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1、目录一、设计任务.3二、传动方案拟定.4 三、电动机的选择.5 四、计算总传动比及分配各级的传动比.6 五、运动参数及动力参数计算.7六、传动零件的设计计算.8 七、轴的设计计算16 八、滚动轴承的选择及校核计算26 九、键联接的选择及计算28 十、联轴器的选择.29十一、润滑与密封.29十二、参考文献30十三、附录（零件及装配图）30一、设计任务1、带式输送机的原始数据输送带拉力F/kN4输送带速度v/(m/s)2.0滚筒直径D/mm4502、工作条件与技术要求1）输送带速度允许误差为：5%；2）输送效率：0.96；3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；4）工作年限：8年；5）工作
2、环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；6）动力来源：电力，三相交流，电压380V，7）检修年限：四年一大修，两年一中修，半年一小修；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计任务量：1) 减速器装配图一张（A0）；2) 零件工作图（包括齿轮、轴的A3图纸）；3）设计说明书一份。3计 算 及 说 明结 果二、传动方案拟定方案一：1、结构特点：1）外传动机构为带传动；2）减速器为一级齿轮传动。2、该方案优缺点：优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。缺点： 传动的外廓尺寸较大；、需张紧装置；
3、 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。方案二：1、结构特点：1）外传动为联轴器传动；2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。2、该方案的优缺点：优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还
4、结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。故选择方案二较合理。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw 按下试计算 式中Fw=4000N V=2m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 =0.96 代入上式得=8.33Kw电动机的输出功率功率 按下式 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由式 由机械设计课程设计表2-2滚动轴承效率=0.99：联轴器传动效率= 0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为 Kw 因载荷平稳，电动机核定功率
5、Pw只需要稍大于即可。按机械设计课程设计表16-1中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率为11kw。3.确定电动机转速按机械设计课程设计表2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为则根据电机的转速以及电机的额定功率有机械设计课程设计表16-1查得：电机型号额定功率同步转速/满载转速/总传动比Y160L-611100097011.42Y160M-4111500146017.19综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的Y系列电动机Y160L-6,其满载转速为970r/min
6、,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在机械设计课程设计16-2,表16-37中查的。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由上一步得总传动比=11.422、传动比的分配 初选=3.9 =2.9=11.31 又 所以五、运动参数及动力参数计算1、各轴的转速轴 轴=248.72轴=85.77 滚筒轴=85.772、各轴转速输入功率=9.13kw轴=9.04 kw轴 =8.77 kw轴=8.51 kw 滚筒轴 =8.34 kw3、各轴的输入转矩计算 轴 =89.00轴 =336.74轴 =947.54 工作轴 =928.61 电机轴 =89.89六、传动零件的设计计算（
7、一）高速级齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)3）材料选择。由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS，大齿轮为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数=24，则：=93.6 取=94齿数比u=3.91675）初选螺旋角=2、按齿面接触疲劳强度设计（1）确定公式内的各项数值1）试选载荷系数=1.62）由机械设计图10-30选取区域系数=2.4333）由机械设计图10-26查得=0.788 =0.8
8、63；则：=+=1.6514）小齿轮传递的转矩=89.00=8.95）由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。6）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8（大小齿轮均采用锻造）7）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa；由图10-21c按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=390Mpa。8）计算应力循环次数=60=2.7936；2.7936/3.9167=7.1325 9）由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.94=1.02。10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数S=1，=0.94550Mpa=517Mpa=1.02
9、390Mpa=397.8Mpa =457.4Mpa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径=60.433mm2）计算圆周速度v=3.0683）计算齿宽b及模数b=60.433mm=2.443mm4）齿高h=2.25=2.252.433mm=5.474mmb/h=11.045）计算纵向重合度=1.9036）计算载荷系数K由机械设计表10-2查得：使用系数=1；根据v=3.068m/s,8级精度、由机械设计图10-8查得：=1.12；由表10-3查得：=1.4（假设/b100N/mm）由表10-4查得：8级精度、调质处理小齿轮相对支承非对称布置时：=1.46根据b/h=11.04 =1.46 由图10-
10、13查得：=1.4。故载荷系数=2.297)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=60.433=68.105mm8）计算模数=2.753mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数=2.1172）根据纵向重合度=1.903 由机械设计图10-28查得螺旋角影响系数=0.88。3）计算当量齿数=26.27=102.904)查取齿数系数及应力校正系数。由机械设计表10-5查得：=2.590 =2.173 =1.598 =1.7945）由机械设计图10-20C按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa, 由图10-20B按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =325
11、Mpa。6）由机械设计图10-18查弯曲疲劳寿命系数=0.92 =0.947)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，=249.714Mpa=218.214Mpa8)计算大小齿轮的并加以比较=0.0166=0.0179大齿轮的数值大。（2）计算（按大齿轮）=1.72mm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.72mm并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=68.105mm
12、重新修正齿轮齿数，=33.04 取=34 则：=34X3.9=132.6 取=133 因此与原分配传动比3.9接近。4、几何尺寸计算（1）中心距计算=172.11mm 圆整后取a=172mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=（3）计算大小齿轮的分度圆直径=70.036mm=273.964mm（4）计算齿轮宽度b=mm 圆整后取b=70mm 则： =75mm（小齿轮） =70mm（大齿轮）因有的系数发生了变化，故相应的有关参数需要修正，然后再修正计算的结果，看齿轮的强度是否足够。（5）修正计算结果1)= =37.15；=145.3；由机械设计表10-5查得：=2.43 =2.156 =1.66
13、=1.8112)由机械设计图10-26查得=0.80 =0.91 则：=+=1.713)=0.318=2.665根据纵向重合度=2.665 从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数=0.854）=3.555根据V=3.555、8级精度。由机械设计10-8查得5）齿高由机械设计表10-4查得：8级精度、调质处理的小齿轮相对支承非对称布置时：=1.460根据 由图10-13查得6）=2541.55N 故查取、时，假设是合适的。仍用；7）齿面接触疲劳强度计算用载荷系数=2.412 齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系数=2.39548）由机械设计图10-30选取区域系数=2.449）=68.62510)=
14、=0.01615=0.01789, 大齿轮的数值大11）=1.54mm而实际的=70.036mm =2mm 均大于计算要求值，故齿轮的强度足够。5、其他齿轮的设计过程同上6、齿轮结构的设计 齿轮结构尺寸名称高速级大齿轮低速级小齿轮低速级大齿轮毂孔直径d656590轮毂直径104/144轮毂宽度L70/105腹板最大直径253/269孔板分布圆直径178.5/206.5孔板直径45/62.5腹板厚度C18/27小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构;大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算高速级大齿轮的结构草图如上图。（其他齿轮结构类似，参数如上，结构草略）高速级
15、齿轮的传动尺寸低速级齿轮的传动尺寸名称计算公式结果法面模数23法面压力角螺旋角齿数341333499传动比3.9122.912分度圆直径70.036273.964104.812305.188齿顶圆直径74.036277.964110.812311.188齿根圆直径65.036268.96497.312297.688中心距172205齿宽7570110105七、轴的设计计算（一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个
16、键槽时，d增大10%15%。值由所机械设计表15-3确定：高速轴=126，中间轴=120，低速轴=115。高速轴：=mm=26.51mm 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=mm。再考虑选用Y160L-6的电机轴的直径取42mm。中间轴：=39.40mm 圆整后取55mm低速轴：=53.24mm 因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=56.97mm 参见机械设计课程设计联轴器选择，取连轴器的孔径，=60mm（二）减速器装配草图的设计（三）轴的结构设计1、高速轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径安装联轴器的外伸段，所以：=42mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位
17、要求，定位高度，定位高度h=（0.070.1）。以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=50mm（这时密封圈的=49mm）。：滚动轴承处轴段，=55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=：过渡轴段，由于各段齿轮传动的线速度均小于2m/s,滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取=60mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴与齿轮的材料和热处理方式一样。均为45钢，调质处理。：滚动轴承处的轴段，=55mm。2）各轴段的长度确定：由联轴器的毂孔宽=84mm确定，=82mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定=80mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=50mm。：由
18、装配关系、箱体结构等确定，=120mm。：由高速级小齿轮宽度=75mm，确定=75mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=50mm3）细部结构设计由机械设计课程设计表10-1查的高速级段联轴器处键=（t=5mm，r=0.3mm），联轴器与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查机械设计课程设计表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各轴的表面粗糙度见下图。高速轴结构2，中间轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，=55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=. ：低速小齿轮段，考虑低速小齿轮的分度圆直径. =65mm.：轴环，根据齿轮的
19、轴向定位要求。=80mm。：高速大齿轮轴段，=65mm。：滚动轴承段，=55mm。滚动轴承选取30211，其尺寸为=.2）各轴段的长度确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=52mm。：低速级小齿轮的毂孔宽度=110mm确定，=108mm。：轴环宽度，=12.5mm。：由高速级大齿轮的毂孔宽度=70mm确定，=68mm。:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=52mm。3）细部结构设计由机械设计课程设计表10-1查出高速级大齿轮处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速级小齿轮处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）；齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径
20、公差选为；查机械设计课程设计表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各轴的表面粗糙度见下图。中间轴结构3、低速轴的结构设计1）各轴段的直径确定：根据滚动轴承轴段，=80mm。滚动轴承选取30216，其尺寸为=。：低速大齿轮轴段，=90mm。：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=110mm。：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=100mm。：根据滚动轴承轴段，=80mm。滚动轴承选取30216，其尺寸为=。：密封处的轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=75mm（毡圈的内径=73mm）：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=60mm。2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油
21、盘及装配关系等确定，=52mm。：由低速级大齿轮的毂孔宽=105mm。 =103mm。：轴环宽度，=15mm。：由装配关系、箱体结构等确定，=70.5mm。；由滚动轴承、挡油盘、及装配关系等确定，=50mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=70mm。：由联轴器的毂孔宽=107mm确定，=105mm.3)细部结构设计由机械设计课程设计表10-1查出低速联轴器处键=（t=7.0mm，r=0.3mm）;低速大齿轮处键=（t=9.0mm，r=0.5mm）齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查机械设计课程设计表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各
22、轴的表面粗糙度见下图。（四）轴的校核这里以中间轴为例1）轴的力学模型的建立1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可确定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的30208轴承由机械设计课程设计表12-6查得它的负载中心至轴承轴段a=20mm，故可以作出支点跨度=240.48mm，取=240mm；低速小齿轮至左端支点A的距离=79.99mm，取=80mm两齿轮的作用点=100.5mm。取mm。高速大齿轮至右端支点B的距离=59.99mm，取=60mm.2、绘制力学模型图初定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低
23、速级小齿轮也为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图见图。二）计算轴上的作用力齿轮2：=2541.55N；=2541.55=949.29N；=585.64N。齿轮3：=6425.60N；=6425.60=2363.20N；=1519.18N。三）计算支反力1，垂直面支反力（XZ平面）参见下图b)由绕支点B的力矩和=0，得：=-130322.2284N；=-130322.2284/240N=-543.0093N,方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0，得：=-182977.00N。=-182977.00/240N=-762.404N，方向向下。由轴上的合力=0.校核
24、：+-=762.404+543.0093+949.29-2363.20=0N。计算无误2，水平面支反力（XY平面）参见下图d)由绕支点B的力矩和=0，得：=2541.5560+6425.60160=1180589N=4919.120833N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0。=6425.6080+2541.55180=971527N=4048.29167N，方向向下。由轴上的合力=0，校核：+-=0.260，计算无误。3，A点总支反力=4949.000795N。B点总支反力=4119.456918N。四）绘制转矩、弯矩图1，垂直面内的弯矩图参见下图c)。 C处弯矩：=-=-543.009
25、380Nmm=-43440.744Nmm。=-=-43440.744-1519.1852.406=-123054.8911NmmD处弯矩：=-+=-762.40460+585.64136.982=34477.89848Nmm；=-=-45744.24Nmm；2.水平面内的弯矩图参见下图e)，C点弯矩：=-=-4919.12083380Nmm=-393529.6666Nmm；D点弯矩：=-=-4048.2916760=-242897.5002Nmm。3，合成弯矩图，参见下图f)C处：=395920.0636Nmm；=412320.3908Nmm。D处：=245332.2667Nmm=247167
26、.4151Nmm;4,转矩图，参见下图g)=3367405，当量弯矩图，参见下图h)因为单向回转轴，所以扭矩切应力视为脉动循环应力，折算系数=0.6.=202044C处：=395920.0636Nmm； = =459162.1528Nmm；D处：=317820.2307Nmm；=247167.4151Nmm。五）弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。=8.7326Mpa;根据选定的轴的材料45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得=60Mpa.因=933.54N.所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故：=+=1244.72N，=311.1
27、8N。3，当量动载荷P根据工况（无冲击或轻微冲击），由机械设计表13-6查得载荷系数=1.1。轴承：因=0.25150.4=e。由机械设计课程设计表12-4查得：当时，=4949.000795N；轴承：因=，由机械设计课程设计表12-4查得：当时，=949.29N。4，验算轴承寿命因，故只需验算轴承预期寿命与整机寿命相同，为=其中，温度系数（轴承的工作温度小于，轴承具有足够的寿命。九、键联接的选择及计算这里只以中间轴上的键为例，由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为=（t=7.0mm，r=0.3mm），标记：键；低速级小齿轮处键2为：=（t=7.0mm，r=0.3mm）；标记：键；
28、由于是同一根轴上的键，传动的转矩相同，所以只需校核短的键1即可。键的工作长度；键的接触高度；传递的转矩.由机械设计表6-2查得键静联接时的挤压许用应力=100Mpa（键、齿轮轮毂、轴的材料为45钢调质）。Mpa=52.33Mpa，键的联接强度足够。十、联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则1，高速级联轴器：=115.7N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准或机械设计手册，选取HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，许用转速5000，都满足要求。故设计合理。标记：HL3联轴器.2，低速级联轴器：=123
29、1.802N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准或机械设计手册，选取HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，许用转速2500，都满足要求。故设计合理。标记：HL5联轴器。十一、润滑与密封1.润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为85.77，所以浸油高度约为3050。取为60。2）.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3）.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。2.密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨
30、架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十二、参考文献1，机械设计（第八版） 高等教育出版社2，机械设计课程设计 机械工业出版社3，理论力学 清华大学出版社4，金属工艺学（第五版） 高等教育出版社5，机械设计手册(2008电子版) 化学工业出版社按方案二设计=8.33Kw Kw电机的额定功率电机型号为：Y160L-6=11.42初选=3.9 =2.9=248.72=85.77=85.77=9.13kw=9.04 kw=8.77 kw=8.51 kw=8.34 kw=89.00=336.74=947.54=928.61=89.89初选：=24=94u=3.
31、9167=1.6=2.433=1.651=189.8=517Mpa=397.8Mpa=457.4Mpav=3.068齿宽b60.433mm模数=2.443mm齿高h=5.474mm纵向重合度=1.903=1.46载荷系数=2.29=2mm=34=133中心距172.11mm螺旋角=70.036mm273.964mm=75mm（小齿轮） =70mm（大齿轮）修正值：=37.15=145.3=1.71=2.665V=3.555齿高h=4.5mm齿轮结构尺寸如左表齿轮的传动尺寸如左表高速轴：42mm中间轴：55mm低速轴：=60mm高速轴各轴段直径：=42mm=50mm=55mm=60mm=55mm
32、高速轴各轴段长度：=82mm=80mm=50mm=120mm=75mm=50mm中间轴各轴段直径：=55mm=65mm=80mm=65mm=55mm中间轴各轴段长度：=52mm=108mm=12.5mm=68mm=52mm低速轴各轴段直径：=80mm=90mm=90mm=110mm=100mm=80mm=75mm=60mm低速轴各轴段长度：=52mm=103mm=15mm=70.5mm=50mm=70mm=105mm轴上的作用力：齿轮2：=2541.55N=949.29N=585.64N齿轮3：=6425.60N=2363.20N=1519.18N垂直面支反力（XZ平面）=-543.0093N
33、,方向向下=-762.404N，方向向下水平面支反力（XY平面）=4919.120833N，方向向下=4048.29167N方向向下垂直面内的弯矩C处弯矩：=-43440.744Nmm=-123054.8911NmmD处弯矩：=34477.89848Nmm=-45744.24Nmm水平面内的弯矩C点弯矩：=-393529.6666NmmD点弯矩：=-242897.5002Nmm合成弯矩C处：=395920.0636Nmm=412320.3908NmmD处：=245332.2667Nmm=247167.4151Nmm中间轴滚动轴承选取30211高速级大齿轮处键1为：键低速级小齿轮处键2为：键高速级联轴器：HL3联轴器.低速级联轴器：HL5联轴器。31