径D/mm400 400 400 450 450每日工作时数 T/h24 24 24 24 24传动工作年限/a5 5 5 5 5注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的 125 倍，
2、输送带速度允许误差为5%2设计工作量：设计说明书 1 份减速器装配图 1 张（A0 或 A1）零件工作图 13 张本组设计选第 5 组数据二、总体方案设计1传动方案分析在分析传动方案时应试注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：1) 带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；2) 链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；3) 蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡表铜，否则可选用铝铁青铜；4) 开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；5) 锥齿轮 、斜齿轮宜放在调整级。传动方案简图：该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带
3、传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜、标准化程度高，大幅度降低了成本。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求、适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.电动机的选择（1）选择电动机按已知的工作要求和条件，选用 Y132M26 电动机。（2）选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为Pd=Pw/Pw=FV/1000 w所以 Pd=FV/1000 w由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 w= 1 2 3 4 5 6式中： 1、 2、 3、 4、 5、 6 分别为带传动、齿轮传动的轴承
4、、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。根据机械设计指导书P6 表23 得：各项所取值如下表：种 类 取 值带传动 V 带传动 096齿轮传动的轴承 球轴承 099齿轮传动 8 级精度的一般齿轮传动 097联轴器 十字滑块联轴器 098卷筒轴的轴承 球轴承 099卷筒的效率 096 w=096099 2097098099 096085所以 Pd=FV/1000 w=2000181000085kW=423kW(3)确定电动机转速卷筒轴的工作转速 nw=601000D60100018450r/min=764 r/min按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动的传动比 i1=24,单级齿轮传动比
5、 i2=35,则合理总传动比的范围为 i=620，故电动机转速可选范围为nd=inw=(620)764 r/minnd=（4581528）r/min符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，由机械设计指导书附录 8 附表 81 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。电动机转速/ r/min 传动装置的传动比方案 电动机型号额定功率PedkW同步转速 满载转速 总传动比 带 齿轮1 Y160M2855 750 720 942 3 3142 Y132M2655 1000 960 1257 3 4193 Y132S455 15
6、00 1440 1885 35 5385综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案 1 的电动机转速低，久廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案 3 电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案 2 适中，比较适合。因此，选定电动机型号为 Y132M26，所选电动机的额定功率 Ped=4kW，满载转速nm=960 r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。3.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速轴：n =nmi 0=9603 r/min=320 r/min轴：n = n i 1=3
7、20419 r/min=76 4 r/min卷筒轴：n w= n= 764 r/min（2） 各轴的输入功率轴：P =Pd 01=423096 kW=4 06 kW轴：P = P 12= P 2 3=406099097 kW=39 kW卷筒轴：P w= P 34= P 5 6=39099096 kW=37 kW（3）各轴输入转矩电动机输出转矩：T d=9550Pdn m=9550423960N m=421 Nm轴：T = Tdi0 01=4213096 N m1212 N m轴：T = T i1 12= T i1 2 3=1212419099097 Nm4877 Nm卷筒轴：T w= T i2
8、 34= T i2 5 6=48771099096 Nm463.4 Nm运动和动力参数的计算结果列于下表：电动机轴 轴 轴 卷筒轴转速 n/( r/min)输入功率 p/ kW输入转矩 T/ Nm9604.2342.13204.06121.276.43.9487.776.43.71463.4传动比 i效率 30.964.190.9610.95轴名参数三、传动零件的设计计算1.选择联轴器的类型和型号一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，另一个是连接减速器低速轴与工作机轴的联轴器。前者由于所连接轴的转速较高，为了减小起动载荷、缓和冲击，应选用具有较小转动惯量的弹性
9、联轴器，如弹性柱销联轴器等。后者由于所连接轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器与工作机常不在同一底座上而要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器，例如十字滑块联轴器等。根据设计的尺寸所选的联轴器有关数据如下表：d 许用转矩/ Nm许用转速/ r/minD0 D L S36,40 500 250 60 110 160 0.5+0.502.设计减速器外传动零件带传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第八章。（1）.确定计算功率 Pc由表 8.21 查得 KA=1.4,由式 8.12 得Pc=KAP=1.45.57.7 kW（2） 选取普通 V 带型号根
10、据 Pc=7.7 kW，n 1=960 r/min,由图 8.12 选用 B 型普通 V 带。（3）确定带轮基准直径 dd1，d d2根据表 8.6 和图 8.12 选取 dd1=140mm,且 dd1=140mmdmin=125mm大带轮直径为dd2= n1dd1/n2=960140320mm=420mm按表 8.3 选取标准值 dd2=400mm,则实际传动比 i，从动轮的实际转速分别为i= dd2/ dd1=400/140mm=2.86n2= n1/i=960/2.86 r/min=336 r/min从动轮的转速误差率为（336320）/320100%=5%在5% 以内为允许值（4）验算
11、带速 VV=d d1 n1601000140 960601000m/s=7.03m/s带速在 525 m/s 范围内（5）确定带的基准长度 Ld 和实际中心距 a利用下式初步确定中心距 a00.7(dd1+ dd2)a 02(d d1+ dd2)即 0.7（140400)mma 02（140400)mm378 mma 01080mm取 a0=500mmL0=2a0+/2(d d1+ dd2)+（d d2d d1） 2/4a0=2500/2（140400)（ 400140) 2(4500)）=1881.6mm由表 8.4 选取基准长度 Ld=1800mm由式 8.16 得实际中心距为aa 0+（
12、L dL 0）/2=500+(18001881.6)/2=459mm中心距 a 的变化范围为amin=a0.015 Ld=(4590.0151800)mm=432mmamax=a+0.03 Ld=(459+0.031800)mm=513mm(6)校验小带轮包角 1由式 8.17 得 1=1800（d d2d d1）57.3 0/a=1800（400140) 57.3 0459=147.540120 0（7）确定 V 带根数由式 8.18 得ZP cP 0= Pc(P 0+P 0)K KL根据 dd1=140mm，n 1=960 r/min，查表 8.10 根据内插法可得：P0=1.82+（2.
13、131.82）（960 800）（980800） kW=2.096kW取 P0=2.1kW由式 8.11 得功率增量P 0P 0=Kbn1(1 1/Ki)由表 8.18 查得 Kb=2.649410-3根据传动比 i=2.86，查表 8.19 得 Ki=1.1373，则P 0=2.649410 -3960（111.1373 ） kW=0.31 kW由表 8.4 查得带长度修正系数 KL=0.95,由图 8.11 查得包角系数 Ka=0.92 得普通V 带根数：z=7.7（2.1+0.31）0.920.95=3.66圆整取 z=4（8）求初拉力 F0 及带轮轴上的压力 FQ由表 8.6 查得 B
14、 型普通 V 带的每米长质量 q=0.17kg/m，根据式 8.19 得单根 V带的初拉力为：F0=500 Pc(2.5K a1) zv+qv 2=5007.7（2.50.921）47.03+0.17（7.03） 2N=243.53N由式 8.20 可得作用在轴上的压力 FQ 为FQ=2 F0zsina1/2=2243.534sin147.540/2N=1870.6N(9)设计结果选用 4 根 B4000GB/T 11541997 的 V 带，中心距 a=459mm，带轮直径dd1=140mm， dd2=400mm，轴上压力 FQ=1870.6N2. 齿轮传动的设计注：以下所涉及到的公式、表、
15、图都是来自机械设计基础第三版第十章。（1） 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220250HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表 10.21 选 8 级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um（2） 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式 10.22 求出 d1 值。确定有关参数与系数： 转矩 T1T1=9.55106P/ n1=9.551064.06320=1.21105Nm 载荷系数 K查表 10.11 取 K=1.4 齿数 z、螺旋角 和齿宽系数 d小齿轮的齿数取为 z1=25，则大齿轮齿数 z2=105，因
16、单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20 选取 d=1 许用接触应力 H由图 10.24 查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa由表 10.10 查得 SH=1N1=60njLh=603201(536524)=8.41108N2= N1i=8.4110 84.19=2.0110 8查图 10.27 得 ZNT1=1 ZNT2=1.06由式 10.13 可得 F 1= SYFNT1lim= MPa3.20=560MPaZNT2 Hlim2 F 2= 1.06560= MPa1=562MPam=d1z 1=47.0225=1.88由表 10.3 取标准模数
17、m=2mm（3） 计算主要尺寸d1=m z1=225mm=50mmd2=m z2=2105mm=210mmb= d d1=150=50mm经圆整后取 b2=50mmb1= b2+5mm=55mma=1/2m(z1+ z2)=1/22(25+105)mm=130mm（4） 按齿根弯曲疲劳强度校核由式 10.24 得出 F，如果 F F ，则校核合格确定有关系数与参数: 齿形系数 YF查表 10.13 得 YF1=2.65 YF2=2.18 应力修正系数 YS查表 10.14 得 YS1=1.59 YS2=1.80 许用弯曲应力 F由图 10.25 查得 F lim1=210MPa Flim2 =
18、190MPa由表 10.10 查得 SF=1.3由图 10.26 查得 YNT1= YNT2=1YNT1 F lim1 H 1= SF210= MPa1.3=162MPaYNT2 H lim2 F 2= SF 190= MPa1.3=146MPa2K T1 故 H= Y H YS1bm2z121.44.211042.651.59= MPa50425=99MPa F 1=162MPaYF2YS2 F2= F1 YH YS1 992.181.8= MPa2.651.59=92 F 2=146MPa齿根弯曲强度校核合格。（5） 验算齿轮的圆周速度 Vd 1n1V= m/s60100050960= m
19、/s601000=2.51m/s由表 10.22 可知，选 8 级精度是合格的。（6） 计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图略。3.轴的设计注：以下所涉及到的公式、表、图都是来自机械设计基础第三版第十四章。轴的设计（1） 选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用 45钢并经调质处理。由表 14.7 查得强度极限 B=650MPa，再由表 14.2 得许用弯曲应力 1b =60MPa（2） 按扭转强度估算轴径根据表 14.1 得 C=107118。又由式 14.2 得d107118 mm=24.9627.52 mm3206.4考虑到轴的最小直径处要安装
20、联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%，取为 24.9627.45mm。由设计手册取标准直径 d1=25mm。（3） 设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构开关，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段的直径如图所示，轴段
21、1（外伸端）直径最小，d 1=25mm，考虑到要对安装在轴段 1 上的联轴器进行定位，轴段 2 上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段 2 上安装轴承，轴段 2 必须满足轴承内径的标准，故取轴段 2 的直径，d 2 为 30 mm；用相同的方法确定轴段 3、4 的直径 d3=35mm、d 4=40mm；为了便于拆卸左轴承，可查出 6207 型滚动轴承的安装高度为 3.5 mm，取 d5=42mm。3）确定各轴段的长度齿轮轮毂的宽度为 50 mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段 3 的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为 48；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁音应留有一定的间距，取该间距为
22、15 mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 17 mm） ，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5 mm，所以轴段 4 的长度取为 20 mm，轴承支点距离 l=118 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取 l=75 mm；查阅有关的联轴器手册取为 80 mm；在轴段 1、3 上分别加工出键槽，使两槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约 510 mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见 14.6 节。4)选定灿的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（如图 a）（4） 按弯扭合成强度校核轴径！）画出轴的受力图（如图 b）2)作水平面内的弯矩图（如图 c） 。T1=9.55106P/ n1=1.21105Nm支点反力为Ft1= Ft2= =9.55d12
