1、0目录一 设计任务书 .1二 电动机 的选择 .2三 传动装置的运动和动力参数计算 .33.1总传动比 33.2各轴的转速、输入功率、输入转矩3四 V 带传动零件的设计计算 .44.1确定计算功率44.2选取窄 V带带型44.3确定带轮基准直径 44.4确定窄 V带的基准长度和传动中心距 44.5计算基准长度 44.6计算实际中心矩 44.7验算主动轴上的包角 144.8计算窄 V带的根数z44.9计算预紧力 50F4.10计算作用在轴上的压轴力54.11带轮结构设计5五、高速级齿轮 设计 .65.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 65.2按齿面接触强度设计 65.3按齿根弯曲强度设计 7
2、5.4几何尺寸计算 95.5结构设计 9六、低速 级齿轮设计 .106.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数106.2按齿面接触强度设计106.3按齿根弯曲强度设计126.4几何尺寸计算136.5结构设计136.6 齿轮作用力的计算 146.7 浸油深度 15七、减速器机 体结 构尺寸 .161八、轴的结构设计 .178.1中间轴的设计计算178.1.1 已知条件 .178.1.2 选择轴的材料 .178.1.3 初算轴径 .178.1.4 结构设计 .178.1.5 键连接 .198.1.6 轴的受力分析 .198.1.7 校核轴的强度 .218.1.8 校核键连接的强度 .218.1.9
3、校核轴承寿命.218.2 高速轴的设计与计算 .228.2.1 已知条件 .228.2.2 选择轴的材料 .228.2.3 初算最小轴径 .238.2.4 结构设计 .238.2.5 键连接 .258.2.6 轴的受力分析 .258.2.7 校核轴的强度 .278.2.8 校核键连接的强度 .288.2.9 校核轴承寿命.288.3.低速轴的设计与计算 .298.3.1 已知条件 .298.3.2 选择轴的材料 .298.3.3 初算轴径 .298.3.4 结构设计 .298.3.5 键连接 .328.3.6 轴的受力分析 .328.3.7 校核轴的强度 .338.3.8 校核键连接的强度 .
4、338.3.9 校核轴承寿命 34九、减速器 附件的选择与设计 .35十、减速器箱体的设计.35十一、联轴器的选择 .36十二、设计小结 .36十三、参考文献 .360一 课题设计任务书1.1 设计题目和传动方案1、 题目：带式运输机传动装置设计2、 传动方案：V 带两级斜齿圆柱齿轮减速器传动1.2 已知条件和设计数据1、己知条件1） 工作条件：两班制，连续单向运动，载荷较毕稳，室内工作，有粉尘，环境温度最高 35C2） 使用折旧：8 年3） 检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；4） 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;5） 运输带速度允许误差： 5%;6） 制
5、造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2、 设计数据（同学根据本人分配到的题号抄下 F V和 D的值）1)输送带工作拉力 F=3.5kN 2)输送带工作速度 v=0.65m/s3)卷筒直径 D=340mm1二 电动机的选择计算及说明 结果2.1 选择电动机类型按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。稳定运转下运送带滚筒所需功率：350.62.751PFVKW运送带滚筒转速为： 610.36.min.4vrnD由 P5 表 1-7 查得 1（联轴器）=0.99， 2（球轴承）=0.98， 3（齿轮传动 7 级精度）=0.97 ，
6、 4（V 带）=0.96。电动机至运送带滚筒之间的总效率为： = =13249.03280.97.60.84所以电动机所需功率为 2.75.08dPKW由表 12-1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为 Y100L2-4，则所选取电动机：额定功率为 满载转速为 3edPKW1430minrn满载功率为 P =3.2496KWmP=2.275KW36.5minr0.827dPKW型号为Y100L24n =1430r/minmP =3.2496KW2三 传动装置的运动和动力参数计算计算及说明 结果3.1 总传动比 14309.186.5mni选用等浸油深
7、度原则，查表 1-8 得 （带轮） ； ；/39.8/.i出 124.i3412053.2 计算各轴的转速、功率和转矩：1) 转速：轴 I： 轴 II：轴 III： 2) 输入功率：轴 I： 轴 II： 轴 III：3) 输入转矩：轴 I：46.2510Nm轴 II： 5.轴 III： 57.3810Nm39.18i476./minInr14376./min.0mInri128I34.n3.51/iII ri.960.96ImPKW872.k齿滚 27II齿滚 46.2510ITNm662.899.5103II PTn13I.5/iIr3.196IPKW27.8I6.099.47IITn6.9
8、.II 5.I57.3810ITNm3参数轴名输入功率P（KW）转速n(r/min)输入转矩T（N*mm）传动比i轴 I 3.1196 476.67 62500 4.28轴 II 2.97 111.37 255000轴 III 2.82 36.51 7380003.05四 V 带传动设计计算及说明 结果4.1确定计算功率 caP由表 8-6查得工作情况系数 ，故1.2AK3496.W4.2选取窄 V带带型根据 和转速，由图 8-11确定 选用 A型。ca4.3 确定带轮基准直径由表 8-8初选主动轮基准直径 。根据式（8-10dm15） ，从动轮基准直径 。根据表23di8-8， 即为基准系列
9、。2315dm1.405/7.49/30/606nv ss所以带的速度合适。4.4确定窄 V带的基准长度和传动中心距根据 ，初步确定中心距12012.7()()dda。05am4.5计算带所需的基准长度 21210 02()()43551674dddLamm由表 8-2选带基准长度 。160dL4.6 计算实际中心距 aV带 A型10dm237.49/vs1674dLm53a4016740(50)53722dLam4.7 验算主动轴上的包角 1由式（8-6）得211 3108057.857.357da 所以主动轮上的包角合适。4.8 计算窄 V带的根数 z由式（8-22）知 0()caLPK由
10、 ， ， ，查表 8-4a和表 8-4b1430/minnr1d3i得0.6PW0.168P查表 8-5，得 ，查表 8-2，得 ，则938K 0.9LK0/().52.841.368930.cr Lz取 。z4.9 计算预紧力 0F20.5(1)caPqvvzK查表 8-3，得 ，故./qkgm203.8952.(1)0.748150.67438FN4.10 计算作用在轴上的压轴力 pF10 52sin.6sin.2pz4.11查表 8-10，带轮宽度 B=（z-1） e+2f=(3-1) 15+2 10=50mm4.12带轮结构设计材料选用 HT200.15701.36PKW83z015.
11、6FN82.7pB=50mm5五、高速级齿轮设计计算及说明 结果5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平稳性；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。3）材料选择。由表 10-1选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮为 45钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮124Z，故选 。21.80.7Ziz2103Z5）初选螺旋角 145.2按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为：12312()t HEtdKTuZ1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.
12、6。由图 10-30选取区域系数 。HZ=2.43 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得=0.780， =0.865，则12= =0.780+0.865=1.645。 由表 10-7选取齿宽系数 。1d 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 。1289.EZMPa 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮 。lim160HMPalim250HPa 由式 10-13计算应力循环次数199922647.1(83)1.08/.08/0.57hNnjLi 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ，1.5HNK。20.96HNK 计算接触疲劳许用应力124Z0314Kt=1.6
13、HZ=2.43=1.6451d1289.EZMPalim160Hli25912.8071.5HN266取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式得lim21li210.95670.28()/4HNHHKMPas2)计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得1td42312.650.82319.8()5447.9tdm 计算圆周速度1.6.1.98/600tdnv s 计算齿宽 b及模数 nt1147.9.coscos41.922.5.365/479/0dttntnt mmzhb 计算纵向重合度 10.38ta.8124tan1.903dZ 计算载荷系数 K取 ，根据 ，7 级精度，由图 10-8
14、查得动A.9/vms载系数 ；由 表 10-4查得 ；由图 10-13查得.V .K；由表 10-3查得 。故载荷系数135FK14HF1.08.2.5AH 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 331/47.9./16.9ttd m 计算模数 nm1cos52.6cos2.4nZ5.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）12570849HMPa147.9tdm.8/vs47.91.365/0ntbmh1.9342K.5F1H2.15.96dm2.4n7213cosFSandKTYmZ1)确定计算参数 计算载荷系数1.0841.352.0AVF 根据纵向重合度 ，从
15、图查得螺旋.93角影响系数 。 0.8Y 计算当量齿数 查取齿形系数 由表查得 ；12.59FY2.175FaY 查取应力校正系数由表查得 ；1.6Sa2.9Sa 查取弯曲疲劳强度极限由图 10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮 150FEMP2380FEMP 查取弯曲疲劳寿命系数由图 10-18 查得 ，10.85FNK2.8FN 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，由式（10-12） ，得4s12. 30.578286.FENPaMs 计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY12.591.60.337.8aSFY大齿轮的数值大。2)设计计算 42322.06510.cos140.631.5nmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数 大n于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取 =2mm，可满足弯n曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由153.d2.04K1938Y126.05VZ1.9FY275a.6S10.85FNK21230.578.6FPa120.36.FaSFY1.56nm=2mmn153.d
