一、传动方案拟定 第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=1。7KN；带速V=1。4m/s； 滚筒直径D=220mm。
运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0。96×0。
992×0。97×0。99×0。95 =0。86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总 =1700×1。4/1000×0。86 =2。76KW 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1。
4/π×220 =121。5r/min 根据【2】表2。2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121。
5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8。1查出有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） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7。
9 3 2。63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11。68 3 3。89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2。2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121。
5=11。68 2、分配各级传动比 （1） 取i带=3 （2） ∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=11。68/3=3。89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=nm/i带=1420/3=473。
33(r/min) nII=nI/i齿=473。33/3。89=121。67(r/min) 滚筒nw=nII=473。33/3。89=121。67(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd×η带=2。76×0。96=2。
64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2。64×0。99×0。97=2。53KW 3、 计算各轴转矩 Td=9。55Pd/nm=9550×2。76/1420=18。56N?m TI=9。55p2入/n1 =9550x2。
64/473。33=53。26N?m TII =9。55p2入/n2=9550x2。53/121。67=198。58N?m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本[1]P189表10-8得：kA=1。
2 P=2。76KW PC=KAP=1。2×2。76=3。3KW 据PC=3。3KW和n1=473。33r/min 由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0。
02)=279。30 mm 由课本[1]P190表10-9，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000 =7。06m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3。14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605。8mm 根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605。
8)/2 =497mm (4) 验算小带轮包角 α1=1800-57。30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57。30×(280-95)/497 =158。670>1200（适用） （5） 确定带的根数 单根V带传递的额定功率。
据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1。4KW i≠1时单根V带的额定功率增量。据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0。17KW 查[1]表10-3，得Kα=0。94；查[1]表10-4得 KL=0。99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =3。
3/[(1。4+0。17) ×0。94×0。99] =2。26 (取3根) (6) 计算轴上压力 由课本[1]表10-5查得q=0。1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV[（2。
5/Kα）-1]+qV2=500x3。3/[3x7。06(2。5/0。94-1)]+0。10x7。062 =134。3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134。3sin(158。67o/2) =791。
9N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=3。89 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77。8取z2=78 由课本表6-12取φd=1。
1 (3)转矩T1 T1=9。55×106×P1/n1=9。55×106×2。61/473。33=52660N?mm (4)载荷系数k : 取k=1。2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得： σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算 N1=60×473。
33×10×300×18=1。36x109 N2=N/i=1。36x109 /3。89=3。4×108 查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1。05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1。0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1。
05/1=525Mpa 故得： d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49。04mm 模数：m=d1/Z1=49。04/20=2。45mm 取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2。5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2。
5×20mm=50mm d2=mZ2=2。5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1。1×50mm=55mm 取b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4。
35,YFS2=3。95 (8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116： [σbb]= σbblim YN/SFmin 由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算 σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71。
86pa48000h ∴预期寿命足够 二。主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm, 基本额定动载荷C=19。5KN,基本静载荷CO=111。
5KN, 查[2]表10。1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473。33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0。
63FR 则FS1=FS2=0。63FR1=0。63x1129=711。8N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711。8N FA2=FS2=711。8N (3)求系数x、y FA1/FR1=711。
8N/711。8N =0。63 FA2/FR2=711。8N/711。8N =0。63 根据课本P265表（14-14）得e=0。68 FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6 高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943。
2N 挤压强度： =56。93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度： =36。60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够 键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1。5 油面指示器 选用游标尺M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳。 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M18×1。
5 根据《机械设计基础课程设计》表5。3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚z=0。
025a+1=0。025×122。5+1= 4。0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0。
02a+1=0。02×122。5+1= 3。45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1。
5z1=1。5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1。5z=1。5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2。5z=2。5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0。
036a+12= 0。036×122。5+12=16。41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0。
75df =0。75×18= 13。5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0。5-0。6)df =0。55× 18=9。
9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0。
4-0。5)df=0。4×18=7。2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0。3-0。4)df=0。3×18=5。4 (取6) (13)定位销直径d=(0。7-0。8)d2=0。
8×10=8 (14)df。d1。d2至外箱壁距离C1 (15) Df。d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9。6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径 (22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2。
九、润滑与密封 1。齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 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GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 4。密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894。
1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十、设计小结 课程设计体会 课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。
虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
答：你所提出的问题不在我的专业和我的兴趣爱好之中，看来你还不太了解我。详情>>
