1楼：手机用户
目 录 前言………………………………………………….2
一、电动机的选择
二、 传动系统的运动和动力参数的计算…
三、 传动零件的设计计算…型带传动设计…圆柱齿轮传动设计…
四、 轴的设计(包括轴承和联轴器的选择)…1. 确定轴上的作用力……2. 选择轴的材料,估算最小直径以及选择联轴器…3.
轴的结构设计…4. 计算支座反力…5. 轴的强度校核…6.
键的选择及校核……
五、 简单介绍润滑和密封的选择…1. 润滑的选择………2. 密封的选择……
六、 设计小结………
七、 参考资料……1. 设计目的： 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
2.题目分析设计带式运输机用一级齿轮减速器及带轮传动。输送带工作拉力为4000n,输送带工作速度：
v=2m/s,滚筒直径是400mm,运输机连续单向运转，载荷较平稳。减速器小批量生产，一般制工作，滚筒效率为0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）。
3.传动方案的设计 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。传**如下：
1.电动机 2.v带传动 3.
圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.
运输带一、电动机选择1.电动机的类型选择：用y系列三相龙型异步电动机，封闭式结构，电压380v。
2.电动机功率选择：电动机所需工作效率为ｐd＝ｐｗ／ηa 以及ｐｗ＝ｆv/1000 (kw)因此pd=fv/1000ηa (kw)由电动机至运输带的传动总效率为：
a=η１×η２×η３×η４式中：η1、η2、η3、η4、分别为带传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率（轴承的传动效率设为1）。取η１=0.
96，η2=0.97η3=0.98η4=0.
96即ηa=0.96×0.97×0.
98×0.96=0.876所以：
电机所需的工作功率： pd = fv/1000ηa =(4000×2)/(1000×0.876) =9.
13kw)3.确定电动机转速: 计算卷筒工作转速：
＝60×1000·v/（π·d）=(60×1000×2)/（４00·π）=95.49 r/min根据[1]表１推荐的传动比合理范围，取ｖ带传动比i’1=２～４ 。取一级圆柱齿轮减速器传动比范围i’2=3～６。
则总传动比理论范围为：i’a＝6~24故电动机转速的可选范为 nd’= i’a·n=(6~24) ×95.49 =572.
94~2291.76 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号如下表：
方案电 动机 型号 额定功率电动机转速(r/min)电动机重量n传动装置传动比 同步转速满载转速总传动比v带传动减速器1y160m-4111500144012315.083.54.
312y160l-611100096014710.162.83.
363y180l-8117507301847.642.53.
06综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量,可见方案1比较合适。因此选定电动机型号为y160m-4。其主要性能如上表。
电动机主要外形和安装尺寸如下表：中心高h外形尺寸l×c/2+ad)×hd底角安装尺寸a×b地脚螺栓孔直径 k轴伸寸d×e装键部位尺f×g 160600×417.5×385254×2101542×11012×37
二、传动系统的运动和动力参数的计算1.各轴的转速:由ni=nm/i0 r/min（式中：
nm是电动机的满载转速；ni是电动机至轴的传动比）以及nii=ni/i1=nm/i0·i1 r/min有：ⅰ轴：ni=nm/ i0=1440/3.
5=411.43 （r/min） ⅱ轴：nii= ni/ i1 =411.
43/4.31=95.46 （r/min）2.
计算各轴输入功率：由pi=pd·η01 kw η01=η1 pii=pi·η12 = pd·η01 ·η12 kw η12=η2有：ⅰ轴：
pi=pd·η01 = pd ·η1=9.13×0.96=8.
76（kw）ⅱ轴: pii=pi·η12 = pd·η1 ·η2 =9.13×0.
96×0.97 =8.50卷筒轴:
piii= pii·η3 =8.50×0.96 =8.
16kw）i,ii轴的输出功率分别等于各自的输入功率。即： pi= pi’ pii = pii’3.
各轴的输入转矩：由ti=td·i0·η01 n·m其中为电动机的输出转矩，按下式计算： td=9550·pd /nm=9550×9.
04/1440=59.95n·m所以： ⅰ轴：
ti= td·i0·η01= td·i0·η1=59.95×3.5×0.
96=201.43 n·m ⅱ轴：tii= ti·i1·η12= td·i1·η2= 201.
43×4.31×0.97=842.
12 n·m卷筒轴输入轴转矩：tiii= tii·η3=842.12×0.
96=808.44 n·m i,ii的输出转矩分别等于各自的输入转矩。即：
ti’=ti tii’=tii
三、传动零件的设计计算1.v型带传动设计（1）.计算功率pc，按[2]表8-5选定工作情况系数ka，则:
pc=ka·ped=1.1×11=12.1（ kw）由[2]表8-7可选用b型（2）.
确定带轮的基准直径d1和d2,并验算带速v由[2]表8-3，b型v带的最小基准直径d1min=125mm,由图8-7推荐取d1=140mm,大轮直径d2=3.5×140=490mm,由表8-6中的带轮直径系列，选取标准直径d2=500mm，则实际传动比 i=d2/ d1=500/140=3.57误差2%,允许。
带速v1= d1·nm·π/（1000×60）=(π×140×1440)/(1000×60) m/s=10.55 m/s<25 m/s 合适（3）.计算中心距a，带长ld和验算包角a1由中心距的推荐值 0.
7(d1 +d2)< a0<2(d1 +d2)得 0.7（140+500）< a0<2(140+500) 448< a0<1280初选中心距a0=680mm,相应的带长 ld=2a0+π/2(d1+d2)+ (d1-d2)2/4a0 =2412.4 mm由[2]表8-2选用ld=2500 mm，其实际中心距a= a0+( ld-l0)=680+(2500-2412.
4)/2=724mm验算小带轮的包角a1a1≈1800-57.30×(d1 -d2)/ a=1800-57.30×(500-140)/724≈151.
50>120符合要求。（4）. 计算带的根数z=pc/[(p0+△p0)·kl·kw·kq]式中p0由[2]表8-4确定； b型v带，当d1=140mm,n1=1440 r/min时，查得p0=2.
82 kw。功率增量△p0=0.46 kw（i>2）查[2]表8-7得ka=0.
924; 查[2]表8-8得kl=1.03，取抗拉体材质化纤结构kq=1，则z=12.1/(2.
82+0.46) ×0.924×1.
03×1=3.88取z=4根。（5）.
计算初拉力f0及作用在轴上的为fq由[2]表8-3得v带质量为q=0.17kg/m.得初拉力f0=500×pc/zv1(2.
5/ka-1)+qv2=500×[12.1/(4×10.55)](2.
5/0.924-1)+0.17×10.
552=263.4 n作用在轴上的压力 fq=2zfqsin( a1/2)=2×4×263.4×sin( 151.
20/2)≈2044 n2.圆柱齿轮传动设计（1）.选择齿轮材料，齿数，齿宽系数。
由[2]表10-7得选择常用的调质钢：小轮：45钢调质 hbw1=210~230大轮：
45钢正火 hbw2=170~210取小齿轮齿数z1=22,则大齿轮齿数z2=uz1=4.31×22≈95对该一级减速器，取φd=1。（2）.
确定许用应力许用接触应力 [σh]=znσhlim/shmin许用弯曲应力 [σf]= σflimystynt/ sfmin式中σhlim1=560 mpa, σhlim2=520 mpa, σflim1 =210 mpa, σflim2=200 mpa,σflim按[2]图10-26中查取；应力修正系数yst=2，最小安全系数σhlim=σflim=1。故 [σh1]=1×560/1=560mpa [σh2]=1×520/1=520mpa [σf1]=210×2/1=420mpa [σf2]=200×2/1=400mpa（3）.按齿面接触强度计算由式d1≥1/3计算小轮直径。
载荷系数k= ka kv kβ。取 ka=1([2]表10-6)，kv=1.15，kβ=1.
09（[2]表10-21b）故 k=1×1.15×1.09=1.
25小轮传递的转矩t1=9.55×106pi/ni=9.55×1068.
68/411.43=201477.77 n·m弹性形变系数ze=189.
8（[2]表10-5），节点区域系数zh=2.5则d1≥1/3 =80.60mm（4）.
确定主要参数球中心距a= (d1 +d2)/2= d1(1+i)/2=80.60(1+4.31)/2=214mm圆整后，取a=220mm,则d1 =82.
86mm.计算模数 m= d1/z1=82.86/22=3.
77mm按[2]表10-1取标准模数m=4mm.求z1,z2:总齿数zc= z1+z2=2a/m=2×220/4=110因此zc= z1（1+i）故 z1= zc/( 1+i)=110/(1+4.
31)=20.72取z1=21，则z2= zc-z1=89，则实际传动比i=z2/z1=4.24传动比的变动量△i=（4.
31-4.24)/4.31=0.
016<5% 可用求小齿轮的工作宽度 d1=z1m=21×4=84>80.60mm计算齿轮的工作宽度 b=φd·d=1×84=84mm取b2=84mm,b1=89mm（5）.校核弯曲强度由式σf1=(kft/bm)yfa1ysa1，σf2=σf1ypa2ysa2/ yfa1ysa1分别验算两齿根弯曲强度计算圆周力 ft=2t1/d1=2×201477.
77/84=4797.1n齿形系数yfa，应力修正系数ysa可由[2]图10-23，10-24中查得，当：z1=21 yfa1=2.
8 ysa1=1.6 z2=89 yfa2=2.24 ysa2=1.
87则 σf1=79.95mpa <[σf1] σf2=74.75 mpa <[σf2]（6）.
主要几何尺寸如下：m=4mm z1=21 z2=89d1=84mm d2=z2m=336mm da1=m(z1+2)=92mm da2=m(z2+2)=364mm df1=m(z1-2.5)=74mm df1=(z2-2.
5)=346mm b=84mm,取b1=89mm,b2=84mm a=(d1+d2)/2=210mm
四、轴的设计计算及校核1.确定轴上作用力低速轴转速 nii=95.46 r/min 低速轴功率pii=8.42 kw 低速轴转矩 tii=842.1 n
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