1、设计任务书 (2)2、传动方案拟定 (4)3、电动机的选择 (4)4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 (6)5、齿轮传动的设计 (7)6、传动装置的运动和动力设计 (11)7、传动轴的设计 (12)8、滚动轴承的设计 (19)9、键连接的设计 (21)10、联轴器的设计 (23)11、箱体的设计 (24)12、润滑和密封的设计 (26)13、设计小结 (27)14、参考资料目录 (28)设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器一，设计题目<设计带式输送机传动装置）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——滚筒原始数据：注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带速度允许误差为±5%。
设计工作量：1.设计说明书一份；2.减速器装配图1张<A0或A1）3.零件工作图1——3张。
一、传动方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
二、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2，选择电动机功率。
工作机所需要的电动机输出功率为：Pd=Pw／η。
滚筒的工作效率为0.96. Pw=Fv／1000ηw ，以Pd= Fv／1000ηwη。
由电动机至工作机之间的总效率<包括工作机效率）为ηwη=η1×2η×2η×2η3×η3×η4×η5×η6式中：η1、η2、η3、4η、η5、η6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
取η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96，则ηwη=0.96×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97×0.97×0.98×0.96= 0.80所以Pd= Fv／1000ηwη=4.04Kw。
3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/<π·D）=(60×1000×1.6> /<４00×π）=76.4 r/min根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比I1’=２～４，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。
则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。
故电动机转速的可选范为N’d =I’a×n卷筒=(16～20>×76.4=458.4～1528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min。
确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于Pd。
本题的Pd=4.04Kw。
根据容量和转速，由相关手册查出一适用的电动机型号：<如下表）电动机主要外形和安装尺寸：三、各轴运动参数和动力参数的计算综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：结果汇总五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P0=4.04KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76. 4r/min，传递比i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年.1、选择齿轮材料及精度等级。
小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。
因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um2、按齿面接触疲劳强度设计。
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式Pag186(10.22>求出d1值，确定有关参数与系数。
1）转矩T1 、T1=9.55×106p/n=9.55×106×4.04/320=115746 N.mm2）载荷系数K、查表10.11取K=1.13）齿轮Z1和齿宽系数ψ。
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188×25=104.7。
故取Z2=105因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20取ψd=1。
4）许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的σHlim1=580MPa，σHlim2=550Mpa，由表10.10<Pag180）查得SH=1，公式N1=60njLh<Pag180），N1=60njLh=60×320×1×<365×5×24）=8.4096×108 ，N2=N1/4.188=8.4096×108/4.188=2.008×108查图10.27得：ZNT1=1.02，ZNT2=1.1，由式<10.13）可得【σH】1= ZNT1σHlim1/SH=513MPa，【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=572.4 MPa故d1≥76..43×【<1.1×115746×5.2）/<1×4.2×513×513）】1/3=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm，由表10.3<Pag165），取标准模数m=2.75mm。
5）计算主要尺寸。
d1=mz1=2.75×25mm=68.75mmd2=mz2=2.75×105=288.75mmb2=ψd×d1=1×68.75mm=68.75mm经圆整后取b2=70mm, b1=b2+5mm=75mma=m/2<z1+z2）=0.5×2.75×130=178.75mm.按齿根弯曲疲劳强度校核由式<10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：<1）齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18<2）应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=1、YNT2=1由式<10.14）可得[σF1]=162MPa，[σF2]=146MPa故σF1=2kT 1/(b 1m2z1>YFYS=2×1.1×115746×2.65×1.59×1000/(69×2.752×25>=82＜[σF1]=162MPa、σF2=82×2.18×1.8/(2.65×1.59>=76.3659＜[σF2]=146MPa齿轮齿轮弯曲强度校核合格。
<3）验算齿轮的圆周速度vV 1=π68.75×320/(60×1000>=1.1519m/s。
V2 =π275×76.4/(60×1000>=1.155m/s。
由表10.22可知，选8级精度是合适的。
nw=960/3/<105×25）=76.19r/minγ2=(76.4-76.19>/76.19=0.275%<5%，输送带允许带速误差为±5%合格。
数据汇总齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径六、传动装置的运动和动力设计已知电动机额定功率P=4.04Kw，转速n=960r/min，从动轴<高速轴）n1=320r/min，每天工作24h，由表8.21知Ka=1.2（1）P c=Ka×P=1.2×4.04=4.848KW（2）选取带型号。
Pc=4.848KW,n1=960r/min。
由图8.21选取普通V带型号（3）确定带轮直径d1，d2。
按表8.3选取标准值d1=106mm，d2=315mm。
误差<323.047-320）/320=0.00952，在±5%内为允许值。
验算带速V=πd1n1/60000=5.328m/s，带速在5—25m/s范围内（4）确定带的基准直径长度Ld，和实际中心距a0.7<d1+d2）≦d0≦2<d1+d2），L0=2a0=3.14<d1+d2）/2+<d1-d2）<d1-d2）/4a0=1879.505mma≈a0+<Ld-L0）/2=640mm。
中心距的a的变化范围为amin=a-0.015Ld=613mm，amax=a+0.03Ld=694mm。
验算小带轮包角a1a1=180°-<d1-d2）×57.5/a=161.2879°＞120°确定V带根数zZ≥Pc/【p0】’p0=0.954kw,由表8.11查得△P0=0.11908kw，由表8.11查得包角系数Ka=0.96得普通V带根数Z=4.848/0.96/1.01/<0.954+0.11908）=4.65948圆整得Z=5根设计结果：选用5根，中心距a=640mm，小带轮直径d1=106mm，大带轮直径d2=315mm，轴上压力Fq=1468.2389N七，齿轮轴的设计1.1轴，高速轴的设计(1> 确定输入轴上各部位的尺寸<如图）1..选择轴的材料，确定许用应力。
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
查书1(见备注>273页表14.2得强度极限σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。
2. 按钮转强度估算轴径。
根据书265页表14.1得C=107～118.又由式<14.2）得d≥(3>确定轴各段直径和长度错误!从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=<Z-1）·e+2·f=<5-1）×15+2×9=78mm，则第一段长度L1=80mm错误!右起第二段直径取D2=Φ38mm根据轴承端盖的装拆以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左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm错误!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6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm<因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）错误!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圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm错误!右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=74.25 径为Φ68.75mm轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ74.25mm，长度为L5=70mm错误!右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mmL6=10mm，用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）错误!右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm(4>求齿轮上作用力的大小、方向：错误!小齿轮分度圆直径：d1=68.75mm错误!作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=115746N·mm错误!求圆周力：Ft, Ft=2T2/d2=2×115746/68.75=3367.1563N错误!求径向力Fr, Fr=Ft·tanα=3367.1563×tan200=1254.1006N Ft，Fr的方向如下图所示FHA=FHB=Ft/2=3367.1563/2=1683.578NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为: MHC1=1683.578×57.5=96805.7436N·mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为：MHC2=1683.578×20=3367.156 N·mm<3）、作垂直平面内的弯矩图:支点反力。