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1、目录一 设计任务书2 二. 传动装置总体设计 3三 电动机的选择 4 四 V带设计 6五带轮的设计 8六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 21九 .轴承强度的校核 29十键的选择和校核 31十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二. 箱体的设置 33十三. 减速器附件的选择 35十四.设计总结37十五。参考文献38一任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模
2、机械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。运输带速度允许误差：5%。设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(N/m)_4800_ 运输机带速V（m/s） _1.25_卷筒直径D（mm） _500_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.96；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.96*0.
3、99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86电动机所需要的功率 P=FV/=4800*1.25/（0.861000）=6.97KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i28，10 ；机械设计第八版413页总传动比的范围为16，40；则电动机的转速范围为763,1908;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M
4、-6型电动机。额定功率7.5KW，满载转速971（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=10.03;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;轴：n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒轴：n3=n2=47.7 r/min7.计算各轴的功率轴：P1=P1=6.970.96=6.5184(KW);轴P2=P12
5、3=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P22=6.250.980.99=6.06(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 Nm轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 Nm轴的转矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8Nm 第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页-电动机的额定功率2.选择带型根据，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页由表
6、86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 据表88，取mm3.验算带的速度=7.11m/s机械设计第八版157页7.11m/s 25m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)2(+)，初步确定中心矩机械设计第八版152页=1000mm5.计算带所需的基准长度：= = =2950.6mm机械设计第八版158页由表82选带的基准长度=3150mm6.计算实际中心距a=/2=1100mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角= 7.确定带的根数ZZ 机械设计第八版158页由， 查表84a和表84b得 =1.68，=0.31查表85得：0.955,查表82得：
7、1.07，则Z =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794取Z=5根8.计算预紧力机械设计第八版158页查表8-3得q=0.18（kg/m）则=230.8N9.计算作用在轴上的压轴力=2285.2N 机械设计第八版158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr
8、(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取=1632按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 机械设计第八版203页选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60323.61（2436510）=1.7；机械设计第八版206
9、页=2.522/6.76=取接触疲劳寿命系数=0.89, =0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=534=492.25机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=2.32 =71mm(1)计算圆周的速度=1.20mm/s(2)计算齿宽b=171mm=71mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2.95 mm齿高=2.252.95=6.63 mm=11(4）计算载荷系数。根据V=1.2mm/s;7级精度，可查得动载系数=0.6；机械设计第八版194页直齿轮 =1;可得使用系数 =1;机械设计第
10、八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423； 机械设计第八版196页由10.68，=1.423 可得=1.36故载荷系数=0.8538 机械设计第八版192页(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=61.6mm(6）计算模数m。=2.56；6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 ；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式
11、可得= =307.14 Mpa= =236.14 Mpa计算载荷系数K = =0.816查取齿形系数。查得 2.65 2.06机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0159= =0.0172大齿轮的数值大。（2）设计计算。 =1.84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（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接
12、触强度计算得的分度圆直径=71 mm，算出小齿轮数 = =31大齿轮的齿数=6.7631=210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，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=64mm= m=420mm(2)计算中心距=242mm（3）计算齿轮的宽度64 mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115； 机械设计第八版370页表15-3=31.26mm三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=32 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端
