1、带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计说明书输送带工作拉力：3600 N 输送带工作速度：1.6 m/s 卷筒直径：320mm 使用寿命：8 年， 2 班制。1,设计说明书 1份； 2,减速器装配图 1张（A0 或 A1）； 3,零件工作图 13张。一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限 10年，每年按 300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1.7KN；带速 V=1.4m/s；滚筒直径 D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y
2、 系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率： 总= 带2 轴承 齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9920.970.990.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000 总=17001.4/10000.86 =2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.4/220=121.5r/min根据【2】表 2.2中推荐的合理传动比范围，取 V带传动比 Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围 Ic=35，则合理总传动比 i的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=inw=（620）121.5=7292430r/
3、min符合这一范围的同步转速有 960 r/min和 1420r/min。由【2】表 8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案 1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案 2适中。故选择电动机型号 Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的
4、额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速 1420r/min，额定转矩 2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i 总=n 电动/n 筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取 i带=3（2） i 总=i 齿i 带 i 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/
5、min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd 带=2.760.96=2.64KWPII=PI 轴承 齿轮=2.640.990.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56NmTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26NmTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58Nm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通 V带截型由课本1P189 表 10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.22.76=3.3KW据 PC=3.3KW和 n1=
6、473.33r/min由课本1P189 图 10-12得：选用 A型 V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本 P190表 10-9，取 dd1=95mmdmin=75dd2=i带 dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由课本1P190 表 10-9，取 dd2=280带速 V：V=dd1n1/601000=951420/601000=7.06m/s在 525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距 a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=
7、1605.8mm根据课本1表（10-6）选取相近的 Ld=1600mm确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（适用）（5） 确定带的根数单根 V带传递的额定功率.据 dd1和 n1，查课本图 10-9得 P1=1.4KWi1 时单根 V带的额定功率增量.据带型及 i查1表 10-2得 P1=0.17KW查1表 10-3，得 K=0.94；查1表 10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL
8、=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取 3根)(6) 计算轴上压力由课本1表 10-5查得 q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根 V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062=134.3kN则作用在轴承的压力 FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表1 表 6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为 45钢，
9、调质，齿面硬度 260HBS；大齿轮材料也为 45钢，正火处理，硬度为 215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比 i齿=3.89取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 20=77.8 取 z2=78 由课本表 6-12取 d=1.1(3)转矩 T1T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660Nmm(4)载荷系数 k : 取 k=1.2(5)许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由课本1图 6-37查得
10、：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数 Zn：按一年 300个工作日，每天 16h计算，由公式 N=60njtn 计算N1=60473.331030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1课本图 6-38中曲线 1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1
11、=49.04/20=2.45mm取课本1P79 标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取 b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数 YFs 由课本1图 6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力bb根据课本1P116：bb= bblim YN/SFmin由课本1图 6-41得弯曲疲劳极限 bblim 应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410M
12、pa由课本1图 6-42得弯曲疲劳寿命系数 YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求，取 SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa48000h 预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查1表 14-19可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm,基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN
13、,查2表 10.1可知极限转速 13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h （1）已知 nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本 P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数 x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
14、根据课本 P265表（14-14）得 e=0.68FA1/FR148000h 预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表 12-6高速轴(主动轴)与 V带轮联接的键为：键 836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键 1040 GB1096-792键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键 1445 GB1096-79bh=149,L=45,则 Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MP
15、a= 因此剪切强度足够键 836 GB1096-79和键 1040 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M181.5油面指示器选用游标尺 M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M181.5根据机械设计基础课程设计表 5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料 Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料 Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料 Q235螺栓：GB578286
16、M14100，材料 Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取 z=8(2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45取 z1=8(3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸缘厚度 b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.58=20(6)地脚螺钉直径 df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(取 18) (7)地脚螺钉数目 n=4 (因为 a250) (8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取
17、14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取 10) (10)连接螺栓 d2的间距 L=150-200(11)轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取 8) (12)检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取 6)(13)定位销直径 d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(14)df.d1.d2至外箱壁距离 C1(15) Df.d2(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离 C1C2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6
18、mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3D轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以 Md1和 Md3 互不干涉为准，一般取SD2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度 12m/s，当 m20 时，浸油深度 h约为 1个齿高，但不小于 10mm，所以浸油高度约为 36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89全损耗系统用油 L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
