减速器机械设计课程设计说明书一．任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置二. 传动装置总体设计设计工作量：1.减速器装配图一张（A3）2.零件图（1～3）3.设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力 T(N/m)___850______运输机带速V（m/s） ____1.60_____ 卷筒直径D（mm） ___270______已给方案三．选择电动机1．传动装置的总效率：η=η1η2η2η3η4η5式中：η1为V带的传动效率，取η1=0.96；η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99；η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97;η为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.99；η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。
所以，传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.859电动机所需要的功率P=FV/η=850*1.6/（0.859×1000）=1.58KW 2．卷筒的转速计算nw=60*1000V/πD=60*1000*1.6/3.14*500=119.37r/minV 带传动的传动比范围为]4,2['1 i ;机械设计第八版142页 一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[3，5]；机械设计第八版413页 总传动比的范围为[6，20]； 则电动机的转速范围为[716,2387]; 3．选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y 系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L1-4型电动机。
额定功率2.2KW ，满载转速1430（r/min ）,额定转矩2.2（N/m ）,最大转矩2.3（N/m ） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比ia=n/nw=1430/119.37=12.00 式中：n 为电动机满载转速；wn为工作机轴转速。
取V 带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ia/3=4.00; 5．计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。
O 轴：n0=1430 r/min;Ⅰ轴：n1=n1/i01=1430/3=476.67 r/min; Ⅱ轴：n2=n2/i12=115.27 r/min卷筒轴：n3=n2=115.27 r/min 7.计算各轴的功率 O 轴：P0=2.2(KW);Ⅰ轴：P1=P ⨯η1=2.2⨯0.96=2.11(KW);Ⅱ轴P2=P1⨯η2η3=2.11⨯0.99⨯0.97=2.03(KW);III 轴（卷筒轴）的输入功率：P3=P2⨯η⨯η2=2.03⨯0.98⨯0.99=2.00(KW) 8．计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550⨯P1/n1=9550⨯2.11/476.67=42，27N ·m Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=168.18 N ·m Ⅱ轴的转矩：T3=T2⨯i2*η2⨯η3=195.3⨯6.76⨯0.99⨯0.97=165.70N ·m 第二部分 传动零件的计算四.V 型带零件设计1.计算功率： 3.933.1=⨯=⨯=P KACA Pk A --------工作情况系数，查表取值1.3;（机械设计第八版156页）p --------电动机的额定功率2.选择带型根据 3.9=P CA ，n=1430,可知选择B 型； （机械设计第八版157页） 由表8－6和表8－8取主动轮基准直径 mm dd 0011=则从动轮的直径为 0302=d d3.验算带的速度1000601⨯=nv ddπ=100060143000114.3⨯⨯⨯=7.5m/s机械设计第八版157页 V 带的速度合适4、确定普通V 带的基准长度和传动中心矩根据0.7(d d 1+d d 2)<a 0<2(d d 1+d d 2)，初步确定中心矩（机械设计第八版152页）oa=600mm5.计算带所需的基准长度：d L= 0212214/)(2/)(2addddad d d d -=++π=1828.3mm机械设计第八版158页由表8－2选带的基准长度L d =2000mm 6.计算实际中心距a2/)(0dodLLaa -+==685.85mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角1αa d d d d /3.57)(18001201⨯--=α=092.163 o 90〉7.确定带的根数ZZ ＝kk p p plcaα)(0∆+ （机械设计第八版158页）由min /971r n =， 3,1401==i mm dd 查表8－4a 和表8－4b得 p 0=1.32，p 0∆=0.11，Pca=3.9查表8－5得：=k α0.955,查表8－2得：=k l 1.07，则 Z ＝kk p p plcaα)(0∆+=2.77取Z=3根 8.计算预紧力vk pF q VZca20)15.2(500+-=α（机械设计第八版158页）查表8-3得q=0.10（kg/m ） 则Fo=145.8N9.计算作用在轴上的压轴力==)2/sin(210αzF Fp863.51N （机械设计第八版158页）五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径0011=d d，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径3002=d d，采用孔板式。
六．齿轮的设计1．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； （1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。
由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS ，二者的材料硬度相差为40HBS 。
(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为24⨯6.76=97.36，取2Z =972按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，即1t d ≥（机械设计第八版203页）选用载荷系数tK=1.3计算小齿轮传递的转矩mm N nPT/104.227376.674/2.11105.95/105.95451151⨯=⨯⨯=⨯=由表10-7选定齿轮的齿宽系数1=dφ；（机械设计第八版205页）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ1lim H =600Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限σ2lim H =550MPa 3.计算应力循环次数N1=L n h j 160=60⨯476.67⨯1⨯（24⨯365⨯10）=2.5⨯910；（机械设计第八版206页）2N=2.51⨯910/4.057=91062.0⨯ 取接触疲劳寿命系数1HN K =0.89, 2HN K=0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，得[]SKHN H1lim 11σσ==534[]SKHN H2lim 22σσ==492.25机械设计第八版205页 5.计算接触疲劳许用应力。
1)试算小齿轮分度圆的直径td1，带入[]Hσ中较小的值1td≥=2.32234)25.4928.189(76.676.71104.22733.1⨯⨯⨯⨯31=49mm(1)计算圆周的速度V10006011⨯=ndV tπ=1.22mm/s(2)计算齿宽btddb 1φ==1⨯49mm=49mm(3)计算齿宽和齿高之比。
模数11zd mt t==2 mm齿高t m h 25.2==4.5 mm=h b4.549=10.89 (4）计算载荷系数。
根据V=1.22mm/s;7级精度，可查得动载系数vk =0.6；（机械设计第八版194页） 直齿轮 ααF K=H k=1;可得使用系数 Ak=1;机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，βH k =1.422；机械设计第八版196页 由=hb 10.68，βH k=1.423 可得βF K=1.35故载荷系数βαH H VAKKKKK ⨯⨯⨯==423.116.01⨯⨯⨯=0.8538（机械设计第八版192页） (5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。
311tt KKdd==42.5mm(6）计算模数m 。
11zd m ==2442.5=1.7；取m=2 6．按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式 []321)(12σφFSa Fa dY Y z KT m ≥；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE α=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限2FE α=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.86, 2FN K=0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得[]S KFE FN 111Fαα==4.150086.0⨯=307.14 Mpa []SKFE FN 222Fαα==4.138087.0⨯ =236.14 Mpa 计算载荷系数KβαF F VAKKKKK == 36.116.01⨯⨯⨯ =0.816查取齿形系数。
查得 =1Fa Y2.65 =2Fa Y2.06机械设计第八版200页 6)查取应力校正系数。
查表可得1Sa Y= 1.58 2Sa Y=1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的[]σFSaFaYY 并加以比较。
[]111FSa Fa YYσ=14.30785.165.2⨯=0.0159[]222FSa Fa YYσ=14.23697.106.2⨯ =0.0172大齿轮的数值大。
（2）设计计算。
3240172.0241109684.12816.02⨯⨯⨯⨯⨯≥m =1.84 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 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2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径1d =48 mm ，算出小齿轮数md Z11==248=24 大齿轮的齿数2Z =24⨯4.057=97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费 4.几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径1d=1z m=48mm 2d=2Zm=194mm(2)计算中心距221d da +==120mm（3）计算齿轮的宽度==1db dφ48 mm七．轴的设计与校核高速轴的计算。