目录一设计题目 (3)二应完成的工作 (3)三传动装置总体设计方案 (3)1.电动机的选择 (4)2.确定传动装置的总传动比和分配传动比 (3)3.计算传动装置的运动和动力参数 (5)4.V带的设计和带轮设计 (6)5.齿轮的设计 (6)6.传动轴承和传动轴的设计 (9)7.键的设计和计算 (14)8.箱体结构的设计 (15)9. 润滑密封设计 (17)四. 设计小结 (18)五参考资料. (18)一、设计题目带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器（斜齿）5643121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带给定数据及要求：已知条件：运输带拉力F(N)=2600 N.m；运输带工作速度v=1.6m/s；滚筒直径D=450mm；二、应完成的工作1.减速器装配图1张；2.零件工作图1—2张（从动轴、齿轮）3.设计说明书1份。

三、传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

选择V 带传动和一级圆柱斜齿轮减速器 传动装置的总效率总η1η为V 带的传动效率, 2η为轴承的效率，3η为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑）4η为联轴器的效率，5η为滚筒的效率 查机械设计手册知：η带＝0.96 η齿＝0.97 η轴＝0.98 η联＝0.99 η卷＝0.96 ηα=η带η齿η4轴η联η卷=0.96*0.97*0.984*0.99*0.96 =0.81631.电动机的选择工作机功率： P w =F N V/1000=2600*1.6/1000=4.16kw 电动机功率： P d = P w /ηa =4.16/0.8163=5.10kw滚筒轴工作转速：n ＝D π60v 1000⨯=4501.6601000⨯⨯⨯π=67.94r/min ，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝3～6，则总传动比合理范围为i '总＝6～24，电动机转速的可选范围为电动机n ＝i '总×n ＝（6～24）×69.94r/min ＝419.64～1678.56r/min 。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y132M2—6的三相异步电动机满载转速=m n 960 r/min ，同步转速1000r/min ，重量84kg ，额定电流12.6A 。

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速n 满和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为总i ＝n 满/n ＝960/67.94＝14.13（2）分配传动装置传动比总i ＝0i ×i式中i i ,0分别为带传动和减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i ＝3.0（实际的传动比要在设计V 带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为i ＝0/i i 总＝14.13/3.0＝4.713.计算传动装置的运动和动力参数计算各轴转速：电动机轴为轴I,减速器高速轴为轴II,低速轴为轴III ，卷筒轴为轴IV （1） 各轴转速I n ＝m n ＝960r/minⅡn ＝0/　Ⅰi n ＝960/3.0＝320r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / i ＝320/4.71=67.94r/minⅣn =Ⅲn =67.94r/min由于Ⅳn 与w n 的误差在５%之内，所以上述选取的传动比合理。

（2）各轴输入功率ⅠP ＝d p ＝5.10kWⅡP ＝带η⨯Ⅰp ＝5.10×0.96＝4.90 kWⅢP ＝轴齿ηη⨯⨯ⅡP ＝4.90×0.97×0.98＝4.66 kWⅣP ＝轴联ηη⨯⨯ⅢP =4.66×0.99×0.98＝4.52 kW（3） 各轴输入转矩３、 轴输入转矩73.5096010.595509550==⨯=I I n p T ⅠN·m 23.14632090.495509550=⨯=⨯=ⅡⅡⅡn P T N·m03.65594.6766.495509550=⨯=⨯=ⅢⅢⅢn P T N·m 35.63594.6752.495509550=⨯=⨯=ⅣⅣⅣn P T N·m4.V 带的设计和带轮设计(1)确定V 带型号，由书上表得k A =1.2,P c =P d ×K A =1.2⨯5.10=6.12kw 又=m n 960 r/min 由书上图确定选取B 型普通V 带。

小带轮D 1不小于125。

小带轮现取1D =125mm ，得=2D mm mm D i 5.367)02.01(1253)1(10=-⨯⨯=-⨯⨯ε 标准化取2D =375 mm (2)验算带速： s m s m n D V I /28.6/1000609601251000601=⨯⨯⨯=⨯=ππ带速在5—25m/s 范围内，合适(3)确定V 带的基准长度d L 和中心距a 初取中心距()mm mm D D a o 7503751255.15.121=+⨯=+=）（符合）（）（2102127.0D D a D D +<<+ mmmm a D D D D a L 23067504375-125)375125(275024)()(2222121002=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+++⨯=-+++=）（ππ由书上表13-2，确定B 型带长d L =2500mm (4)确定实际中心距 mm mm L L a a d 847223062500750200=-+=-+= (5)验算小带轮的包角0000012011201633.578471253751803.57-180>=⨯--=⨯-=a D D α (6)计算V 带的根数:ZI n ＝960r/min , 1D =125mm由书上表13-3得，额定功率 ： 0P =1.64kw由书上表13-5得，功率增量 ： 0P =0.30kw (i>2) 由书上表13-7得，包角系数 ： 96.0=αK 由书上表13-2得，带长系数 =1.03L K 由366.296.003.1)3.064.1(10.5)(00≈=⨯⨯+=∆+≥Ka K P P P Z L d因结果只比3小一点，可取Z=3,即需3根Z 型V 带 (7)计算初拉力0F 及作用在轴上的力Q F①由书上表13-1得V 带每米长质量为q=0.17kg/m 根据书上计算公式得：N N qv K ZV P F c 26728.617.0196.05.228.6312.6500)15.2(500220=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯=+-=α②压轴力Q F ，根据书上公式得：N ZF F Q 15842163sin267322sin 2010=⨯⨯⨯==α 5.齿轮的设计1.选择齿轮材料、热处理、精度等级、许用应力及齿数材料：所设计齿轮传动属于闭式传动，为使结构紧凑，小齿轮选用20CrMnTi 合金钢, 该对齿轮为硬齿面齿轮，热处理工艺：渗碳淬火,齿面硬度56-62HRC ，B σ=1500a MP ，S σ=850a MP 。

大齿轮选用20CrMnTi 合金钢, 该对齿轮为硬齿面齿轮，热处理工艺：渗碳淬火,齿面硬度56-62HRC ， B σ=1500a MP ，S σ=850a MP 。

运输机一般工作机器，速度不高，因此由表可选择齿轮精度为7级。

)4-11(8.189,5.2)5-11(1,25.1表取表取====E H H F Z Z S S[][][][]aa M P aa H MP 1500MP 11500S 476MP 25.18507.0S 7.0H1lim 2H 1H F1FE 2F 1F =====⨯===σσσσσσ２、按轮齿弯曲强度设计计算及计算传动的几何尺寸 取齿轮按7级精度制造。

查表１１－３和表１１－６，由于硬齿面齿轮 取载荷系数Ｋ＝1.3，齿宽系数8.0=d φ 小齿轮上的转矩：mm N m N n p T ⋅=⋅=⨯=⨯=5073073.5096010.595509550111 初选螺旋角：015=β取齿数1Z =30，u=i= 4.71，2Z =4.71×1Z =141.3，取2Z =142 实际传动比'u =2Z /1Z =142/30=4.73传动比相对误差为%5%422.0/'<=-u u u ，齿数选择满足要求 齿形系数：29.3315cos 30s 03311===βco Z Z V ，56.15715cos 14215cos 030322===Z Z V查图１１－８，得55.21=Fa Y ，17.22=Fa Y 查图１１－９，得63.11=Sa Y ，83.12=Sa Y 因为：[][]0083.047683.117.20087.047663.155.2222111=⨯=>=⨯=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ所以，应对小齿轮进行弯曲强度计算。

法向模数： []mm Y Y Z KT m F Sa Fa d n 22.115cos 0087.0308.0507303.12cos 2302232111211=⨯⨯⨯⨯⨯=≥βσφ 查表４－１，得取标准模数mm m n 25.1= 中心距：mm Z Z m a n 29.11115cos 2)14230(25.1cos 2)(021=⨯+⨯=+=β 取mm a 112=确定螺旋角：02130.161122)14230(25.1arccos 2)(arccos=⨯+⨯=+=a Z Z m n β与初选螺旋角015=β相近。

齿轮分度圆直径：mm Z m d n 07.393.16cos 3025.1cos 011=⨯==β mm Z m d n 93.1843.16cos 14225.1cos 022=⨯==β 齿宽：mm d b d 3.3107.398.01=⨯==φ 取mm b 352=，mm b 401= ３、验算齿面接触强度 71.471.507.3935507303.1230.16cos 5.28.1891u 220211⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=±=u bd KT Z Z Z H E H βσ[]M P a M P a H 15008041=<=σ 由于H HP σσ<，故接触疲劳强度足够。