一．设计目的1.培养综合运用机械零件及其它相关先修课程的知识去分析和解决实际问题的能力，进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。
2.通过对通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计，掌握机械设计的一般方法和步骤，为以后的专业课程设计、毕业设计及世纪工程奠定必要的基础3.提高计算能力、绘图能力、及计算机辅助设计(CAD)能力，熟练运用设计资料、熟悉国标、规范使用经验数据。
二．设计课题设计带式输送机上的单级支持圆柱齿轮减速器，运输机连续工作，单向运转载和轻微震动，使用年限5年，每年工作365天，每天工作24小时，输送带速度允许误差为%5。
原始数据如下：1-V带传动2-电动机3-圆柱齿轮减速器4-联轴器5-输送带6-滚筒三．设计任务要求1.减速器装配图一张（1号图纸）。
2.轴、齿轮零件图各一张（2号或3号图纸）。
3.设计说明书一份。
四．传动方案拟定1、工作条件：使用5年，三班工作制，载荷平稳，传动不逆转。
2、原始数据：输送带工作速度v=1.8m/s滚筒直径D=450/mm采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比的要求，同时传送带具有缓冲、吸震的作用，结构简单、成本低，便于维护。
五.电动机选择（1）选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全闭笼型三相异步电机，其结构简单，价格低廉，适用于无特殊要求的各种机械设备。
（2）选择电动机效率工作机所需的电动机输出功率为 P d =ηPwP w =ηwFv 1000 P d =ηηwFV 1000所以电动机的至工作机之间的总效率为：ηηw=η带η轴承η齿η联η卷轴η卷筒取η带=0.96=η轴承0.99 η齿=0.97η联=0.99 η卷轴=0.98η卷筒=0.96ηηw=0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.85(3)确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为： n w =D v π100060⨯=4508.1100060⨯⨯⨯πmin r =76.4min r 查手册表2-2取V 带的传动比i v =2～4,单级齿轮传动比i 齿=3～5，则合理传动比的范围i ，=6～20 故电动机转速的可选范围为n d 、=i ,n w =(6～20)×76.4r/min=(458～1528)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min 1000r/min 1500r/min 再根据计算出的容量.查手册附录8附表8.1可知有三种适用的电动机型号。
其参数如下：=9.42若选取方案1：总的传动比i总=4.76取皮带的传动比i带=3 可得齿轮间的传动比i齿=3.14（i带<i齿）同理方案2：i总=12.57 i带=2.8 i齿=4.5方案3：i总=18.85 i带=3.5 i齿=5.385综合可得表综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及传送带和减速器的传动比，比较这三个方案可知：方案1的电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。
方案3电动机的转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。
方案2适中，比较适合。
因此，选定电动机型号为Y132M2-6，所选电动机的额定功率P ed=5.5kw,满载转速n m=960r/min,总传动比适中，传动装置结构较紧凑。
所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示：传动装置的运动和动力设计将传动装置由高速至低速依次定为I 轴、II 轴、III 轴 按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。
六．运动和动力参数的计算1．计算各轴转速、功率和转速I 轴的转速：n 1=n m /i 0=8.2960=343r/min II 轴的转速：n 2=i n 11=ii n m齿带 =76.4r/min因为联轴器的传动比为1,所以III 轴的转速等于II 轴的转速即n w =n 2=76.4r/minI 轴的输入功率P 1 =P d P d η带=4.24×0.96=4.07KWII 轴的输入功率P 2= P 1 η12=P d η齿ηη轴带=4.24×0.96×0.99×0.97=3.91KW卷筒轴的输入功率P W =P 2ηη卷轴轴带=3.91×0.98×0.99=3.83KW各轴的输入转矩T d T d =9.55×106×np md =9.55×106×96024.4=4.22×104N ·㎜I 轴的转矩T 1=T d i 带η带=4.22×104×2.8×0.96=1.13×105N ·㎜II 轴的转矩T 2= T 1i 齿η12=T d i 带η带ηη齿轴承i 齿=4.88×105N ·㎜ 卷筒轴的转矩T W =T 2ηηw 轴i 联=4.50×105N ·㎜七．带传动设计： 带传动的计算参数见表带传动的计算过程如下表所示：8.小带轮包角1列出计算结果包角1八. 齿轮的传动设计：已知齿轮的传动参数见下表计算过程及结果见下表两轮的参数九．轴的初步设计：初算I 轴、II 轴、III 轴的最细端轴径选用45钢正火处理，由教材表10-1得MPa b 600=σ 按扭转强度计算轴外伸端的直径 根据教材表10-3查得A=120 又有3nP A d ≥对于I 轴： 将数据代入得：mm d 37.2734307.41203=⨯≥ 对于II 轴：将数据代入得：mm d 4.444.7691.31203=⨯≥ 对于II 轴：将数据代入得：mm d 5.434.7683.31203=≥十.绘制装配草图如下图十一.联轴器、轴承、轴承盖的选择：1.根据上述所得可初选I轴、II轴上的轴承并列表：2.选轴I、II轴上的轴承盖并列表3.选II轴上的联轴器并列表：十二.齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴，大齿轮用腹板式，计算其结构尺寸并列表可知m=3mm z=106 d=60mm =δ12mm可得大齿轮的分度圆直径d a=mz=3×106=308mm又mm≤200≤mm d a500d o=0.5×（d a-δ2+d2）=(318-2×12+64) ×0.5=179mm取180mmd2=1.6d=1.6×40=64mmd1=0.25(d a-δ2-d2)=57.5mml=(1.2～1.5)d=(72～90)mm>b 则可取l=80mmC=0.3b=0.3×70=21mmn=0.5m n=1.5r≈5mm十三.轴的结构及各段长度设计轴上零件的固定方法(以下面的轴承为例) 齿轮: 轴向轴环+套筒径向平键+套筒左轴承:轴向轴环+轴承盖周向过渡配合右轴承:轴向套筒+轴承盖周向过渡配合联轴器:轴向轴肩+轴端挡板周向平键+过渡配合(1)对I轴进行结构设计并绘制结构草图:I轴的结构参数见下表1.确定轴上各段的直径从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%，即d 1=φ30mm,有联轴器长84mm 。
则第一段取70mm 右起第二段直径d2=d1+2h 1=φ36mm[h 1=(0.070.1)d 1=(2.1～3)mm 取h 1=3㎜] ,根据轴承端盖的拆装及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L 2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6008型轴承，其尺寸为d ×D ×B=40×68×15,那么该段的直径=d 3d 2+h 22=φ40㎜ [h 2=（1～2）㎜ 取h 2=2㎜]，长度为L 3=18mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内径那么该段直径=d 4+d 3=h 23φ44㎜ [=h 3（1～2）㎜ 取h 3=2㎜]长度取L 4=15mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm ，齿轮的齿顶圆的直径为75mm,则该段的直径为75mm 取该段的长度L 5=80mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取轴径44mm 取其长度L 6=15mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，=+=h d d 2445φ52㎜（=h 4()1.0~07.0d 4 取=h 44㎜），取其长度L 7=15mm 2. 对II 轴进行结构设计并绘制结构草图II轴的参数见下表1.确定轴上各段的直径及长度从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%，即d1=φ48mm,有联轴器长80mm。
则第一段取70mm 右起第二段直径d2=d1+2h1=φ56mm [h1=(0.07～0.1)d1=(3.36～4.8)mm取h1=4㎜] ,根据轴承端盖的拆装及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L2=60mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6012型轴承，其尺寸为d×D×B=60×95×18,那么该段的直径=d3d2+h22=φ60㎜ [h2=（1～2）=2㎜]，长度为L3=18mm㎜取h2右起第四段，起定位轴承的作用，其直径为φ60㎜，长度为23mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm,又齿轮的右端需用套筒定位，故该段的长度应减少2mm,齿轮的内径=d 4+d 3=h 23φ64㎜ =h 3（1～2）㎜ 取h 3=2㎜,则该段的直径为64mm 取该段的长度L 5=78mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取轴径74mm 取其长度L 6=6mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，并用套筒在右端进行定位=+=h d d 2445φ60㎜（=h 4()1.0~07.0d 4 取=h 44㎜），取其长度L 7=18+15mm十四.求II 轴上的作用力R AV =R BV =22F r =21119N=559.4N D 点最大弯矩 M DV =R AV 2L =559.4×2140Nmm=39158NmmM DV =39158Nmm3.做水平面弯矩图，求支点反力。
[见图2（c ）] R AH =R BH =22F t =23074N=1537ND 点的最大弯矩M DH =R AH 2L =1537×2140Nmm=107590 NmmR AH =R BH =1537NM DH =107590 Nmm十五．II 轴上轴承的寿命计算选用6012型轴承（深沟球轴承，见下图）查手册知道6012轴承的额定动载荷C r =21000N ，额定静载荷C or =14800N由于该轴承为径向接触轴承得0=α 则P=F r 又N AH R R F AVr 163522==+查表11-10得1=fT1=fP根据轴承的寿命计算式εε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫⎝⎛=P C n P C n ff ff L P TP Th 1666760106又该轴承为深沟球轴承则3=ε 将数据代入寿命的计算式有：h L h 1549385213150014.7616667324.5591537=⎪⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=+ 远大于轴承的预期使用寿命，故符合要求。