目录1.题目 (1)2.传动方案的分析 (2)3.电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 (2)4.传动零件的设计计算 (5)5.轴的设计计算 (16)6.轴承的选择和校核 (26)7.键联接的选择和校核 (27)8.联轴器的选择 (28)9.减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 (28)10.减速器箱体设计及附件的选择和说明 (29)11.设计总结 (31)12.参考文献 (31)广东技术师范学院机电系《机械设计课程设计》设计任务书题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。

设计参数如下表所示。

1、基本数据数据编号QB-5运输带工作拉力F/N2000运输带工作速度1.4v/(m/s)卷筒直径D/mm340滚筒效率η0.962.工作情况两班制，连续单向运转，载荷平稳；3.工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35度左右。

4.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工7～8级齿轮；加工条件：小批量生产。

生产30台6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作；运输带速度允许误差±5%；两班制工作，3年大修，使用期限15年。

(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。

)8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或sA1)；2、零件图1～3张；3、设计说明书一份。

§2传动方案的分析1—电动机，2—弹性联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—高速级齿轮，5—低速级齿轮6—刚性联轴器7—卷筒方案分析:由计算(下页)可知电机的转速的范围为:674.410～3372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为1500r/min .功率为4kw.又可知总传动比为17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。

两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。

但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。

从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y 系列三相交流异步电动机。

2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率P wP w = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw (2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd ，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。

设η1、η2、η3、η4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为 η总=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877==总ηwd P P 2.8/0.877=3.193kw3.选择电动机转速由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i 联=1两级减速器传动 i 减=8～40(i 齿=3～6) 则传动装置总传动比的合理范围为 i 总= i 联×i 齿1×i 齿2 i ‘总=1×（8～40）=（8～40） 电动机转速的可选范围为 n w =DV60=60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min n d =i ‘总×n w =（8～40）×n w =8n w ～40n w =629.34～3147.2r/min根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000minr。

选用同步转速为1500r/min，输出轴直径为28j6mm选定电动机型号为Y112M-4。

二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i总= n m/ n w=1440/78.68＝18.30式中n m----电动机满载转速，1440 r/min;n w----工作机的转速，78.68 r/min。

2.分配传动装置各级传动比i总=i联×i齿1×i齿2分配原则：（1）i齿=3～6 i齿1=（1.3～1.4）i齿2减速器的总传动比为i = i总/ i联=18.30双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1 = i3.1= 4.877低速级的传动比i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752三、运动参数和动力参数计算1.各轴转速计算n 0= n m =1440 r/min n Ⅰ= n m / i 联 =1440 r/minn Ⅱ= n Ⅰ / i 齿1 = 1440/4.877=295.26 r/minn Ⅲ= n Ⅱ / i 齿2 =295.26/3.752=78.69r/min 2.各轴输入功率 P 0= P d =3.193kwP Ⅰ= P d η4 = 3.193x0.99=3.163kw P Ⅱ= P Ⅰη2η3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwP Ⅲ= P Ⅱη2η3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw 3.各轴输入转矩T 0 = 9550P d /n 0 =9550x3.193/1440=21.176m N ⋅ T Ⅰ = 9550P Ⅰ/n Ⅰ=9550x3.161/1440=20.964m N ⋅ T Ⅱ = 9550P Ⅱ/n Ⅱ = 9550x3.067/295.26=99.20m N ⋅ T Ⅲ = 9550P Ⅲ/n Ⅲ = 9550x2.9767/78.69=361.174m N ⋅表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目 轴号 功率()kw转速()min r n转矩()m N T ⋅传动比0轴 3.193 1440 21.176 1 Ⅰ轴3.161 1440 20.9644.877 Ⅱ轴 3.067 295.26 99.200 3.752Ⅲ轴2.976778.69361.1744传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 （一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目计算（或选择）依据计算过程 单位 计算（或确定）结果 1．选齿轮精度等级查[1]P208 表10-8 传输机为一般工作机速度不高 级72．材料选择查[1]P180 表10-1小齿轮40Cr(调质) 大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3．选择齿数Z)40~20(1=Z 12iZ Z =12Z Z U =Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875个 1Z ＝24 2Z ＝117U ＝4.8755．按齿面接触疲劳强度设计（1）试选K t试选1.3 K t=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T 1T=9550XP1/n1T=9550x3161/1440=2.0963X104NmmT 1=2.096x 104(3)齿宽系数Фd由[1]P201表10-7d=0.7~1.15Фd=1(4)材料的弹性影响系数Z E由[1] P198表10-6锻钢MP 1/2Z E=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限lim H σ 由[1]P207图 １０－２１ｄ=1lim H σ600 =2lim H σ550MPa=1lim H σ600 =2lim H σ550（6）应力循环次数N由[1]式１０－１３N 1=60n 1jL h = 60X1440X16X300X 15＝ 6.2208X109112/齿i N N ==6.22X109/4.877=1.275X109N 1=6.22X109N 2=1.28X109（7）接触疲劳强度寿命系数K HN 由[1]P203图10-19 K HN1 = 0.90 K HN2 = 0.95 K HN1 = 0.90 K HN2 = 0.95（8）计算接触疲劳强度许用应力[σH ]取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式１０－１２得[σH ]1=SK H HN 1lim 1σ =0.90X600/1=540[σH ]2=SK H HN 2lim 2σ=0.95X550/1=522.5MPa[σH ]1= 540[σH ]2= 522.5（9）试算小齿轮分度圆直径t d 1按[1]式（10－21）试算3211)][(132.2H E d t t Z u u T k d σ+⋅Φ≥＝37.8225mm 37.823（10）计算圆周速度v10006011⨯=n d v t πV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034m/sV=2.85（11）计算齿宽B b = φd d 1tB 1=1×37.823mm B 1=37.823（12）模数nt m11z d m tnt =nt m ＝37.823/24＝1.576h = 2.25m nt =3.546 b/h=37.823/3.546=10.5769度nt m =1.576h =3.546 b/h= 10.577 （13）计算载荷系数K由[1]表10-2查得使用系数1=A K根据v= 2.85级精度，由[1]P190图10-8查得动载荷系数=V K 1.10 由[1]表１０－４P194查得 K H β=1.12+0.18(1+0.6φd 2)φd 2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X 21)21+ 0.23X10-3X37.823=1.417由[1]图１０－１３P195查得K F β=1.34假定mm N d F K tA /1001<，由[1]P193表10-3查得==ααF H K K 1.2故载荷系数K=K A K V K HαK Hβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870K=1.870（14）按实际的载荷系数校正分由[1]式10-10ａ d 1=d 1t 3/t K K = 42.696mmd 1=42.70度圆直径 （15）计算模数n m11z d m n =＝42.70/24=1.779mmm n =1.786．按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算载荷系数KK=K A K V K F αK F βK ＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688K ＝1.769(2)齿形系数Fsa 由[1]P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65 Fsa2=2.166（3）应力校正系数Y Sa由[1] P197 表１０－５ Y Sa1=1.58Y Sa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.804（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限FE σ由[1]P204 图１０－２０ｃ=1FE σ500 =2FE σ380 MPa=1FE σ500=2FE σ380（5）弯曲疲劳强度寿命系数1FN K 由[1]P202 图１０－１８ =1FN K 0.84 =2FN K 0.88=1FN K 0.84 =2FN K 0.88（6）计算弯曲疲劳许用应力[σF ]取弯曲疲劳安全系数S ＝1.35，由式10-12得[σF ]1= SK FE FN 11σ＝0.85X500/1.35=314.8148[σF ]2=SK FE FN 22σ＝0.88X380/1.35=247.7037MPa[σF ]1=314.815[σF ]2=247.704（7）计算大小齿轮的][F SaFa Y Y σ并加以比较111][F Sa Fa Y Y σ＝2.65x1.58/314.815=0.013299222][F Sa Fa Y Y σ＝2.166x1.804/247.704=0.01577499结论：取0.01577111][F Sa Fa Y Y σ＝0.01330222][F Sa Fa Y Y σ=0.01577大齿轮值大 （8）齿根弯曲强度设计计算由[1]式１０－5 3211][2F S F d n Y Y Z KT m σαα⋅Φ≥3211][2F S F d n Y Y Z KT m σαα⋅Φ≥=1.10298mm1.103结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m ＝ 2mm ，已可满足弯曲强度。