目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案 22. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 188. 键联接设计 259. 箱体结构的设计 2510.润滑密封设计 2811.联轴器设计 28四设计总结29五参考资料29一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式输送机。

输送机每天单班制工作，每班工作8小时，每年按260天计算。

轴承寿命为齿轮寿命的1/3∽1/4。

表一:二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。

绘制中间轴零件图各一张(A1)。

3.设计说明书一份。

三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.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，选择V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

传动装置的总效率a η查手册第3页表1-7：1η－带传动效率：2η－每对轴承传动效率： 3η－圆柱齿轮的传动效率：4η－联轴器的传动效率： 5η—卷筒的传动效率：5423321ηηηηηη=a ＝×398.0×295.0××＝；1η为V 带的效率,1η为第一对轴承的效率， 3η为第二对轴承的效率，4η为第三对轴承的效率，5η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P ＝P /η＝1900×1000×＝, 执行机构的曲柄转速为n ＝D π60v 1000⨯=π250 1.0601000⨯⨯=min ，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝i * i =（2*8）~（4*40）=16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n ＝（16～160）×＝～min 。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M —4的三相异步电动机，额定功率为 额定电流8.8A ，满载转速=mn 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。

方案 电动机型号额定功率 P ed kw电动机转速minr电动机重量 N参考价格 元传动装置的传动比同步转速 满载转速 总传动比V 带传动 减速器 1 Y112M-441500 1440470230中心高外型尺寸 L ×（AC/2+AD ）×HD底脚安装尺寸A ×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D ×E装键部位尺寸F ×GD3.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 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝n /n ＝1440/＝（2） 分配传动装置传动比a i ＝0i ×i式中10,i i 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 ＝，则减速器传动比为i ＝0/i i a ＝＝ 根据各原则，查图得高速级传动比为1i ＝，则2i ＝1/i i ＝=4.计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速I n ＝0/i n m ＝1440/＝min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝＝min Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝= r/minⅣn =Ⅲn = r/min（2） 各轴输入功率ⅠP ＝d p ×1η＝×＝ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝××＝ ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝××＝ⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=××＝则各轴的输出功率：'ⅠP ＝ⅠP ×= kW 'ⅡP ＝ⅡP ×= kW 'ⅢP ＝ⅢP ×='ⅣP ＝ⅣP ×= kW（3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1η N·m 电动机轴的输出转矩d T =9550mdn P =9550×1440= N· 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36×80 10 ×41所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η =××= N·mⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=×××= N·mⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=×××=·m ⅣT =ⅢT ×3η×4η=××= N·m输出转矩：'ⅠT ＝ⅠT ×= N·m'ⅡT ＝ⅡT ×= N·m 'ⅢT ＝ⅢT ×=·m 'ⅣT ＝ⅣT ×= N·m运动和动力参数结果如下表5. 设计V 带和带轮1.设计V 带①确定V 带型号 查课本205P 表13-6得：2.1=A K 则Pc=A K *Pd =×= 根据cP =, =mn 1440r/min,由课本205P 图13-5，选择B 型V 带，取d1=160。

d2=n1/n2*d2*(1-ε)=查课本第206页表13-7取d2=。

ε为带传动的滑动率0.010.02ε=。

②验算带速：V = 带速在525/m s 范围内，合适。

③取V 带基准长度dL 和中心距a ：初步选取中心距a ：a0=(d1+d2)=*(160+=，取a0=1000。

由课本第195页式（13-2）得：L 0=2a0+2*(d1+d2)+(d2-d1)(d2-d1)/4a0=查课本第202页表13-2取L d=3000。

由课本第206页式13-6计算实际中心距：a ≈a0+(Ld-L0)=1083。

④验算小带轮包角α：由课本第195页式13-1得：α=180-(d2-d1)/a*≈162﹥120。

⑤求V 带根数Z ：由课本第204页式13-15得：()00LcP Z P P K K α=+∆K αα1查课本第203页表13-3由内插值法得0 1.38P =00.108P ∆=。

EF AFBC AC =EF=P =+=EF AFBC AC =EF= 00.100.108P ∆=+ 查课本第202页表13-2得 1.09L K =。

查课本第204页表13-5由内插值法 得0.959K α=。

1α=EF AFBC AC = EF= K ∂=+=则()00LcP Z P P K K α=+∆=取3Z =根。

⑥求作用在带轮轴上的压力QF ：查课本201页表13-1得q=m ，故由课本第197页式13-7得单根V 带的初拉力：F0=500P/zvk-1)+qv*v=500*3*+**= 作用在轴上压力： F=2ZF0sina/2=。

6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算１． 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线圆柱齿轮（1） 齿轮材料及热处理① 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿轮齿数1Z =24高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i ×Z 1=×24= 取Z 2=78. ② 齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα⨯±⨯≥确定各参数的值: ①试选t K =查课本215P 图10-30 选取区域系数 Z H = 由课本214P 图10-26 78.01=αε 82.02=αε则6.182.078.0=+=αε②由课本202P 公式10-13计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60××1×（1×8×260×12） =×109hN 2= ×108h #为齿数比,即=12Z Z ) ③查课本203P 10-19图得：K 1H N = K 2H N = ④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P 公式10-12得: [H σ]1=SK H HN 1lim 1σ=×550= MPa[H σ]2=SK H HN 2lim 2σ=×450=432 MPa许用接触应力MPa H H H 75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ⑤查课本由198P 表10-6得：E Z =a 由201P 表10-7得: d φ=1T=×105×11/n P =×105×=×43.设计计算①小齿轮的分度圆直径d t 12131)][(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα⨯+⨯≥=mm 53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯②计算圆周速度υ=⨯=10006011　n d t πυs m /62.110006009.62653.4914.3=⨯⨯⨯③计算齿宽b 和模数nt m 计算齿宽bb=t d d 1⨯φ=49.53mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=14︒nt m =mm Z d t 00.22414cos 53.49cos 11=⨯=β ④计算齿宽与高之比hb齿高h= nt m =×=mmh b =5.453.49 =⑤计算纵向重合度βε=1Z Φd 14tan 241318.0tan ⨯⨯⨯=β=⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1根据s m v /62.1=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =,查课本由194P 表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12d φ++ 2d φ⨯+×103-×b=+(1+⨯ ×1+×103-×=查课本由195P 表10-13得: K βF = 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K = 故载荷系数:K ＝K K K αH K βH =1×××= ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1tK K /3=×6.182.13=mm ⑧计算模数n mn m =mm Z d 09.22414cos 73.51cos 11=⨯=β 4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT σεφββ∂∂⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝iz ＝×24＝传动比误差 i ＝u ＝z / z ＝78/24＝ Δi＝％5％，允许② 计算当量齿数z ＝z /cos ＝24/ cos 314︒＝ z＝z /cos＝78/ cos 314︒＝③ 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝14⑤ 载荷系数KK ＝K K KK=1×××＝⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y查课本由197P 表10-5得: 齿形系数Y＝ Y＝ 应力校正系数Y ＝ Y＝⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[（2111Z Z +）]βcos ＝[－×（1/24＋1/78）]×cos14︒＝ ＝arctg （tg/cos ）＝arctg （tg20/cos14︒）＝＝因为＝/cos，则重合度系数为Y ＝+ cos/＝⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝09.214sin 53.49⨯⨯πo ＝,Y ＝1－＝⑨ 计算大小齿轮的 ][F S F F Y σαα安全系数由表查得S ＝工作寿命单班制，12年，每年工作260天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60××1×8×260×1×12＝×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u ＝×10/＝×10 查课本由204P 表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ 查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN = K 2FN = 取弯曲疲劳安全系数 S=[F σ]1=14.3074.150086.011=⨯=S K FF FN σ [F σ]2=43.2524.138093.022=⨯=S K FF FN σ 01347.014.307596.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα01554.043.252774.1211.2][222=⨯=F S F F Y σαα大齿轮的数值大.选用.⑵ 设计计算 ① 计算模数mm mm m n 26.1655.124101554.014cos 78.01086.473.122243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=mm 来计算应有的齿数.于是由:z 1=nm ︒⨯14cos 73.51= 取z 1=25那么z 2=×25=81 ② 几何尺寸计算计算中心距 a=βcos 2)(21n m z z +=︒⨯+14cos 22)8125(=mm将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos01.1425.10922)8125(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αn m因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=01.14cos 225cos 1⨯=βn m z =mm d 2=01.14cos 281cos 2⨯=βn m z =mm 计算齿轮宽度B=mm mm d 53.5153.5111=⨯=Φ 圆整的 502=B 551=B（二） 低速级齿轮传动的设计计算⑴ 材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿轮齿数1Z =30速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=×30= 圆整取z 2=76. ⑵ 齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。