1 设计任务书1.1设计数据及要求表1-1设计数据1.2传动装置简图图1-1 传动方案简图1.3设计需完成的工作量（1） 减速器装配图1张(A1)（2） 零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）；2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3） （3） 设计说明书1份（A4纸）2 传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。

要完全满足这些要求是困难的。

在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。

现以《课程设计》P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。

方案a 制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。

方案b 结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。

方案c 工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。

方案d 具有方案c 的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。

上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。

若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案c a 、均为可选方案。

对于方案c 若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。

故选c 方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。

3 电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。

最常用的电动机是Y 系列笼型三相异步交流电动机。

其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。

此处根据用途选用Y 系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率w P 卷筒3轴所需功率：1000Fv P W ==100082.01920⨯=574.1 kw 卷筒轴转速：min /13.5914.326582.0100060100060r D v n w =⨯⨯⨯=⨯=π3.2.2电动机的输出功率d P考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为ηwd P P =传动装置的总效率：4332221ηηηηη⋅⋅⋅= 滚筒效率滚动轴承效率齿轮传动效率联轴器效率--------4321ηηηη 取 96.099.097.099.04321====ηηηη所以86.096.099.097.099.0322=⨯⨯⨯=η 所以83.186.0574.1===ηwd P P kw 3.2.3确定电动机额定功率ed P根据计算出的功率d P 可选定电动机的额定功率ed P 。

应使ed P 等于或稍大于d P 。

查《机械设计课程设计》表20-1得kw P ed 2.2=3.3选择电动机的转速由《机械设计课程设计》表2-1 圆柱齿轮传动的单级传动比为6~3，故圆柱齿轮传动的二级传动比为36~9，所以电动机转速可选范围为min /7.2128~17.532min /13.59)36~9(''r r n i n w d =⨯==3.4电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min 和3000r/min,其中减速器以1500和1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。

由《机械设计课程设计》第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1：表3-1电动机技术数据表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案2，即所选电动机型号为Y112M-6。

4传动装置运动和动力参数计算4.1传动装置总传动比的计算1613.59940===w m n n i 4.2传动装置各级传动比分配减速器的传动比 i 为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的21)5.1~1.1(i i =，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比5.41=i ，低速级的传动比5.32=i 。

4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算m N n P T r n n kW P P m d ⋅======35.229550min /9402.200004.3.2高速轴运动和动力参数计算m N n P T r n n kW kW P P ⋅=====⨯==13.229550min /940178.299.02.211101101η4.3.3中间轴运动和动力参数计算m N n P T r i n n kW kW P P ⋅======⨯⨯==5.959550min /9.2085.494009.299.097.0178.22221123212ηη4.3.4低速轴运动和动力参数计算m N n P T r i n n kW kW P P ⋅=====⨯⨯==5.3219550min /7.5909.299.097.009.23332233223ηη5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。

3) 材料选择。

考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。

由《机械设计》书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS ，二者材料硬度差为46HBS 。

4）选小齿轮的齿数231=z ，大齿轮的齿数为5.103235.42=⨯=z ，取1042=z 。

5）选取螺旋角。

初选螺旋角 14=β。

5.1.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即.)][(1.23211H E H d t t z z u u T K d σεα±Φ≥ （5-1） (1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数4.1=t K2) 由以上计算得小齿轮的转矩m N T ⋅=13.2213) 查表及其图选取齿宽系数1=Φd ，材料的弹性影响系数218.189MPa Z E =，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5801lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3902lim =σ。

4)计算应力循环次数9111035.1)230085(19406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N89121035.41035.1⨯=⨯==μN N5) 按接触疲劳寿命系数9.01=K HN 95.02=K HN6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1 由[]SN limσσK = （5-2）得[][]MPaSMPaSHN H HN H 5.37039095.05225809.0lim221lim 11=⨯=K ==⨯=K =σσσσ故：MPa MPa H H H 25.44625.3705222][][][21=+=+=σσσ7）查图选取区域系数46.2=H Z 。

8）查图得765.01=αε，87.02=αε，则635.121=+=αααεεε （2） 计算：1) 求得小齿轮分度圆直径1t d 的最小值为mm z z u u T K d H H E d t t 37)25.46646.28.189(5.45.5635.1110213.24.12.)][(1.23243211=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=±Φ≥σεα 2) 圆周速度： s m nd t /82.11000609403714.31000601=⨯⨯⨯=⨯=πν3) 计算齿宽及模数：齿宽： mm d b t d 373711=⨯=⋅Φ=模数: mm d m t nt 56.12314cos 37cos 11=⨯=Z =β齿高: mm m h nt 51.356.125.225.2=⨯== ∴5.1051.337==h b 4）计算纵向重合度βε：82.114tan 231318.0tan 318.01=⨯⨯⨯== βφεβz d5) 计算载荷系数：根据1=A K ,s m v /82.1= ,8级精度，查得 动载系数 1.1=K V ，4491.1=βH K ，35.1=βF K ,4.1==ααF H K K故载荷系数 23.24491.14.11.1.1=⨯⨯⨯=K ⋅K ⋅K ⋅K =K βαH H V A 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：mm d d t t 2.434.123.2373311=⨯=K K = 7） 计算模数： mm d m n 82.12314cos 2.43cos 11=⨯=Z =β5.1.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为[]32121cos 2⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F SaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ （5-3） (1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合度82.1=βε，从图中查得螺旋角影响系数88.0=βY2)计算当量齿数：8.11314cos 104cos 18.2514cos 23cos 33223311======ββz z z z v v3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;4801MPa FE =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 2502=σ;4)查图取弯曲疲劳寿命系数;95.0,9.021==FN FN K K 5)计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得[][]MPaSK MPa SK FN FN F FE FN F 6.1694.125095.06.3084.14809.0222111=⨯===⨯==σσσσ6)计算载荷系数K.079.235.14.11.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K7）查取齿形系数.查表得 .169.2;6164.221==Fa Fa Y Y 8）查取应力校正系数.查表得 801.1;5909.121==Sa Sa Y Y 9）计算大、小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较.[][]02302.06.169801.1169.201349.06.3085909.16164.2222111=⨯==⨯=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ大齿轮的数值大. （2）设计计算mm mm m n 266.102303.0635.123114cos 88.022130079.2232=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥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,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm ，并接近圆整为标准值mm m n 2=,按接触强度算得的分度圆直径mm d 2.431=,算出小齿轮齿数212cos 2.43cos 11≈==ββn m d z ， 大齿轮齿数 5.945.4212=⨯=z ，取952=z .这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.5.1.4. 几何尺寸计算 （1）计算中心距：mm m z z a n 55.11914cos 22)9521(cos 2)(21=⨯+=+=β将中心距圆整为120mm.（2）修正螺旋角： 84.1412022)9521(arccos 2)(arccos 21=⨯⨯+=+=a m z z n β β值改变不多，故参数H Z K 、、βαε等不必修正。