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1、目录一、设计任务.3二、传动方案拟定.4 三、电动机的选择.5 四、计算总传动比及分配各级的传动比.6 五、运动参数及动力参数计算.7六、传动零件的设计计算.8 七、轴的设计计算16 八、滚动轴承的选择及校核计算26 九、键联接的选择及计算28 十、联轴器的选择.29十一、润滑与密封.29十二、参考文献30十三、附录（零件及装配图）30一、设计任务1、带式输送机的原始数据输送带拉力F/kN4输送带速度v/(m/s)2.0滚筒直径D/mm4502、工作条件与技术要求1）输送带速度允许误差为：5%；2）输送效率：0.96；3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；4）工作年限：8年；5）工作
2、环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；6）动力来源：电力，三相交流，电压380V，7）检修年限：四年一大修，两年一中修，半年一小修；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计任务量：1) 减速器装配图一张（A0）；2) 零件工作图（包括齿轮、轴的A3图纸）；3）设计说明书一份。计 算 及 说 明结 果二、传动方案拟定方案一：1、结构特点：1）外传动机构为带传动；2）减速器为一级齿轮传动。2、该方案优缺点：优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。缺点： 传动的外廓尺寸较大；、需张紧装置；
3、由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。方案二：1、结构特点：1）外传动为联轴器传动；2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。2、该方案的优缺点：优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。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
4、构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。故选择方案二较合理。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw 按下试计算 式中Fw=4000N V=2m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 =0.96 代入上式得=8.33Kw电动机的输出功率功率 按下式 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由式 由机械设计课程设计表2-2滚动轴承效率=0.99：联轴器传动效率= 0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为 Kw 因载荷平稳，电动机核定功率P
5、w只需要稍大于即可。按机械设计课程设计表16-1中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率为11kw。3.确定电动机转速按机械设计课程设计表2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为则根据电机的转速以及电机的额定功率有机械设计课程设计表16-1查得：电机型号额定功率同步转速/满载转速/总传动比Y160L-611100097011.42Y160M-4111500146017.19综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的Y系列电动机Y160L-6,其满载转速为970r/min,
6、电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在机械设计课程设计16-2,表16-37中查的。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由上一步得总传动比=11.422、传动比的分配 初选=3.9 =2.9=11.31 又 所以五、运动参数及动力参数计算1、各轴的转速轴 轴=248.72轴=85.77 滚筒轴=85.772、各轴转速输入功率=9.13kw轴=9.04 kw轴 =8.77 kw轴=8.51 kw 滚筒轴 =8.34 kw3、各轴的输入转矩计算 轴 =89.00轴 =336.74轴 =947.54 工作轴 =928.61 电机轴 =89.89六、传动零件的设计计算（一
7、）高速级齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)3）材料选择。由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数=24，则：=93.6 取=94齿数比u=3.91675）初选螺旋角=2、按齿面接触疲劳强度设计（1）确定公式内的各项数值1）试选载荷系数=1.62）由机械设计图10-30选取区域系数=2.4333）由机械设计图10-26查得=0.788 =0.86
8、3；则：=+=1.6514）小齿轮传递的转矩=89.00=8.95）由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。6）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8（大小齿轮均采用锻造）7）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa；由图10-21c按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=390Mpa。8）计算应力循环次数=60=2.7936；2.7936/3.9167=7.1325 9）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.94=1.02。10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数S=1，=0.94550Mpa=517Mpa=1.023
9、90Mpa=397.8Mpa =457.4Mpa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径=60.433mm2）计算圆周速度v=3.0683）计算齿宽b及模数b=60.433mm=2.443mm4）齿高h=2.25=2.252.433mm=5.474mmb/h=11.045）计算纵向重合度=1.9036）计算载荷系数K由机械设计表10-2查得：使用系数=1；根据v=3.068m/s,8级精度、由机械设计图10-8查得：=1.12；由表10-3查得：=1.4（假设/b100N/mm）由表10-4查得：8级精度、调质处理小齿轮相对支承非对称布置时：=1.46根据b/h=11.04 =1.46 由图10-1
10、3查得：=1.4。故载荷系数=2.297)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=60.433=68.105mm8）计算模数=2.753mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数=2.1172）根据纵向重合度=1.903 由机械设计图10-28查得螺旋角影响系数=0.88。3）计算当量齿数=26.27=102.904)查取齿数系数及应力校正系数。由机械设计表10-5查得：=2.590 =2.173 =1.598 =1.7945）由机械设计图10-20C按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa, 由图10-20B按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =325M
11、pa。6）由机械设计图10-18查弯曲疲劳寿命系数=0.92 =0.947)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，=249.714Mpa=218.214Mpa8)计算大小齿轮的并加以比较=0.0166=0.0179大齿轮的数值大。（2）计算（按大齿轮）=1.72mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数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1.72mm并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=68.105mm 重
12、新修正齿轮齿数，=33.04 取=34 则：=34X3.9=132.6 取=133 因此与原分配传动比3.9接近。4、几何尺寸计算（1）中心距计算=172.11mm 圆整后取a=172mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=（3）计算大小齿轮的分度圆直径=70.036mm=273.964mm（4）计算齿轮宽度b=mm 圆整后取b=70mm 则： =75mm（小齿轮） =70mm（大齿轮）因有的系数发生了变化，故相应的有关参数需要修正，然后再修正计算的结果，看齿轮的强度是否足够。（5）修正计算结果1)= =37.15；=145.3；由机械设计表10-5查得：=2.43 =2.156 =1.66 =1.8112)由机械设计图10-26查得=0.80 =0.91 则：=+=1.713)=0.318=2.665根据纵向重合度=2.665 从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数=0.854）=3.555根据V=3.555、8级精度。由机械设计10-8查得5）齿高由机械设计表10-4查得：8级精度、调质处理的小齿轮相对支承非对称布置时：=1.460根据 由图10-13查得6）=2541.55N 故查取、时，假设是合适的。仍用；7）齿面接触疲劳强度计算用载荷系数=2.41
