1、一、设计任务书（一） 、题目设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器. （二） 、原始数据运输机工作轴转矩 T:800N.m运输带工作速度 V:0.70m/s卷筒直径 D:350mm（三） 、工作条件连续单向运转，空载启动，中等冲击，使用期限为 10年,双班制工作，运输带速度允许误差为5%。二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速） ，且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器. 。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号
2、零件的说明：1电动机 2-联轴器 3二级圆柱齿轮减速器4运输带 5-带筒三、电动机的选择计算（一） 、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。（二） 、选择电动机的容量：按照机械设计课程设计中式（2-4） ，电动机所需工作功率为： WdP按照机械设计课程设计中式（2-1）计算结果计 算 结 果工作机所需功率为： 803.2.()95wWTnPkw传动装置的总效率为：=0.825所需电动机效率为： 3.2.9085dk因载荷平稳，电动机的额定功率 Ped选略大于 Pd即可。由表 16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 Ped
3、为 3.90kw。（三） 、确定电动机的转速按照机械设计课程设计中式（2-3）卷筒轴工作转速 60138.2/minwvnrDV带传动比 =4i带二级圆柱齿轮减速器为 ;则总传动比的范围为, 0i减 =160i带 减故电动机转速的可选范围为 (16)38.261.5.2/mindwni r符合这一范围的同步转速有 1000r/min、1500r/min, 3000r/min 三种。方案对比：如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案 1效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案 2。现选用方案 2。选定电动机的型号为 Y
4、132M-4电动机数据及总传动比：四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一） 、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比 14037.68.2mwni总其中， 为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比 为i减 电 机 转 速 n/(r/min)方案 电 动 机型 号 额 定 功 率Ped / KW 同步转速 满载转速1 Y132S2-2 7.5 3000 29202 Y132M-4 7.5 1500 14403 Y160M-6 7.5 1000 970=0.8253.90dPkw38.2/minwnrY132M-4=37.68i总038.6=12.9i总减取
5、两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比 0.50.51(4)=42ii减 （ 8）则低速级的传动比 21.89=3.5i减(二)、传动装置运动及动力参数的计算1、0 轴（电机轴）： 3.90dPkw04/minmnr00.9525.86()140TNm2、1 轴（高速轴） 013.9.74Pkw1048/minnri113.7495.1()0TNm3、2 轴（中间轴） 123.960.93.7P kw21480./in.5nri223.70912.8()94TNm4、3 轴（低速轴） 233.0.973.5P kw321.947./in0nri33.5590.64()2TNm5、4 轴（滚筒轴
6、） 3443.3.48P kw14.25iY112M-603.9Pkw014/minnr025.86()TN13.74Pkw80/minnr1.()TN23.70Pkw21.94/minnr23.87()TN3.5Pkw72/minnr390.64()TN4.8Pkw437.2/minnr443.895091.7()PTNm6、说明13轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率 0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数功 率 P / KW 转 矩 T/（N m）轴 名输 入 输 出 输 入 输 出转 速n/(r/min)传动比i效
7、率电机轴 3.90 42.84 14401 轴 3.74 3.59 74.41 71.43 4802 轴 3.70 3.55 312.87 300.36 112.943 轴 3.55 3.41 909.64 873.25 37.27卷筒轴 3.48 3.41 869.54 852.15 37.2734.253.0310960960960. 98五、传动零件的设计计算-减速箱内传动零件设计（一） 、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由机械设计表 10-1得，小齿轮用 40cr表面淬火，硬度为 48-55HRC，取为 55；大齿轮用 45钢表面淬火，硬度为 40-50HRC，取为 45。小齿
8、轮许用接触应力150105HMPa437.2/minnr4891.()TN105HMPa计 算 结 果大齿轮许用接触应力2501495HMPa小齿轮许用弯曲应力 16.27.f大齿轮许用弯曲应力 20.54.f Pa2、齿面接触疲劳强度设计(1)、选择齿数通常 ,取 , 1Z120Z3424.59i4307(2)、小齿轮传递的 T1 6119.54PNmn623.0385T(3)、选择齿宽系数由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取 d =0.5(4)、确定载荷系数 KK=1.31.6，由于齿轮为非对称布置，所以取 K=1.5(5)、计算法面膜数：一般 ，取 ，01820121cos.978当
9、量齿数 ,4vZ7v齿型系数由1表 9-7查的 ,1.6FY2.F取 1FY，取1231.6cos.3IFdKTMnz 12.5Mn一般 ,取 ,01820.978当量齿数 ,36vZ4v齿型系数由机械设计查图 10-17的 ，32.60FY4.28F取 3FY295HMPa17.f2.5fPa,10Z34295712.5Mn23.取12321.6cos3.08IFdKTYMnz 23.5Mn(6) 、齿轮几何尺寸的计算确定中心距 取1215.cosZna1a3422 23.5Mn1a2145a计 算 结 果计算 角 12101cos.96ZMnar1cos.9781202 .31.分度圆 1
10、53.68cosZndm21.97M3285.0cosZndm42.9齿顶圆直径 1153.6802.58.60nad m2791397m32.an40382508d齿根圆直径 11.5.6.47.3nf m27126fm23.8.90.5.0nfd453938f m齿宽 取2d1b 0.682.4020bm3取4d .59.545m3b0齿面接触疲劳强度校核满足强度要求11 160HHKTibd满足强度要求12 22i01.9602.315.68dm23.97385.0dm42.9230bm15430bm满足强度要求23 33160HHKTibd满足强度要求24 44i验证速度误差 32.1
11、85.9.0.51/6060dnv ms由表 19-8取 10级精度4.37.2.68/11Dv s0.6980%.5A齿轮设计满足工作要求(二)、高速级普通 V带传动的设计计算1、确定设计功率 cP由机械设计查表 10-2， ，已知1.AK3.90dPkw根据1式（8-15）设计功率为： .142cAW2、选定带型根据机械设计表 8-1确定为 A型 V带3、小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径 ， 12dm则大带轮基准直径 取236235dm4、验算带速根据机械设计式（8-13） ，带速 v为 108.4/6dns带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递
12、相同功率时，则要求有效拉力 Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在 5-25m/s范围内，符合要求。5、初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距 a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据机械设计式（8-20） ，中心距 0a为： 21217.0dd0326.934a取 05m 4.29cPkW12dm235d8.4/vms05am6、初算带基准长度根据1式（7-14） ，带的基准长度 0dL为020421221adaLd = 235586.40m由机械设计式（8-2）选取
13、标准基准长度 d0L17、实际中心距由机械设计式（8-23） ，实际中心距 a为d00L-18-6.42a559.72考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取 a=520mm8、验算小带轮包角由机械设计式（8-25） ，小带轮包角 1为211 352057.807.315.20da 故小带轮包角1，符合要求9、V 带根数由机械设计式（8-26）V 带根数 Z为： LdKP0取 01.62PKW7.9310LK所以 根 取 根。4.7Z5Z10、单根 V带张紧力初拉力 Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力 Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根 V带的初拉力由机械设计式（8-27） ，单根 V带的张紧力 0F为：25.20qvPZKC由机械设计表 8-3查得 mkgq/1.018dLma=520mmZ=5计 算 结 果
