（1）引言……………………………………………………………………………………（2）设计题目………………………………………………………………………………（3）电动机的选择…………………………………………………………………………（4）传动零件的设计和计算……………………………………………………………（5）减速箱结构的设计…………………………………………………………………（6）轴的计算与校核………………………………………………………………………（7）键连接的选择和计算………………………………………………………………（8）联轴器的选择………………………………………………………………………（9）设计小结……………………………………………………………………………（10）参考文献……………………………………………………………………………二、设计题目：带式运输机传动装置的设计1. 传动方案锥齿轮减速器——开式齿轮2．带式运输机的工作原理如图20-1３． 工作情况1）工作条件:两班制，连续单向运转,载荷较平稳,室内工作，有粉尘，环境最高温度3５度；2）使用折旧期:8年;3）检修间隔期:四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源:电力,三相流，电压380、220V; 5）运输带速度允许误差：±５%;6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
4.设计数据运输带工作拉力F/Ｎ 2800 运输带工作速度Ｖ/(m/s ） 1.4 卷筒直径Ｄ／ｍｍ 35０ 5 设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置; 2）完成减速器装配图1张; 3）零件工作图1-3张;4）编写设计计算说明书一份。
三、电动机的选择:（一)、电动机的选择１、选择电动机的类型：按工作要求和条件,选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。
２、选择电动机容量 ： 电动机所需的功率为:kw awd p p η=（其中：d p 为电动机功率,w p 为负载功率，aη为总效率。
）而1000Fvp w =ＫＷ， 所以a d Fv p η1000=KW传动效率分别为：联轴器效率0.9951==ηη滚动轴承的效率0.988642====ηηηη圆锥齿轮传动效率0.963=η 开式齿轮传动效率0.957=η 卷筒传动效率0.959=η传动装置的总效率a η应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即:783.095.096.099.098.024*********=⨯⨯⨯==ηηηηηηηηηηa 所以 0.5783.010004.128001000=⨯⨯==a d Fv p η K Ｗ3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为min 43.763504.1100060100060r D v n =⨯⨯⨯=⨯=ππ查表可得:一级圆锥齿轮减速器传动比3~2'1=i ,一级开式齿轮传动比7~3'2=i ,则总传动比合理范围为21~6'=ai ，故电动机转速的可选范围为 min 1.1605~6.45843.76)21~6(''r n i n a d =⨯=•=符合这一范围的同步转速有750，1０００和１500m in r根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：表1案比较合适因此选定电动机型号为Ｙ１32M 2– 6,其主要性能如下表2：表２电动机主要外形和安装尺寸列于下表:同步转速满载转速总传动比齿轮传动 减速器1 Y １3２S – 4 5．5 1500 １440 68２Y １3２M2– 6 5.5 100０ 960 843 Y １60M2–85.5 750 710 11９型号额定功率 KW满载时转速ｒ/min电流 A效率 %功率因数Ｙ13２S Ｍ2– 6５．5 960 2.0 ２.0中心高H 外形尺寸()HD AD AC L ⨯+⨯2 脚底安装尺寸B A ⨯ 地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸 E D ⨯安装部位尺寸GD F ⨯ 132 315345515⨯⨯ 178216⨯ 12 8038⨯ 4110⨯（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n ，可得传动装置的总传动比为=(１)电动机型号为Y132ＳＭ２-6 ，满载转速= ９60r/m ,且工作机主动轴转速n = 7６.４3r/min,则由上面公式（1)可得:56.1243.76960==a i 2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即n a i i i i ⋅⋅⋅=21 (2) 设、分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内 ＝ 3则由公式 （2）可得i i i a •=0= 12.56 得 ==i i i a 356.12 = 4.19 根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4 ，则14.3456.120==i 。
3、计算传动装置的运动和动力参数（1)、各轴转速Ⅰ轴 min 9601r n n mI ==Ⅱ轴 min /73.3050r i n n III ==Ⅲ轴 min /73.3051r n n IIIII ==Ⅳ轴 min /43.76r in n IIIIV == (2)、各轴输入功率Ⅰ轴 kw P P d I 85.421=⨯⨯=ηηⅡ轴 kw p p I II 56.443=⨯⨯=ηηⅢ轴 kw p p II III 43.465=⨯⨯=ηηⅣ轴 kw P P III VI 12.487=⨯⨯=ηη (3)、各轴输入转矩电机轴输出转矩m N n P T mdd •==74.499550 所以各轴输出转矩为：Ⅰ轴 m N T T d I •=⨯⨯=26.4821ηηⅡ轴 m N i T T I II •=⨯⨯⨯=21.136430ηηⅢ轴 m N T T II III •=⨯⨯=15.13265ηηⅣ轴 m N i T T III IV •=⨯⨯⨯=50.51587ηη轴名效率P KW 转矩T Ｎ*M 转速 n r/m传动比效率输入输出 输入 输出 电动机轴 5．0 ４9．74 96010.97I 轴4.854．66４8．２6 4６．3３９60３0.9４ ＩI 轴４．564．511３6．21134.8５3０5．73１0.9７ III 轴4．434．２1132.151２5.５430５.734.190.93 IV 轴 4.1２ 3.91 515.5０ 48９.４3 76.43四、传动零件的设计计算(一)、选择圆锥齿轮传动的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1）运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度,齿形角20α=，齿顶高系数*1a h =，顶隙系数*0.2c =。
（2）材料选择,小齿轮材料为40C ｒ(调质)，硬度为２８0ＨＢS ，大齿轮材料为45刚(调质），硬度为2４0H ＢS,二者材料硬度相差４０ＨB Ｓ。
2．按齿面接触疲劳强度设计 公式：22131)5.01(7.4⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥HP H E R R Z Z u KT d σψψ （1）、确定公式内的各计算值1)查得材料弹性影响系数12189.8E Z MPa =,节点区域系数5.2=H Z 。
2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ=，大齿轮的接触疲劳极限lim2550H MPa σ=。
3)计算应力循环次数小齿轮: 911084.125016819606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N大齿轮: 89121028.631084.1⨯=⨯==u N N 4)查表得到： 2.1min =H S ,6.1min =F S . ５) 查得接触批量寿命系数93.01=N Z 97.02=N Z 6)计算接触疲劳许用应力 MPa S Z H H N HP 4652.160093.0min 1lim 11=⨯==σσMPa S Z H H N HP 6.4442.155097.0min 2lim 22=⨯==σσ7）可以选取25.1=A K ，2.1=V K ，2.1=βK ，1=αK ; 所以8.112.12.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K V A 8)mm N n P T •=⨯=4.482471055.91161 9)3.0=R ψ 10)3==i u （2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径,带入许用应力中的较小值MPa HP 6.4442=σ得：22131)5.01(7.4⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥HP H E R R t Z Z u KT d σψψ=８9.4２mm 2)计算圆周速度vs m n d v 492.410006096036.10310006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ3)齿数,由公式得大齿轮齿数 62522d i c z ••=mm id d 26.26836.103312=⨯==,c=18 所以62522d i c z ••=＝70.9４ 取712=z ，则67.23371321===z z , 取241=z 。
则齿数比 96.2247112===z z u ， 与设计要求传动比的误差为1.33%，可用。
４）模数大端模数 mm z d m t 73.32442.8911=== 取标准模数ｍ=４mm 。
5）大端分度圆直径mm mz d 9624411=⨯== mm mz d 28471422=⨯==小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的89.4３mm 。
6）节锥顶距不能圆整）(969.14996.2122441222121mm z z mz R =+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+= 7)节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等)===96.2111arctg u arctgδ18．664968°=１８°３9′54″ =-=1290δδ 71.3３5032°=71°2０′6″ 8)大端齿顶圆直径小齿轮 mm m d d a 61.101cos 2111=+=δ 大齿轮 mm m d d a 89.285cos 2222=+=δ 9）齿宽 mm R b R 99.44969.1493.0=⨯==ψ 取 mm b b 4521== 10)进行强度校核计算=-=ud KT Z Z R R HE H 3121)5.01(7.4ψψσ402.37M Ｐa ＜44４．6M Ｐａ所以强度符合。
3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式:2212131)5.01(7.4uz Y Y KT m FP R R saFa +-≥σψψ(1) 确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ=,大齿轮的弯曲疲劳强度2380FE MPa σ=。