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1、1、设计任务书.22、传动方案拟定.43、电动机的选择.44、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.65、齿轮传动的设计.76、传动装置的运动和动力设计.117、传动轴的设计.128、滚动轴承的设计199、键连接的设计2110、联轴器的设计2311、箱体的设计.2412、润滑和密封的设计2613、设计小结.2714、参考资料目录28设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器一，设计题目（设计带式输送机传动装置）1V 带传动；2电动机；3圆柱齿轮减速器； 4联轴器5输送带； 6滚筒原始数据：原始数据题号 题号 1 第 42运输带拉力 F（N） 2100运输带速度 V（m/s） 1.6卷筒直径 D（mm）
2、 400设计人员(对应学号) 47 号, 46 号, 3 号注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的 1.25 倍，传送带速度允许误差为5%。设计工作量：1. 设计说明书一份；2. 减速器装配图 1 张（A0 或 A1）3. 零件工作图 13 张。一、传动方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。二、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，
3、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2，选择电动机功率。工作机所需要的电动机输出功率为：Pd=Pw。滚筒的工作效率为 0.96. Pw=Fv1000w ，以 Pd= Fv1000w。由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为w=122233456式中：1、2、3、4、5、6 分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.97、5=0.98、6=0.96，则w=0.960.990.990.990.970.970.970.980.96=0.80所以 Pd= Fv1000w=4.04Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速
4、为： n 卷筒601000V/（D）=(6010001.6) /（00）=76.4 r/min根据手册6 表 2.2 推荐的传动比合理范围，取带传动比I1= ，取圆柱齿轮传动比范围 I=35。则总传动比理论范围为：a0。故电动机转速的可选范为Nd =Ian 卷筒=(1620)76.4=458.41528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000 和 1500r/min。确定电动机功率的原则是电动机的额定功率 Ped 稍大于 Pd。本题的 Pd=4.04Kw。根据容量和转速，由相关手册查出一适用的电动机型号：（如下表）电动机转速(r/min)传动装置传动比方案电 动机 型号额定功
5、率同步转速满载转速总传动比V 带传动减速器1 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.56 3 4.188综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见方案比较适合。此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸 DE装键部位尺寸 FGD132 515345315216178 12 3880 1041三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤 设计计算与内容 设计结果1)0 轴（电动机轴）P0=4.04KW n0=960r/minT0=955
6、0P0/n0=95504.04/960=40.189N.mP1=P0 1 =4.040.96=3.8784KWn1=n0/i1=960/3=320/minP0=4.04KWn0=960r/minT0 =40.189N.mP1=3.8784KWn1=320r/min2）1 轴（高速轴）T1=9550P1/n1=95503.8784/320=115.74N.mP2=P1 22 3 4=3.87840.9820.970.97=3.5046KWT1=115.74N.mP2=3.5046KW3）2 轴（低速轴）n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/minT2=9550P2/n2=95503.
7、5046/76.4=438.075N.mn2=76.4r/miT2=438.075N.m4）3 轴（滚筒轴）PW=P2 5 6=3.50460.980.96=3.297KWnw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=95503.297/76.4=412.125N.mPW=3.297Knw=76.4r/minTW=412.125N.m结果汇总参 数 轴 号功 P(KW) 0 轴 1 轴 2 轴 W 轴转速n(r/min)4.04 320 76.4 76.4转矩T（N.m）40.189 115.746 438.075 412.125传动比 i 3 4.188 1效率 0.96 0.9
8、04 0.96五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P0=4.04KW 电动机驱动，小齿轮转速 n1=320r/min，大齿轮转速n2=76. 4r/min，传递比 i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年.1、 选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用 45 调质钢，硬度为 230HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 200HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第二版中表选 8 级精度，要求齿面粗糙度 Ra3.26.3um2、 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 Pag186(10.22)求出 d1 值，确定有关参数与系数。1
9、） 转矩 T1 、T 1=9.55106p/n=9.551064.04/320=115746 N.mm2） 载荷系数 K、查表 10.11 取 K=1.13） 齿轮 Z1和齿宽系数 。小齿轮的齿数 z1取为 25，则大齿轮齿数 Z2=4.18825=104.7。故取Z2=105 因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 取 d=1。4） 许用接触应力【 H】由图机械设计基础中 10.24 查的 Hlim1=580MPa， Hlim2=550Mpa，由表 10.10（Pag180）查得SH=1，公式 N1=60njLh（Pag180），N1=60njLh=603201（36
10、5524）=8.409610 8 ，N 2=N1/4.188=8.4096108/4.188=2.008108查图 10.27 得：Z NT1=1.02，Z NT2=1.1，由式（10.13）可得【 H】 1= ZNT1 Hlim1/SH=513MPa，【 H】 2=ZNT2 Hlim2/SH=572.4 MPa故 d176.43【（1.11157465.2）/（14.2513513）】1/3=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm，由表10.3（Pag165），取标准模数 m=2.75mm。5） 计算主要尺寸。d1=mz1=2.7525mm=68.75mm
11、d2=mz2=2.75105=288.75mmb2= dd1=168.75mm=68.75mm经圆整后取 b2=70mm, b1=b2+5mm=75mma=m/2（z 1+z2）=0.52.75130=178.75mm.按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出 F,如 F【 F】则校核合格确定有关系与参数：（1）齿形系数 YF查表 10.13 得 YF1=2.65，Y F2=2.18（2）应力修正系数 YS查表 10.14 得 YS1=1.59，Y S2=1.80由图 10.25 查得 Flim1=210MPa， Flim2=190MPa。由表 10.10 查得 SF=1.3由图 10.2
12、6 查得 YNT1=1、Y NT2=1由式（10.14）可得 F1=162MPa， F2=146MPa故 F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS=21.11157462.651.591000/(692.75225)=82 F1=162MPa、 F2=822.181.8/(2.651.59)=76.3659 F2=146MPa 齿轮齿轮弯曲强度校核合格。（3）验算齿轮的圆周速度 vV 1=68.75320/(601000)=1.1519m/s。V2 =27576.4/(601000)=1.155m/s。由表 10.22 可知，选 8 级精度是合适的。nw=960/3/（10525）=76
13、.19r/min 2=(76.4-76.19)/76.19=0.275% d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=Me I/W=322200/(0.1603)=14.9Mpa截面：eII=Me II/W=320181/(0.1553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足 e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下八滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh=536524=43800 小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=1254NP=fp Fr=1.11254=1379.4n（2）求轴
14、承应有的径向基本额定载荷值 162N4380126700 116 ）（）（ htLnfPC （3）选择轴承型号查课本 P154 页，选择 6208 轴承 Cr=29.5KN由课本式 11-3 有 4380256176093260)(6013）（PfCnLdth预期寿命足够此轴承合格其草图如下：2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以P=Fr=1458.29N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值9376.N438017629.4581.10 16 ）（）（ htdLnfPC（3）选择轴承型号查课本 P154 页，选择 6011 轴承 Cr=30.2KN由课本式 11-3 有 43801629.4581.30760)(6013）（PfCnLdth预期寿命足够此轴承合格九、键的设计设计步骤 设计计算与内容 设计结果一、 联轴器的键1、 选择键的型号2、 写选择 C 型键由轴径 d1=45mm，在表 14.8 查得键宽b=14mm，键高 h=9mm，L=36160mm。L=54mm（1.61.8）d=7281mml1=L-0.
