设计题目：机械设备的设计目录第一章拟定传动方案 (2)第二章选择电动机 (2)第三章确定总传动比和分配各级传动比 (4)第四章传动装置的运动和动力设计 (5)第五章普通V带的设计 (6)第六章齿轮的设计 (10)第七章传动轴的设计 (17)第八章箱体的结构设计 (21)第九章减速器附件的选择与设计 (23)第十章润滑与密封的设计 (25)第十一章联轴器的选择 (25)第十二章设计小结 (26)参考资料 (27)第一章 拟定传动方案一、设计题目: 带式运输机的专用传动装置.二、原始数据和工作条件: 本带式运输机一级皮带轮带动，两级三开式圆柱齿轮减速器减速，运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，减速机小批量生产，使用期限8年，双班制工作，卷筒包括其轴承效率为96%，运输带拉力为2～3KN ，速度为1.1m/s ，卷筒直径为250㎜，运输带允许速度误差为5%，三相交流电流，电压为380V/220V 。
三、传动方案简图如下：电动机皮带轮传动装置工作机第二章 选择电动机型号一、 按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。
二、 选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为P d =ηwp P W =wF Vη1000 所以 P d =ηηw Fv1000由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为η·w η=带η·2齿η·3滚轴η·联η·卷η据表2-3，取带η=0.96，齿η=0.98，滚η=0.98，联η=0.98，卷η=0.96，则：η·w η=0.96×298.0×398.0×0.98×0.96=0.81 所以d P =ηηw F v 1000=81.010001.12300⨯⨯=3.12KW三、 确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 w n =D v π100060⨯=25014.31.1100060⨯⨯⨯=84.07r/min 按推荐的合理传动比范围，取V 带传动的传动比'1τ=2～4，双级齿轮传动比'2τ=4～40，则合理总传动比的范围为'τ=8～160，故电动机转速的可选范围为： 'd n ='τ·w n =（8～160）×84.07=672～13440 r/min符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min 、3000r/min,再根据计算出的容量，由《指导书》附表5.1查出有三种适用电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比。
因此选定电动机型号为Y112M-4,所选电动机的额定功率edp=4KW,满载转速N m=1440r/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形尺寸和安装尺寸如下表所示。
第三章计算总传动比和分配传动比由选定电动机的满载转速N m和工作机主动轴的转速N w，可得传动装置的总传动比为总τ=wmnn=带τ·齿τw n =84r/min 齿τ=1τ·2τ所以 总τ=841440=17.14 带τ的传动比取2，又因1τ取1.32τ，则齿τ=214.17=8.57=1τ·2τ，又因1τ=1.32τ 则1.322τ=8.57，2τ=2.57，1τ=3.34带τ取2，1τ=3.34，2τ=2.57符合指导书表2-2第四章传动装置的运动和动力设计一、各轴转速由指导书式（2.8）～（2.9）得Ⅰ轴 1n =带τmn =2.1440=752r/min Ⅱ轴 2n =11τn =34.3720=216 r/min Ⅲ轴 3n =22τn =57.2216=84 r/min 卷筒轴 w n =3n =84r/min 二、各轴的输入功率 由指导书式(2.11)～(2.13)得Ⅰ轴 1p =d p ·01η=3.12×0.96=2.995KW Ⅱ轴 2p =1p ·12η=1p ·1η·2η=2.995×0.98×0.98=2.876KWⅢ轴 3p =2p ·23η=2p ·3η·4η=2.876×0.98×0.96=2.706KW卷筒轴卷p =3p ·卷η=2.706×0.96=2.598KW三、 各轴输入转矩由指导书式(2.17)计算电动机轴的输出转矩d T :d T =9550md n p =9550×144012.3=20.69N ·m由指导书式(2.14)～(2.16)得:Ⅰ轴 1T =d T ·0τ·01η=d T ·0τ·1η=20.69×2×0.96=39.72N ·mⅡ轴 2T =1T ·1τ·12η=1T ·1τ·2η·3η=39.72×3.34×0.98×0.98 =127.41N ·m Ⅲ轴 3T =2T ·2τ·34η=127.41×2.57×0.98×0.96 =308.06N ·m卷筒轴 卷T =3T ·35η=308.06×0.98×0.96=289.82N ·m 运动和运动参数的计算结果列下表:第五章 普通V 带的设计一、 确定计算功率P c由教材书表11-7查得K=1.2，由教材书式（11-16）得P c =KP=1.2×4KW=4.8KW二、 选择V 带的型号由教材书图11-8根据P c 及1n 查得交点在A 型带区域界限内，选A 型，根据计算，结合比较定下带型号，A 型带： (一) 确定带轮的基准直径d 1和d 2由教材书表11-8，根据1d ≥min d 的要求，取1d =100㎜ 按教材书式（11-17） 2d =1d 1n /2n =100×1440/720=200㎜ 由教材书表11-8,取2d =200㎜。
(二) 验算带速vV=10006011⨯n d π=100060144010014.3⨯⨯⨯=7.54m/s带速v 在5～25 m/s 范围内，故合适 (三) 计算中心距a 、带长d L由教材书式(11-18) 0.7(1d ＋2d )＜0a ＜2(1d ＋2d )得0.7(100+200)＜0a ＜2(100+200)即 210＜0a ＜600 取0a =250㎜ 由教材书式(11-19)得0L =20a +π(1d ＋2d )/2+(2d -1d )2/40a=2×250+3.14(100+200)/2+(200-100)2/4×250=981㎜由教材书表11-1取d L =1000㎜。
由教材书式（11-20）得a =0a +20L L d -=250+29811000-=259.5㎜由教材书式（11-21）得min a =a -0.015d L =259.5-0.015×1000=244.5㎜max a =a +0.03d L =259.5+0.03×1000=289.5㎜ (四) 验算小带轮包角1a 由教材书式（11-22）得1a =1800-ad d 12-×57.30 =1800-03.575.259100200⨯-=157.90＞1200 ， 故合适。
(五) 确定V 带的根数Z依教材书查表11-4、表11-5、表11-6和表11-1得 0p =1.31KW 、 △0p =0.17KW 、a K =0.94、L K =0.89。
由教材书式（11-23）得Z=L a c K K p p p )(00∆+=89.094.0)17.031.1(8.4⨯⨯+=3.87669取Z=4。
(六) 计算初拉力0F由表11-2查得q =0.10kg/m ，由式（11-24）得0F =vC Z P 500（a K 5.2-1）+2qv =54.748.4500⨯⨯×（94.05.2-1）+0.10×7.542 =137.7N(七) 计算轴上的力y F 由教材书式（11-25）得y F =2Z 0F sin 21a =2×4×137.7×sin29.1570=1042N V 带传动的主要参数列表如下:(八) 带轮结构设计 带轮圆周速度 1v =2v =160d n π=10014.3601400⨯⨯ =7326㎜/s=7.3m/s故v ＜25m/s,采用HT150 (铸铁)；又因带轮直径d ≤200㎜,采用实心式。
查教材书表11-2，11-3，得V 带横截面尺寸和轮槽尺寸如下：（单位:㎜）则带轮轮缘宽度z－1）e＋2f=（4-1）×15+2×9=63㎜B=（大带轮毂孔直径由后续Ⅰ轴设计而定：d=d①=28㎜，大带轮毂宽度L=B=63㎜。
结构图如下:第六章齿轮的设计一、设计要求：两级标准直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动，已知传递的功率PⅠ轴=2.995KW，PⅡ轴=2.876KW，主动轮转速NⅠ轴=720r/min，N=216r/min，齿数比U1=3.34，U2=2.57，载荷平稳，单向运转，齿Ⅱ轴轮在三支承间对称布置。
二、步骤:（一）第一级1.选择齿轮材料，热处理方式及精度等级，确定许用应力1.1选择齿轮材料，热处理方式：该齿轮无特殊要求，可选用一般齿轮材料，由教材书表13-1和表13-2并考虑HBW 1=HBW 2+（30～50）的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度取230HBW ；大齿轮选用45钢，正火处理齿面硬度取190HBW 。
1.2 确定精度等级：减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于3m/s,根据教材书表13-3，初选9级精度。
1.3 确定许用应力：教材书图13-11c ，图13-14c 分别查得11im H σ=560MPa 21im H σ=530MPa11im bb σ=195MPa 21im bb σ=180MPa由教材书表13-5查得H S =1.1和F S =1.4,故[]1H σ=Him H S 11δ=1.1560=509.1MPa []2H σ=Him H S 21δ=1.1530=481.8MPa[]1bb σ=Fim F S 11δ=4.1195=139.3MPa []2bb σ=Fim F S 21δ=4.1180=128.6MPa因齿面硬度小于350HBW ，属软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计2 按齿面接触疲劳强度设计 由教材书式（13-4）计算中心距a ≥(u ±1)[]312335u KT a H ψσ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛2.1 取[]H σ=[]2H σ=481.8 MPa 。