机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置专业0 班设计者：指导老师：2009 年12 月27 日专业课设计课程设计说明书一、传动方案拟定……………………………………………二、电动机的选择……………………………………………三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………四、运动参数及动力参数计算………………………………五、传动零件的设计计算……………………………………六、轴的设计计算……………………………………………七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………八、键联接的选择及计算……………………………………九、润滑方式的确定………………………………………十、参考资料………………………………………………计算过程及计算说明一、传动方案拟定1．设计题目名称单级斜齿圆柱齿轮减速器。

2．运动简图3．工作条件运输机双班制工作，单向运转，有轻微振动，小批量生产，使用年限6年。

4，原始数据1．输送带牵引力 F=1100 N2．输送带线速度 V=1.5 m/s3．鼓轮直径 D=250 mm二、电动机选择1、选择电动机的类型：按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。

P：2、计算电机的容量dηa——电机至工作机之间的传动装置的总效率：85.096.099.097.099.095.03543321=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=ηηηηηηa式中：1η－带传动效率：0.95；2η－滚子轴承传动效率：0.993η－圆柱齿轮的传动效率：0.97；4η－弹性联轴器的传动效率：0.99 5η—卷筒的传动效率：0.96已知运输带的速度v=0.95m/s ：kw awdP P η= kw Fvww P η1000=所以：kwFv w adP 03.296.085.010005.111001000=⨯⨯⨯==ηη从表22-1中可选额定功率为3kw 的电动机。

3、确定电机转速： 卷筒的转速为：min /65.11425014.35.1100060100060r D v n =⨯⨯⨯=⨯=π 按表14-8推荐的传动比合理范围，取V 带传动比4~21=i单级圆柱齿轮减速器传动比6~42=i ，则从电动机到卷轴筒的总传动比合理范围为：24~8=i 。

故电动机转速可选的范围为：min /2752~91765.114)24~8(r n i nd=⨯=⨯=符合这一范围的转速有：1000r/min 、1500r/min ，；综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4，其主要参数如下：型号功率（KW ） 转速 （r/min ） 堵转转矩 额定转矩 最大转矩额定转矩Y100L2-4 314202.22.2额定功率kW 满载转速K HDADEFGHLAB31420 12245 160 2860824100 380 205三、计算总传动比及分配各级的传动比：总传动比：39.1265.1141420n===n i 卷筒总 分配传动比：取一级斜齿圆柱齿轮的传动比：51=i ，则一V 带的传动比：48.2539.120==i 四、运动参数及动力参数计算：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，ηηηη34231201——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

1、各轴转速：1轴：min /58.57248.214201r in n === 2轴min/5.114558.572112r in n ===卷筒轴：min /5.11423r n n ==2、各轴输入功率，输出功率： 输入功率： 1轴：kw P P Pdd93.195.003.21011=⨯=⨯=⨯=ηη2轴：KW P P P 91.197.099.093.13211212=⨯⨯=⨯⨯=⨯=ηηη卷筒轴：KW P P P87.199.099.091.14233423=⨯⨯=⨯⨯=⨯=ηηη输出功率： 1轴：KW p P 91.199.093.121'1=⨯=⨯=η2轴：KW p P89.199.091.122'2=⨯=⨯=η卷筒轴：KW p P 85.199.087.123'3=⨯=⨯=η3各轴输入转矩，输出转矩：电动机的输出转矩：m N nP T d d *65.13142003.2955095500=⨯=⨯= 1轴输入转矩：m N nP T *19.3258.57293.195509550111=⨯=⨯= 2轴输入转矩: m N nP T *31.1595.11491.195509550222=⨯=⨯= 卷筒轴输入转矩：m N nP T *97.1555.11487.195509550334=⨯=⨯= 输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.99。

运动和动力参数计算结果如下表：轴名 功率P （KW ） 转矩T （N*m ）转速（r/min ） 传动比 效率输入输出 输入 输出 电动机轴2.0313.65142050.951轴1.931.91 32.19 31.87572.582.480.962轴1.911.89 159.31 157.72114.51.000.98 卷筒轴 1.871.85 155.97 154.41114.5五、传动零件的设计计算： 1.设计V 带（1）确定V 带型号k A =1.2 P C =K A P=1.2×3=3.6KW根据c P =3.6KW 0n =1420r/min,选择A 型V 带，取mm d 901=。

大轮的基准直径：7.21898.09048.2)1(12=⨯⨯=-⨯⨯=εd i d 。

取mm d2242=。

ε为带传动的弹性滑动02.0~01.0=ε。

（2）验算带速：s m s m V n d /25/69.66000014209014.310006011<=⨯⨯=⨯⨯⨯=π 带速合适。

（3）确定V 带基准长度d L 和中心距a 0： 根据：)(2)(7.021021d d a d d +⨯<<+⨯可得a 0应在mm 628~8.219之间，初选中心距a 0=600mm 带长：m mad d d d a L 17006004)90224(26002412)(22)90224()(222100=⨯+++⨯=+++=--ππ取mm L d 1800=。

计算实际中心距：mm a L L a d6502170018006002=-+=-+≈。

（4）验算小带轮包角α：︒>︒=︒⨯--︒=︒⨯--︒=12020.1683.57650902241803.5718012ad d α合适。

（5）求V 带根数Z ：KK p p PLcα)(0∆+=Z今,90min,/142011mm r d n ==得：kw P07.10=传动比：5.2)02.01(90224)1(12=-=-=εd dikw P 17.00=∆由︒=20.1681α查表得98.0=K α，查表得：01.1=K L ， 由此可得：93.201.198.0)17.007.1(6.3)(0=⨯⨯+=∆+=Z KK p p PLc α取Z=3根。

（6）求作用在带轮轴上的压力Q F ： 查表得q=0.10kg/m ，故得单根V带的初拉力：N q zvv K P F c 49.14310.0)198.05.2(69.636.3500)15.2(50069.6220=⨯+-⨯⨯⨯=+-=α作用在轴上压力：N z F F Q 38.85622.168sin49.143322sin 210=︒⨯⨯⨯==α。

（7）确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d 1=90mm 采用实心式结构。

大带轮基准直径d 2=224mm ， 采用腹板式结构，基准图见零件工作图。

2、齿轮设计（1）选选齿轮的材料、精度和确定许用应力：因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr 调质，齿面硬度HBS 286~217，MPa H 750~6501lim =σ，MPa FE 620~5601=σ大齿轮用45钢调质，齿面硬度HRC 286~197，MPa H 620~5502lim =σ，MPa FE 480~4102=σ。

取0.1,25.1==s S H F ；取8.189,5.2==Z Z E H ；[σ1F ]=MPa SF FE 48025.16001==σ[σ2F ]=MPa SFFE 36025.14502==σ [σ1H ]=MPa SHH 70017001lim ==σ [σ2H ]=MPa SHH 60016002lim ==σ (2)按轮齿弯曲强度设计计算齿轮精度用8级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数8.0=Φd ， 小齿轮上的转矩：1010416122.358.57293.1955000055.9⨯=⨯=⨯=n T PN*mm 大齿轮上的转矩：10104226193.155.11491.1955000055.9⨯=⨯=⨯=nT P N*mm 初选螺旋角 150=β齿数：取221=Z ，则1102252=⨯=Z 齿形系数：06.12215110,12.241522cos cos 3231=︒==︒=Z Z v v查图11-8得,73.21=YFa 22.22=YFa 。

由图11-9得,58.11=YSa 81.12=Y sa 。

因 [][]0112.036081.122.20089.048058.173.2222111=⨯=〈=⨯=σσF Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y ， 故应该对大齿轮进行弯曲强度计算。

小齿轮法向模数：[]mm K COS Y Y ZT m F Sa Fa dn 18.1150089.08.022.32.1223224321112112210cos =︒⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯≥Φβσ由表4-1取mm m n 25.1=。

中心距：()mm COS COS a Z Z m n4.85152)11022(25.1221=︒⨯+⨯=+=β取a=90mm 。

确定螺旋角：()'33239021102225.1arccos 2)(arccos 21︒=⨯+⨯=+=a z z m nβ齿轮分度圆直径 mm Z m d n 30'3323cos 2225.1cos 11=︒⨯==βmm Zm d n11.150'3323cos 11025.1cos 22=︒⨯==β齿宽 mm b d d 24308.01=⨯=⨯=φ 取 mm mm b b 30,2512== （3）验算齿面接触强度：安全。