1 绪论通过查阅一些文献我们可以了解到带式传动装置的设计情况，为我所要做的课题确定研究的方向和设计的容。

1.1 带传动带传动是机械设备中应用较多的传动装置之一，主要有主动轮、从动轮和传动带组成。

工作时靠带与带轮间的摩擦或啮合实现主、从动轮间运动和动力的传递。

带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振及过载打滑以保护其他零件的优点。

1.2圆锥-圆柱齿轮传动减速器YK系列圆锥-圆柱齿轮传动减速器适用的工作条件：环境温度为-40～40度；输入轴转速不得大于1500r/min,齿轮啮合线速度不大于25m/s，电机启动转矩为减速器额定转矩的两倍。

YK系列的特点：采用一级圆弧锥齿轮和一、二、三级圆柱齿轮组合，把锥齿轮作为高速级（四级减速器时作为第二级），以减小锥齿轮的尺寸；齿轮均采用优质合金钢渗碳淬火、精加工而成，圆柱齿轮精度达到GB/T10095中的6级，圆锥齿轮精度达到GB/T11365中的7级；中心距、公称传动比等主要参数均采用R20优先数系；结构上采用模块式设计方法，主要零件可以互换；除底座式实心输出轴的基本型外，还派生出输出轴为空心轴的有底座悬挂结构；有多中润滑、冷却、装配型式。

所以有较大的覆盖面，可以满足较多工业部门的使用要求。

减速器的选用原则：（1）按机械强度确定减速器的规格。

减速器的额定功率P1N 是按载荷平稳、每天工作小于等于10h、每小时启动5次、允许启动转矩为工作转矩的两倍、单向运转、单对齿轮的接触强度安全系数为1、失效概率小于等于1%等条件算确定.当载荷性质不同，每天工作小时数不同时，应根据工作机载荷分类按各种系数进行修正.减速器双向运转时，需视情况将P1N乘上0.7～1.0的系数，当反向载荷大、换向频繁、选用的可靠度K R较低时取小值，反之取大值。

功率按下式计算：P2m=P2*K A*K S*K R ，其中P2 为工作功率；K A 为使用系数； K S 为启动系数； K R 为可靠系数。

（2）热功率效核.减速器的许用热功率P G适用于环境温度20℃，每小时100%连续运转和功率利用律（指P2/P1N×100%）为100%的情况，不符合上述情况时，应进行修正。

（3）校核轴伸部位承受的径向载荷。

2结构设计2.1V带传动带传动设计时，应检查带轮的尺寸与其相关零部件尺寸是否协调。

例如对于安装在减速器或电动机轴上的带轮外径应与减速器、电动机中心高相协调，避免与机座或其它零、部件发生碰撞。

2.2减速器部的传动零件减速器外部传动件设计完成后，可进行减速器部传动零件的设计计算。

1）齿轮材料的选择应与齿坯尺寸及齿坯的制造方法协调。

如齿坯直径较大需用铸造毛坯时，应选铸刚或铸铁材料。

各级大、小齿轮应该可能减少材料品种。

2）蜗轮材料的选者与相对滑动速度有关。

因此，设计时可按初估的滑速度选择材料。

在传动尺寸确定后，校核起滑动速度是否在初估值的围，检查所选材料是否合适。

3）传动件的尺寸和参数取值要正确、合理。

齿轮和蜗轮的模数必须符合标准。

圆柱齿轮和蜗杆传动的中心距应尽量圆整。

对斜齿轮圆柱齿轮传动还可通过改变螺旋角的大小来进行调整。

根据设计计算结果，将传动零件的有关数据和尺寸整理列表，并画出其结构简图，以备在装配图设计和轴、轴承、键联结等校核计算时应用。

联轴器的选择减速器的类型应该根据工作要求选定。

联接电动机轴与减速器，由于轴的转速高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。

减速器低速轴（输出轴）与工作机轴联接用的连周期，由于轴的转速较低，传递的转距较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可以移动联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。

对于中、小型减速器，其输出与工作机轴的轴线便宜不很大时，也可以选用弹性柱销联轴器这类弹性可移式联轴器。

联轴器型号按计算转距进行选择。

所选定的联轴器，起轴孔直径的围应与被联接两轴的直径相适应。

应注意减速器高速轴外伸段轴径与电动机的轴径不得相差很大，否则难以选择合适的联轴器。

3 设计计算过程及说明3.1选择电动机3.1.1电动机类型和结构型式选择Y 系列笼型三相异步电动机,卧式闭型电电动机。

3.1.2选择电动机容量工作机所需功率1000FV P w =10009.1*4200=7.98kwdV n w *14.3*1000*60==80.7r/min 电动机的输出功率ηwd P P ==77.089.7=10.4kw η=1η*…..*n η=0.82*0.98*0.95*0.98*0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77确定电动机的额定功率Ped>=Pd3.1.3选择电动机的转速同步转速 1500r/min 。

3.1.4确定电动机型号选择 Y160M-4 额定功率 11kw 转速 1460r/min3.2传动装置的总传动比及其分配 i=7.801460=18.1 带传动 i=2 圆锥 i= 2.5 圆柱 i= 4 3.3计算传动装置的运动和动力装置参数各轴转速: 电动机轴 0n =1460r/min减速箱输入轴 1n =31460=486.7 r/min高速轴 2n =27.486=235.1 r/min 低速轴 3n =41.235=58.8 r/min 各轴输入功率: 0P =ed P =11kw1P =ed P *0.95=10.45kw2P =1P *0.98*0.97*0.98=9.73KW3P =2P *0.98*0.97*0.98=9.07KW各轴转矩:T0=9550*0P /0n =72.0N*mT1=9550*0P /1n =205.0 N*mT2=9550*3P /2n =395.2 N*mT3=9550*4P /3n =1493.1 N*m3.4带传动设计3.4.1定v 带型号和带轮直径工作情况系数 A K =1.1计算功率 c P =A K 0P =1.1*11=12.1kw选带型号 A 型小带轮直径 1D =100mm大带轮直径 2D =(1-0.01)*100*3=297mm大带轮转速 2n =31460*0.01)-(1 =481.8r/min3.4.2计算带长求m D m D = (0D +1D )/2 =198.5mm求Δ Δ=(0D -1D )/2=98.5mm2(1D +2D )>=a>=0.7*(1D +2D )初取中心距 a=600mm带长 L=πDm+2*a+α∆∆*=1839.5 基准长度 d L =2000mm求中心距和包角中心距 a=43.14Dm)-(L + 22 *8)14.3(∆--Dm L =344.18+337.06=681.24<700mm小轮包角 α1=180°-(D2-D1)*60°=180°-(297-100)*60°/681.24 =162.6>120°数求带根 v=3.14*1D *1n /(60*1000)=7.64m/s传动比 i=1n /2n =2带根数 0P =1.32kw αK =0.95L K =1.03 ΔP=0.17kwz=c P /((0P +Δ0P )*αK *1K )=12.1/((1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3取9根求轴上载荷紧力0F =500*c P /v*z(2.5-αK )/αK +qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*264.7=149.3N轴上载荷 Q F =2*0F sin(1α/2)=2*9*149.3*sin(162.6°/2)=2656.5N3.5齿轮传动设计直齿锥齿: 轴交角∑=90° 传递功率P=10.45kw 小齿轮转速1n =486.7r/m 传动比i=2.07载荷平稳,直齿为刨齿,小齿轮40Cr,调质处理,241HB~~286HB平均260HB,大齿轮用45号钢,217HB~~255HB平均230HB齿面接触疲劳强度计算齿数和精度等级 取1z =24 2z =i*1z =48选八级精度使用系数A K =1.0 动载荷系数v K =1.15齿间载荷分配系数 Ho K 估计A K *Ft/b<100N/mmcos 1δ=u/12+u =2/5=0.89 cos 2δ=1/12+u =1/5=0.441V z =1z / cos 1δ=24/0.89=26.972V z =2z / cos 2δ=48/0.44=109.1 εαv=(1.88-3.2(1/(2*1V )+1/(2*2V )))cos β=1.85εz =3/)83.14(-=0.85 αH K =21εz =1.4齿向载荷分布函数 βK =1.9 载荷系数 K =A K v K αK βK =1*1.5*1.4*1.9=3.99 转矩 1T =9.55*610*nP =9.55*610*10.45/486.7=20505N.mm 弹性系数 E Z =189.8MPa 节点区域系数 H Z =2.5 接触疲劳强度 1lim H σ=710Mpa2lim H σ =680Mpa 接触最小安全系数lim H S =1.5 接触寿命系数 1N Z =2N Z =1.0 许用接触应力 [1H σ]= 1lim H σ*1N Z /lim H σ=710*/1.05=676Mpa[2H σ]= 2lim H σ*2N Z /lim H σ=680*/1.05=648Mpa 小轮大端分度圆直径1d R ϕ=0.3 1d 322R 1]][**[)0.5-(1 **7.4H z z z u T k H E R σϕϕε≥=70mm 验算圆周速度及Ka*Ft/b1m d =(1-0.5ϕR) 1d =(1-0.5ϕR)70=59.5mm m V =1000*6011n dm π=3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s t F =N dm T 2.6895.5920505*2211== b=R ϕ*R=R ϕ*d/(2*sin 1δ)=R ϕ*1d /(2*2cos 1δ-=20.4mma K *t F /b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm<100N/mm 确定传动尺寸 大端模数 m=1d /1z =70/24=2.9mm 实际大端分度圆直径d 1d =m 1z =3*24=84 2d =m 2z =3*48=144 b=R ϕ*R=0.3*80.5=24.15mm齿根弯曲疲劳强度计算 齿面系数 1Fa Y =2.72 2Fa Y =2.38 应力修正系数 1Sa Y =1.66 2Sa Y =1.78 重合度系数 εY =0.25+0.75/av ε =0.25+0.75/0.85=0.66 齿间载荷分配系数 αF K A K *t F /b<100N/mm αF K =1/εY =1/0.66=1.56 载荷系数 K =A K v K αK βK =1*1.15*1.56*1.9=3.4 弯曲疲劳极限min F σ 1min F σ=600MPa2min F σ =570MPa弯曲最小安全系数 min SF =1.25 弯曲寿命系数 1N Y =2N Y =1.0 尺寸系数 x Y =1.0 许用弯曲应力 [1F σ]=F σlim 1N Y x Y /min F σ=600*1.0*1.0/1.25=480MPa[2F σ]=570*1.0*1.0/1.25=456MPa 验算1F σ=3232121111)5.01(7.4+-u mz Y Y Y KT R R Sz Fa ϕϕε=12*3*24*)3.0*5.01(3.066.0*66.1*72.2*20505*99.3*7.42322+-=152<[1F σ]2F σ=Ya2Fa1Fa2Fa1F1Y *Y Y Y σ=152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa标准斜齿圆柱齿轮小齿轮用40Cr 调质处理,硬度241HB~~286HB 平均260MPa 大齿轮用45号钢,调质处理,硬度229HB~~286HB 平均241MPa 初步计算转矩1T =9.55*610*9.73/235.1=39524N.mm 齿数系数d ϕ=1.0d A 值 取d A =85初步计算的许用接触应力[σH1]=0.96σHlim1=0.9*710=619MPa [σH2]=0.9σHlim2=1.9*580=522MPa 初步计算的小齿轮直径1d =Ad 3211][uu T H d +σϕ=85*32414522*139524+=48.1mm 取 d1=50mm初步尺宽b=ϕd*1d =1*50=50mm 校核计算 圆周速度 v=1000*6011n d π=0.62m/s精度等级 选九级精度齿数z 和模数m 初步齿数1z =19; 2z =i*19=4*19=76 和螺旋角β t m =1d /1z =50/19=2.63158 n m =2.5mm β=arcos tnm m =arccos2.5/2.63158=18.2° 使用系数 A K =1.10 动载系数 v K =1.5 齿间载荷分配系数 αH Kt F =112d T =2*39524/50=1581N bF K tA *=1.1*1.581/50=34N/mm<100N/mmαε=[1.88-3.2[1/1z +1/2z ]cos β=[1.88-3.25*(1/19+1/76)]cos18.2° =1.59βε=mnb πβsin ==2.0 γε=βαεε+=1.59+2.0=3.59t α= arctanβαcos tan n =arctan ︒︒2.18cos 20tan =20.9° cos b β =cos18.2°20cos °/20.9cos °=0.95 齿向载荷分布系数 βH K =A+B[1+0.6*21d b]21d b +c*b/1000=1.36K =A K *v K * αH K * βH K =1.10*1.05*1.76*1.36=2.76 弹性系数 E Z =189.8MPa 节点区域系数 H Z =2.5重合度系数 1>βε 取79.059.11)1(34==+--=αββαβεεεεz 螺旋角系数 βZ =97.02.18cos cos =︒=β 许用接触应力MPa MPa H H 690][798][21==σσ 验算u u bd KT z z z H E H 12211+=βσ=189.8*2.38*0.9741450*5039524*76.2*22+=647MPa <690MPa齿根弯曲疲劳强度验算齿行系数YFa 1v z =222.18cos 19cos 331=︒=βz 89cos 322==βz z v Y 1a F =2.72 Y 2a F =2.2 应力修正系数Sa Y 1Sa Y =1.56 2Sa Y =1.79 重合度系数εY βεαcos )]11(*2.388.0[21z z v +-= =1.61 72.061.175.025.075.025.0<+=+=vY αεε 螺旋角系数βY 75.01*25.0125.01min =-=-=ββεY min 85.01202.18*11120*1ββββεY Y >=︒︒-=︒︒-= 齿向载荷分配系数αF K1.372.0*59.159.3==εαεεY rαF K =1.76<εαεεY r齿向载荷分布系数 βF K b/h=50.(2.25*2.5)=8.9 βF K =1.27载荷系数 K=A K *V K *6.227.1*75.1*05.1*1.1*==βαF F K K 许用弯曲应力 ][F σ MPa MPa F F 349][456][21==σσ 验算][90***!212111F Fa Fa nF MPa Y Y Y Y m bd kT σσβε<==][1.984*1*212212F Fsa Fa Fs Fa F F MPa Y Y Y Y σσσ<==3.6轴的设计 输入轴选用45钢调质 MPa S MPa B 360650==σσ mm n p c d 1.317.48645.10*112*33==>= 取 d=35mm 计算齿轮受力 1d =84mm1m d =(1-0.5mm d R 4.7384*)3.0*5.01()1=-=ϕ t F =689.2N1r F =t F tan N 3.22389.8020tan *2.689cos 1=︒=δα1a F =N F t 5.86sin tan 1=δα计算支反力水平面反力 '1R F =1102.7N '2R F =-413.5N 垂直面反力 "1R F =-1235.7N "2R F =4115.5N 水平面受力图垂直面受力图水平面弯矩图垂直弯矩图合成弯矩图转矩图许用应力许用应力值 MPa MPa b b 60][2.102][10==-σσ 应力校正系数 59.05.10260][][01===-b b σσα当量弯矩图 mm N T .1209820505*59.0==α 22)(T M M v α+=轴径 3]1[1.0b M d v-=σmm mm 357.3260*1.02096743<= 高速轴轴材料选用45钢调质,MPa MPa S B 360650==σσ7.381.23573.9*2.133==>=n p c d 取 d=40mm计算螺旋角 ︒=2.18β 齿轮直径 小轮 1d =mm z m n 50cos *1=β大轮mm z m d n 200cos *12==β小齿轮受力 转矩1T =9.55*mm N nP.385241.235/73.9*10*55.91066== 圆周力t F =2*1T /1d =2*39524/50=1581N径向力N F F nt r 8.605cos tan ==βα 画小齿轮轴受力图水平反力 '1r F =1358.1N '2r F =912.1N 垂直反力 "1r F =594.7N "2r F =103.3N 水平受力图垂直受力图水平弯矩图垂直弯矩图合成弯矩图画转矩图应力校正系数 59.0=α 画当量弯矩图 22)(T M M v α+=max Mv =50220N.mm校核轴径 3]1[1.0bvM d -=σ=20.3<40mm低速轴材料同前两轴 mm npc d 60*3=≥ ︒=2.18β 画大齿轮受力图计算支反力水平反力'F=1185.8 '2r F=395.2N1r垂直反力"F=21.2N "2r F=584.6N1r垂直受力图水平弯矩图垂直弯矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩22)(T M M e α+= mm N M e .7.107645m ax =校核轴径 3]1[1.0beM d -=σ=26<60mm3.7轴承的选择 输入轴轴承选择:选用圆锥滚子轴承30208 e=0.37 Y=1.6 Cr=63000N1r F =1177.7N 2r F =4297.0N 1s F =1r F /(2*Y)=368N 2s F =2r F /(2*Y)=1342.8N 1a F =1228.4N 2a F =1342.8N1a F /1r F =1.0>e 2a F /2r F =0.3<e查表 1X =0.4 1Y =1.6 2X =1 2Y =0 当量动载荷1P =P f *(1X *1r F +1Y *1a F )=1.0*(0.4*1177.7+1.6*1228.4)=2436.5N2P =d f *(2X *2r F +2Y *2a F )= 4297.0N轴承寿命 10h L =年8264195)429763000(7.48616670)(166703/102>==εP c n r 同样,高速轴承和低速轴承分别用选用圆锥滚子轴承30210和30213。