带式运输机传动装置设计数据及要求F=2200N; d=260mm ; v=1.0m/s; n=73.46r/min ;T=299.00626N×m; B= mm ;z= ;p= mm ;机器的年产量：大批；机器的工作环境：清洁；机器的载荷特性：平稳；机器的最短工作年限：5年3班；其他设计要求：传动装置简图传动方案：工作机：二、传动装置的总体设计2.1 电动机的选择2.1.1 选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y 系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V 。

2.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为:从电动机到工作机输送带之间的总效率为：式中，、、、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。

由表9.1取0.99、0.99、0.97、0.97，则所以电动机所需工作功率为2.1.3 确定电动机转速按参考文献[2]表2.1推荐的传动比合理范围8~40，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 和1500r/min 三种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、及价格等因素，决定选用同步转速为1500 r/min 的电动机。

根据电动机类型、容量和转速，查参考文献[2]表14.1选定电动型号为Y112M-6，其主要性能如下表：KW W P W 2.212200=⨯=4233221ηηηηη=∑1η2η3η4η8679.0=∑ηKW P d 53.2=min /46.73r n w =m in /2938~588r n d =2.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比为 令得：2.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数2.3.1 各轴的转速1轴： 2轴： 3轴： 卷筒轴： 2.3.2 各轴的输入功率1轴： 2轴： 3轴： 卷筒轴： 2.3.3 各轴的输入转矩由得：1轴： 2轴： 3轴： 卷筒轴：33.1921==⨯=∑wdn n i i i 214.1i i =2.51=i 72.32=i m in /14201r n n d ==min /08.27312r i n n d==min /46.73213r i i n n d==m in /46.73r n w =KW P P d 50.299.01=⨯=KW P P 40.299.097.012=⨯⨯=KW P P 30.299.097.023=⨯⨯=nPT ⨯⨯=61055.9mm N T /38.168131=mm N T /30.839252=mm N T /26.2990063=mm N T w /99.286005=将以上结果汇总到表，如下三、传动件设计3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计3.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献[1]表6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~255HBW ，平均硬度为236HBW ；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW ，平均硬度为190HBW 。

大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW ，在30~50HBW 之间。

选用8级精度。

3.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。

由式中各参数为： (1) 小齿轮传递的转矩。

由前面设计可知，116813.38T N mm =⋅(2) 设计时，因v 值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.4。

(3) 由文献[1]表6.6取齿宽系数1.1=d φ。

(4) 由文献[1]表8.5查得弹性系数。

(5) 初选螺旋角由文献[1]图8.14查得节点区域系数45.2=H Z 。

(6) 齿数比20.51==i U 。

(7) 初选= 17, 则4.8812==UZ Z ，取。

传动比误差<5%，符合设计要求。

892=Z(8)端面重合度。

轴面重合度由文献[1]图6.16查得重合度系数由文献[1]图8.24查得螺旋角系数(9)接触许用应力可由求得，由文献[1]图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力，，。

大小齿轮1、2的应力循环次数分别为由文献[1]图6.30查得寿命系数，（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数。

故取计算小齿轮1的分度圆直径，得Ⅰ3.1.3确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。

由文献[1]表6.3查得使用系数K A=1.0。

齿轮线速度如下式由文献[1]图6.7查得动载荷系数K V = 1.12(设轴刚性大)；由文献[1]图6.12查得齿向载荷分布系数；由文献[1]表6.4查得齿间载荷分布系数，故(2)对进行修正。

因为与有较大差异，故需对按照值设计出来的进行修正，即(3)确定模数按文献[1]表6.1，取(4)计算传动尺寸。

中心距圆整为,则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是，，，，。

显然值改变后，的计算值变化很小，因此不再修正和a。

故圆整为b=40 mm。

取mm，。

3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度Ⅰ式中各参数：、同前。

(1)K、Ⅰ(2)齿宽b = 。

(3)齿形系数与应力修正系数。

当量齿数查文献[1]图6.20得齿形修正系数，。

由文献[1]图6.21查得应力修正系数，。

(4)查文献[1]图6.22得重合度系数。

(5)查文献[1]图6.28得螺旋角系数。

(6)许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力，查得寿命系数。

查得安全系数，故故Ⅰ满足齿根弯曲疲劳强度要求。

3.1.5 齿轮传动其它几何尺寸3.2 低速级齿轮尺寸设计3.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。

大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。

选用8级精度。

3.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。

根据式中各参数为：(1)小齿轮传递的转矩。

(2)设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.3。

(3)由参考文献[1]表6.6取齿宽系数。

(4)由参考文献[1]表6.5查得弹性系数。

(5)由参考文献[1]图6.15查得节点区域系数。

(6)齿数比。

(7)初选=23, 则，取。

传动比误差<5%，符合设计要求。

由图8.5查得重合度系数(8)接触许用应力可由算得，由高速级齿轮设计可知，，。

而，故寿命系数（允许有局部点蚀），，由参考文献[1]图 6.30查得寿命系数（允许有局部点蚀）；则故取计算小齿轮3的分度圆直径3.2.3 确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。

由参考文献[1]表6.3查得使用系数K A=1.0。

齿轮线速度如下式由参考文献[1]图6.7得动载荷系数K V = 1.08；由参考文献[1]图6.12载荷分布系数参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数故(2)因为与相差较大，故需按值计算出的进行修正，即(3)确定模数m（按表取(4)计算传动尺寸。

中心距a)计算传动尺寸取，。

3.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1)K、、m同前。

(2)齿宽b = =70mm。

(3)齿形系数与应力修正系数。

查参考文献[1] 图6.20得，查参考文献[1] 图6.21得，查参考文献[1] 图6.22得重合度系数。

许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力由前面计算，查参考文献[1] 图6.31得寿命系数。

查参考文献[1] 表6.7得安全系数，故故容易看出设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。

3.2.5 齿轮其他几何尺寸计算(1)确定输出轴大齿轮齿轮侧隙和齿厚偏差，介于100~200mm之间，用插值法的齿轮最小侧隙mm212.5mm由文献[2]表16.3差得，径向跳动公差为由文献[2]表16.7和表15.2查得，切齿径向进刀公差为=1.26xIT9=0.145mm求得齿厚公差为求得齿厚下偏差为公法线上偏差公法线下偏差由表文献[2]16.9查得则：(2)各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。

四、减速器装配草图设计4.1 草图准备4.1.1 选定联轴器类型为了减小启动转矩，联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器。

4.1.2 确定滚动轴承类型高速级齿轮有一定的轴向力，但主要是径向力；低速级只有径向力，故采用深沟球轴承。

4.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度，低速级齿轮线速度，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑，并在输入轴的输入端安装挡油板。

考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度，故采用唇形圈密封。

4.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。

4.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。

结构示例图如下图所示：4.2 草图第一阶段4.2.1 间距确定(1)取中间轴上两齿轮轴向间距。

(2)因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取；取挡油板宽度C6 mm。

(3)取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离4.2.2 高速轴轴系部件设计(1)选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。

(2)初步轴径，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[3]第759页得，C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 106，则考虑键槽影响，取。

(3)确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

(4)联轴器及轴段①前面计算的即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行。

由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。

查文献[1]表12.1取K A=1.5，计算转矩Ⅰ由参考文献[2]表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩160 N·m，许用转速为7100 r/min。

取与轴相连端轴径14 mm，轴孔长度32 mm，Y型轴孔，选用A型键.相应的，轴段①的直径，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=31 mm(5) 密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=1 mm ，则轴段②的直径 。