目录一．设计任务书 (2)二. 传动装置总体设计 (3)三．电动机的选择 (4)四． V带设计 (6)五．带轮的设计 (8)六．齿轮的设计及校核 (9)七．高速轴的设计校核 (14)八．低速轴的设计和校核 (21)九.轴承强度的校核 (29)十．键的选择和校核 (31)十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择 (32)十二. 箱体的设置 (33)十四.设计总结 (37)十五。
参考文献 (38)一．任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：工作条件：一半制，连续单向运转。
载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
使用年限：十年，大修期三年。
生产批量：十台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。
动力来源：电力，三相交流（380/220）。
运输带速度允许误差：±5%。
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)___4800______运输机带速V（m/s）____1.25_____ 卷筒直径D（mm）___500______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=0.98； 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=0.86 电动机所需要的功率P=FV/η=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW 2．卷筒的转速计算nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/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∈[8，10 ]；机械设计第八版413页 总传动比的范围为[16，40]； 则电动机的转速范围为[763,1908]; 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Y160M-6型电动机。
额定功率7.5KW ，满载转速971（r/min ）,额定转矩2.0（N/m ）,最大转矩2.0（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ib=n/nw=971/47.7=20.3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=ib/3=10.03; 5．计算传动装置的运动和动力参数 6.计算各轴的转速。
Ⅰ轴：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min; Ⅱ轴：n2=ni/6.76=47.7; r/min 卷筒轴：n3=n2=47.7 r/min 7.计算各轴的功率Ⅰ轴：P1=P ⨯η1=6.97⨯0.96=6.5184(KW); Ⅱ轴P2=P1⨯η2η3=6.5184⨯0.99⨯0.97=6.25(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P2⨯η⨯η2=6.25⨯0.98⨯0.99=6.06(KW) 8．计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550⨯P/n=9660⨯6.97/971=68.5 N ·m Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N ·m Ⅱ轴的转矩：T3=T2⨯i2*η2⨯η3=195.3⨯6.76⨯0.99⨯0.97=1267.8N ·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：75.95.73.1=⨯=⨯=P KACAPk 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75.9=P CA ，n=971,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 1401=则从动轮的直径为 4202=d d据表8－8，取4502=b d mm3.验算带的速度1000601⨯=nv ddπ=10006097114014.3⨯⨯⨯=7.11m/s机械设计第八版157页 7.11m/s 〈25m/sV 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=1000mm5.计算带所需的基准长度：d L=212214/)(2/)(2addddad d d d -=++π=)10004/()140450(2/)140450(14.3100022⨯-++⨯+⨯=2950.6mm机械设计第八版158页由表8－2选带的基准长度L d =3150mm6.计算实际中心距a2/)(0dodLLaa -+==2/)6.29503150(1000-+/2=1100mm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=09.163 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m in /971r n =， 3,1401==i mm d d 查表8－4a 和表8－4b得p=1.68，p∆=0.31查表8－5得：=k α0.955,查表8－2得：=k l 1.07，则Z ＝kk p p plcaα)(0∆+=9.75/(1.68+0.31)0.955 ⨯1.07=4.794 取Z=5根 8.计算预紧力vk pF q VZca20)15.2(500+-=α机械158页查表8-3得q=0.18（kg/m ） 则2011.718.0)1955.05.2(511.775.9500⨯+-⨯⨯⨯=F =230.8N 9.计算作用在轴上的压轴力==)2/sin(210αzF Fp095.81sin 8.23052⨯⨯⨯=2285.2N 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1401=d d，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径4502=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=162.24，取2Z =1632按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，即1td≥ 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/109684.12480/518.6105.95/105.95451151⨯=⨯⨯=⨯=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⨯323.6⨯1⨯（24⨯365⨯10）=1.7⨯910；机械设计第八版206页 2N=2.522⨯910/6.76=91037.0⨯ 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[]S KHN 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≥234)25.4928.189(76.676.71109684.123.1⨯⨯⨯⨯31=71mm (1)计算圆周的速度V10006011⨯=ndV tπ=1000606.3237114.3⨯⨯⨯=1.20mm/s(2)计算齿宽btddb 1φ==1⨯71mm=71mm(3)计算齿宽和齿高之比。
模数11zd mt t==2.95 mm齿高t m h 25.2==2.25⨯2.95=6.63 mm=h b 58.63.70=11 (4）计算载荷系数。
根据V=1.2mm/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 =1.423；机械设计第八版196页 由=hb 10.68，βH k=1.423 可得βF K=1.36故载荷系数βαH H VAKKKKK ⨯⨯⨯==423.116.01⨯⨯⨯=0.8538机械设计第八版192页 计算载荷系数K βαF F VAKKKKK == 36.116.01⨯⨯⨯ =0.816[]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。
3240172.024*******.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 =71 mm ，算出小齿轮数md Z11==271=31 大齿轮的齿数2Z =6.76⨯31=210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=64mm2d=2Zm=420mm(2)计算中心距221d da +==242mm（3）计算齿轮的宽度==1db dφ64 mm七．轴的设计与校核高速轴的计算。