参考：
可伸缩胶带输送机与普通胶带输送机的工作原理一样，是以胶带作为牵引承载机的连续运输设备，它与普通胶带输送机相比增加了储带装置和收放胶带装置等，当游动小车向机尾一端移动时，胶带进入储带装置内，机尾回缩；反之则机尾延伸，因而使输送机具有可伸缩的性能。
结构概述
伸缩胶带输送机分为固定部分和非固定部分两大部分。固定部分由机头传动装置、储带装置、收放胶带装置等组成；非固定部分由无螺栓连接的快速可拆支架、机尾等组成。
1、 机头传动装置由传动卷筒、减速器、液力联轴器、机架、卸载滚筒、清扫器组成。
n 机头传动装置是整个输送机的驱动部分，两台电机通过液力联轴器、减速器分别传递转距给两个传动滚筒（也可以用两个齿轮串联起来传动）。用齿轮传动时，应卸下一组电机、液力联轴器和减速器。
n 液力联轴器为YL-400型，它由泵轮、透平轮、外壳、从动轴等构成，其特点是泵轮侧有一辅助室，电机启动后，液流透过小孔进入工作室，因而能使负载比较平衡地启动而电机则按近于坚载启动，工作时壳体内加20号机械油，充油量为14m3，减速器采用上级齿轮减速，第一级为圆弧锥齿轮，第二、第三级为斜齿和直齿圆柱齿轮，总传动比为25.564，与SGW-620/40T型刮板输送机可通用互换，减速器用螺栓直接与机架连接。
n 传动卷筒为焊接结构，外径为Φ500毫米，卷筒表面有特制的硫化胶层，因此对提高胶带与滚筒的eua值，防止打滑、减少初张力，具有较好的效果。
n 卸载端和头部清扫器，带式逆止器，便于卸载，机头最前部有外伸的卸载臂，由卸载滚筒和伸出架组成，滚筒安装在伸出架上，其轴线位置可通过轴承两侧的螺栓进行调节，以调整胶带在机头部的跑偏，在卸载滚筒的下部装有两道清扫器，由于清扫器刮板紧压在胶带上，故可除去粘附着的碎煤，带式逆止器以防止停车时胶带倒转。
n 机架为焊接结构，用螺栓组装，机头传动装置所有的零部件均安装在机架上。电动机和减速器可根据具体情况安装在机架的左侧或右侧。
2、 储带装置包括储带转向架、储带仓架、换向滚筒、托辊小车、游动小车、张紧装置、张紧绞车等。
n 储带装置的骨架由框架和支架用螺栓连接而成，在机头传动装置两具转框架上装有三个固定换向滚筒与游动小车上的两个换向滚筒一起供胶带在储带装置中往复导向，架子上面安装固定槽形托辊和平托辊，以支撑胶带，架子内侧有轨道，供托辊不画和游动小车行走。
n 固定换向滚筒为定轴式，用于储带装置进行储带时，用以主承胶带，使其悬垂度不致过大，托辊小车随游动小车位置的变动，需要用人力拉出或退回。
n 游动小车由车架、换向滚筒、滑轮组、车轮等组成，滑轮组装在车身后都与另一滑轮组相适应，其位置可保证受力时车身不被抬起，这样，对保持车身稳定，防止换向滚筒上的胶带跑偏效果较好，车身下部还装着止爬钩，用以防止车轮脱轨掉道。
n 游动小车向左侧移动时，胶带放出，机身伸长，游动小车向右侧移动时，胶带储存，机身缩短，通过钢丝绳拉紧游动小车可使胶带得到适当的张紧度。
n 在储带装置的后部，设有张紧绞车，胶带张力指示器和张力缓冲器，张力缓冲器的作用是使输送机（在起动时让胶带始终保持一定的张力，以减少空载胶带的不适度和胶带层间的拍打）。
3、 收放胶带装置位于张紧绞车的后部，它由机架、调心托辊、减速器、电动机、旋杆等组成，其作用是将胶带增补到输送机机身上或从输送机机身取下，机架的两端和后端，各装一旋杆，当增加或减少胶带时用以夹紧主胶带，调心托辊组供卷筒收放胶带时导向，工作时将卷筒推进机架的一端用尾架顶起，另一端顶在减速器出轴的顶尖上，开动电动机通过减速器出轴的拨盘带动卷筒，收卷胶带，放出胶带，放出胶带时不开电机由外拖动卷筒反转，在不工作时活动轨可用插销挂在机架上，以缩小宽度，在活动轨上方应设置起重装置悬吊卷筒，巷道宽度可视具体情况适当拓宽，以利胶带收入时操作。
4、 中间架由无螺栓连接的快速可拆支架，由H型支架、钢管、平托辊和挂钩式槽形托辊、“V”型托辊等组成，是机器的非固定部分，钢管可作为拆卸的机身，用柱销固装在钢管上，用小锤可以打动，挂钩式槽形托辊胶接式，槽形角30°，用挂钩挂在钢管的柱销上，挂钩上制动的圆弧齿槽，托辊就是通过齿槽挂在柱销上的，可向前向后移动，以调节托辊位置控制胶带跑偏。
5、 上料装置、下料装置；上料装置安装在收放装置后边，由转向转导向接上料段，运送的物料从此段装上运至下料段，下料装置由下料段一组斜托辊将物料卸下，下料段直接极为，机尾由导轨（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ）和机尾滚筒座组成，导轨一端用螺栓固定在中支座上，并与另一导轨的前端用柱销胶接，藉以适应底板的不平，机尾滚筒与储带装置中的滚筒结构相同，能互换，其轴线位置可用螺栓调节，以调整胶带中在机尾的跑偏，机尾滚筒前端设有刮煤板，可使滚筒表面的碎煤或粉煤刮下，并收集泥槽中，用特制的拉泥板取出，机尾加上装有缓冲托辊组，受料时，可降低块煤对胶带的冲击，有利于提高胶带寿命
Ⅱ 机械设计课程设计设计题目：带式传输机的传动装置
设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350N，运输带的速度V=1.6m/s卷筒直径D=260mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96 一.传动方案分析： 如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势
二.选择电动机： （1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。 （2）电动机容量： ①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16kw ②电动机输出功率Pd＝Pw/η 传动系统的总效率：η＝ 式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。 由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动 ＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96 于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88 故: Pd=Pw/η=2.16/0.88≈2.45kw ③电动机额定功率由表取得=3kw （3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速 即: =60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4 于是转速可选范围为==118×（2～4）×（2～4） =472～1888r/min 可见同步转速为500r/min和2000r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960×r/min的电动机 传动系统总传动比i==≈2.04 根据V带传动的常用范围=2-4取=4 于是单级圆柱齿轮减速器传动比==≈2.04
Ⅲ 急求带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器运动简图
http://blog.sina.com.cn/s/blog_67f1a2e40100rn7c.html
我博客里面抄收集了一些网袭上下载的减速器设计说明书
你可以去参考一下，应该对你设计有帮助的。
Ⅳ 急求带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器毕业设计
前 言
机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。
本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。
本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。
最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。
由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。
带式输送机概论
带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输燃料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。使用非常方便。
输送机发展历史
中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架
空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。
1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为材料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。
输送机的特点
带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备(如机车类)相比具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。
带式输送机主要特点是机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。
带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。
带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。
一、 设计任务书
设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器
1. 总体布置简图
2. 工作情况
工作平稳、单向运转
3. 原始数据
运输机卷筒扭矩（N•m） 运输带速度（m/s） 卷筒直径（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 设计内容
(1) 电动机的选择与参数计算
(2) 斜齿轮传动设计计算
(3) 轴的设计
(4) 滚动轴承的选择
(5) 键和联轴器的选择与校核
(6) 装配图、零件图的绘制
(7) 设计计算说明书的编写
5. 设计任务
(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）
(2) 齿轮、轴、轴承零件图各1张（2号或3号图纸）
(3) 设计计算说明书一份
二、 传动方案的拟定及说明
为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动:方案,可由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw:
三． 电动机的选择
1. 电动机类型选：Y行三相异步电动机
2. 电动机容量
(1) 卷筒轴的输出功率
(2) 电动机的输出功率
传动装置的总效率
式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动 ；滚动轴承 ；圆柱齿轮传动 ；弹性联轴器 ；卷筒轴滑动轴承 ，则
故
(3) 电动机额定功率
由第二十章表20-1选取电动机额定功率
由表2-1查得V带传动常用传动比范围 ，由表2-2查得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围 ，则电动机转速可选范围为
可选符合这一范围的同步转速的电动3000 。
根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出只有一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表：
电动机型号 额定功率
电动机转速
传动装置传动比
Y100L-2 3 同步 满载 总传动比 V带 减速器
3000 2880 62.06 2
三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1. 传动装置总传动比
2. 分配各级传动比
取V带传动的传动比 ，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为
按展开式布置考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近由图12展开式曲线的
则i
所得 符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
四、计算传动装置的运动和动力参数：
按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1.各轴转速：
2．各轴输入功率：
Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.99，卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。
3. 各轴输入转矩：
Ⅰ～Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.99，卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。
综上，传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名 功率
转矩
转速
传动比
效率
输入 输出 输入 输出
电机轴 2.3 7.63 2880 2
0.96
I轴 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II轴 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III轴
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
卷筒轴 1.94 398.34
第三章 主要零部件的设计计算
§3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计
§3.1.1 高速级齿轮传动设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，大齿轮为正火处理,小齿轮热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为260HBS,215HBS。
4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 。
2． 按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即
(1) 确定公式内的各计算数值
1) 试选载荷系数
2) 由以上计算得小齿轮的转矩：
3) 查6－12（机械设计基础）表选取齿宽系数 ，查图6－37（机械设计基础）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。
计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1
4)计算应力循环次数
5) 按接触疲劳寿命系数
（2） 计算：
1) 带入 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径 的最小值为
3) 计算齿宽： 取 ，
4) 计算分度圆直径与模数、中心距：
模数: 取第一系列标准值m=1.5
分度圆直径:
中心距：
5) 校核弯曲疲劳强度:
符合齿形因数 由图6－40得 ＝4.35， ＝3.98
弯曲疲劳需用应力：
1) 查图6-41得弯曲疲劳强度极限 ： ;
2) 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数
3) 计算弯曲疲劳许用应力.
取弯曲疲劳安全系数S=1,得
4) 校核计算：
<
<
故弯曲疲劳强度足够
确定齿轮传动精度：
圆周速度：
对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级
§3.1.2 低速级齿轮传动设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，热处理均为正火调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为200HBS,250HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 ，取 。
2． 按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即
2) 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数
2） 由以上计算得小齿轮的转矩
3） 查表及其图选取齿宽系数 ，由图6－37按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。
4） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1
5） 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数
按接触疲劳寿命系数
模数： 由表6－2取第一系列标准模数
分度圆直径：
中心距：
齿宽：
校核弯曲疲劳强度:
复合齿形因数 由图6－40得
6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1
得
校核计算： <
<
故弯曲疲劳强度足够
确定齿轮传动精度：
圆周速度：
对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级
对各个轴齿轮相关计算尺寸
表6－3高速轴齿轮各个参数计算列表
名称 代号 计算公式
齿数 Z
模数
压力角
齿高系数
顶隙系数
齿距 P
齿槽宽 e
齿厚 s
齿顶高
齿根高
齿高 h
分度圆直径 d
基圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
中心距
表6－3低速轴齿轮各个参数计算列表
名称 代号 计算公式
齿数 Z
模数
压力角
齿高系数
顶隙系数
齿距 P
齿槽宽 e
齿厚 s
齿顶高
齿根高
齿高 h
分度圆直径 d
基圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
中心距
V带的设计
1)计算功率
2)选择带型
据 和 =2880由图10-12<械设计基础>选取z型带
3)确定带轮基准直径
由表10-9确定 <械设计基础>
1) 验算带速
因为 故符合要求
2) 验算带长
初定中心距
由表10-6选取相近
3) 确定中心距
4) 验算小带轮包角
故符合要求
5) 单根V带传递额定功率
据 和 查图10-9得
8) 时单根V带的额定功率增量:据带型及 查表10-2<械设计基础>得
10)确定带根数
查表10-3 查表10-4 <械设计基础>
11) 单根V带的初拉力
查表10-5
12)用的轴上的力
13带轮的结构和尺寸
以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-11<械设计基础>带轮宽
§3.3 轴系结构设计
§3.3.1 高速轴的轴系结构设计
一、轴的结构尺寸设计
根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示:
图2
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理, 材料系数C为118。
所以,有该轴的最小轴径为:
考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:
标准化取
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:
表6 高速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
(考虑键槽影响)
13.6
16
60
第2段
(由唇形密封圈尺寸确定)
20(18.88)
50
第3段 由轴承尺寸确定
(轴承预选6004 B1=12)
20
23
第4段
24(23.6)
145
第5段 齿顶圆直径
齿宽
33
38
第6段
24
10
第7段
20
23
二、轴的受力分析及计算
轴的受力模型简化(见图3)及受力计算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40
三、轴承的寿命校核
鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.
校核步骤及计算结果见下表:
表7 轴承寿命校核步骤及计算结果
计算步骤及内容 计算结果
6007轴承
A端 B端
由手册查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类) FsA=1809.55 FsB=1584.66
计算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
确定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查载荷系数fP 1.2
计算当量载荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
计算轴承寿命
9425.45h
小于
12480h
由计算结果可见轴承6007合格.
表8 中间轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
由轴承尺寸确定
(轴承预选6008 )
33.6
40
25
第2段
(考虑键槽影响)
45(44.68)
77.5
第3段
50
12.5
第4段
99
109
第5段
46
39
考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数
所以,有该轴的最小轴径为:
考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:
标准化取
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:
表10 低速轴结构尺寸设计
阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果
第1段
(考虑键槽影响)
(由联轴器宽度尺寸确定)
52.49
60(55.64)
142
第2段
(由唇形密封圈尺寸确定)
64(63.84)
50
第3段
66
16
第4段 由轴承尺寸确定
(轴承预选6014C )
70
24
第5段
78
75
第6段
20
88
20
第7段
齿宽+10
80(79.8)
119
§3.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核
因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.
一、 高速级键的选择及校核:
带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B8X7,键长50,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴)
二、中间级键的选择及校核:
(1) 高速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14X9GB/T1096
联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)
此时, 键联结合格.
三、低速级级键的选择及校核
(1)低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B22X14,键长 GB/T1096
联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、45(轴)
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其
该键联结合格
(2)联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其
该键联结合格.
第四章 减速器箱体及其附件的设计
§4.1箱体结构设计
根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱体结构尺寸
名称 符号 设计依据 设计结果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8
箱盖壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸缘厚度 b 1.5δ 16.5
箱盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ 27.5
地脚螺栓直径 df 0.036a+12 24(23.61)
地脚螺栓数目 n 时，n=6
6
轴承旁联结螺栓直径 d1 0.75df 18
箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.5～0.6)df 12
轴承端盖螺钉直径和数目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3～0.4)df 8
定位销直径 d (0.7～0.8) d 2 9
轴承旁凸台半径 R1 c2 16
凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 34
外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齿轮顶圆距内壁距离 ∆1 ＞1.2δ 11
齿轮端面与内壁距离 ∆2 ＞δ 10
箱盖、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
轴承端盖凸缘厚度 t (1～1.2) d3 10
轴承端盖外径 D2 D+(5～5.5) d3 120
轴承旁边连接
螺栓距离
S
120
第五章 运输、安装和使用维护要求
1、减速器的安装
（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。
（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。
（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。
（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。
（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转1~3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100℃；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。
2、使用维护
本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：
1.减速器高速轴转速不高于1000r/min;
2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s;
3.减速器工作环境温度为—40~45℃，低于0℃时，启动前润滑油应预热到8℃以上，高于45℃时应采取隔热措施。
3、减速器润滑油的更换：
（1）减速器第一次使用时，当运转150~300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每500~1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h换油一次。
（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。
（3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。
（4）工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。
减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。
小 结
转眼两周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了。我通过这次设计学到了很多东西。使我对机械设计的内容有了进一步的了解.
因为刚结束课程就搞设计,还没有来得及复习,所以刚开始遇到好多的问题,都感觉很棘手.因为机械设计是把我们这学期所学知识全部综合起来了,还用到了许多先前开的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.
首先，我们要运用知识想好用什么结构，然后进行轴大小长短的设计，要校核，选轴承。最后还要校核低速轴，看能否用。键也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有这些都用到了力学和机械设计得内容，可是我当时力学没有学好，机械设计又没完全掌握，做这次设计真是不容易啊!.
但通过这次机械设计学到了许多,不仅是在知识方面，重要是在观念方面。以往我们不管做什么都有现成的东西，而我们只要算别人现有的东西就可以了，其实那就是抄。但现在很多是自己设计，没有约束了反而不知所措了。其次，我在这次设计中出现了许多问题,经过常老师得指点,我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验.收获真是破多啊!最后就是我们大学的课程开了这么多,我们一定要把基础打牢,为以后的综合运用打下基础啊.这次机械设计课程就体现了,我们现在很缺乏把自己学的东西联系起来的能力.
最后我总结一下通过这次机械设计我学到的。实践出真知，不假。通过设计我现在可以了解真正的设计是一个怎样的程序啊.而且其中出现了许多错误,为以后工作增加经验。虽然机设很累，但我很充实，我学到了许多知识，我增加了社会竞争力，我又多了解了机械，又进步了。总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己从前不知道和没有经历的经验。
参 考 文 献
1 <<机械设计>>第八版 濮良贵主编 高等教育出版社 ，2006
2 <<机械设计课程设计>>第1版 . 王昆,何小柏主编 .机械工业出版社 ,2004
3 <<机械原理>> 申永胜主编 清华大学出版社 ,1999
4 <<材料力学 >> 刘鸿文主编 高等教育出版社 ,2004
5 <<几何公差与测量>>第五版 甘永力主编 上海科学技术出版社 ，2003
6 <<机械制图>>
Ⅳ 带式输送机传动装置设计说明书和装配图
图没法给你，下面是说明书，自己改吧。
一、设备用途
带式输送机是依靠摩擦传动实现物料输送的机械，广泛用于冶金、矿山、煤炭、环保、建材、电力、化工、轻工、粮食等行业。适用于输送松散密度为0.5-2.5t/m3的各种粒状、粉状等散体物料，也可以输送成件物品。其工作环境温度为-25-60℃，普通橡胶输送带适用的物料温度不超过80℃。
二、技术参数
带 宽: 1000 mm
头尾滚筒中心距：60400 mm
带 速： 1m/s
输送带型号：EP-150
输送带规格长度：1000X3(3+1.5)X128m（含硫化长度0.9m）
输送能力：205m3/h
物料密度：0.6 t/m3
倾 角： 0°
电机功率： 7.5kW
三、工作原理
该设备主要由驱动装置、传动滚筒、输送带、槽型上托辊、下托辊、机架、清扫器、拉紧装置、改向滚筒、导料槽、重锤张紧装置及电器控制装置等组成。
输送带绕经传动滚筒和尾部改向滚筒形成环行封闭带。托辊承载输送带及上面输送的物料。张紧装置使输送带具有足够的张力，保证与传动滚筒间产生摩擦力使输送带不打滑。工作时，减速电机带动传动滚筒，通过摩擦力驱动输送带运行，物料由进料装置进入并随输送带一起运动，经过一定的距离到达出料口转入下一道工艺环节。
四、结构和控制特点
上托辊采用槽形托辊，利于承载松散物料。回程托辊采用V型托辊，有效防止皮带机跑偏。在空段清扫器前后安装下平托辊有利于清除物料。
输送带张紧采用螺旋张紧和重锤张紧两套装置。螺旋张紧装置还可以调整皮带机的跑偏。
在输送带的工作面两侧，沿输送带全长安装有导料槽，导料槽由槽板和橡胶板组合而成，橡胶板与输送带接触，形成槽形断面，起到增加输送量的作用，同时也防止物料洒落。导料槽板同橡胶板的固定方式采用螺栓和压板压紧的形式，橡胶板不需要钻孔，同时可以根据橡胶板的磨损情况，方便的进行调整，保证橡胶板保持同输送带的密封状态。
在输送机头部和尾部安装有头部及空段清扫器。头部清扫器为重锤刮板式结构，安装于传动滚筒下方，用于清除输送带工作面的粘料。空段清扫器为刮板式结构，安装于靠近尾部的输送带非工作面的上方，用于清除输送带非工作面上的物料。
输送带采用聚酯帆布带，具有耐油、耐酸碱的性质。接头采用硫化接头，接头安全系数10-12。
输送机一侧安装有拉绳开关，当发生紧急情况时拉动开关上的钢丝绳启动此开关，可以立即停机。故障排除后，拉动复位销开关可复位。
输送机头尾部安装有跑偏开关，当输送带发生跑偏时，输送带带动开关上的立辊旋转并倾斜，倾斜大于一级动作角度12°时，发出一组开关信号；如立辊继续倾斜大于二级动作角度30°时，发出另一组开关信号。两组信号分别用于报警和停机。当输送机恢复正常运行后，立辊自动复位。
五、安装调试
1.输送机的各支腿、立柱或平台用化学锚栓牢固地固定于地面上。
2.机架上各个部件的安装螺栓应全部紧固。各托辊应转动灵活。托辊轴心线、传动滚筒、改向滚筒的轴心线与机架纵向的中心线应垂直。
3.螺旋张紧行程为机长的1％～1.5％。
4.拉绳开关安装于输送机一侧，两开关间用覆塑钢丝绳连接，松紧适度。
5.跑偏开关安装于输送机头尾部两侧，成对安装。开关的立辊与输送带带边垂直，且保证带边位于立辊高度的1/3处。立辊与输送带边缘距离为50～70mm。
6.各清扫器、导料槽的橡胶刮板应与输送带完全接触，否则，调节清扫器和导料槽的安装螺栓使刮板与输送带接触。
7.安装无误后空载试运行。试运行的时间不少于2小时。并进行如下检查：
（1）各托辊应与输送带接触，转动灵活。
（2）各润滑处无漏油现象。
（3）各紧固件无松动。
（4）轴承温升不大于40°C，且最高温度不超过80°C。
（5）正常运行时，输送机应运行平稳，无跑偏，无异常噪音。
六、故障排除
1.输送带打滑
原因是输送带张力小或驱动滚筒表面粘有物料或水份。应旋紧张紧螺杆，增大张力。清理驱动滚筒并加大空段清扫器的清扫力度。
2.输送带在两端跑偏
原因是滚筒装配位置偏斜，应拉紧跑偏一侧的张紧装置的螺杆调整改向滚筒位置。通过调整轴承座调整传动滚筒的位置。
3.输送带在中部跑偏
原因是托辊安装位置不正。应检查各托辊安装位置是否与输送带垂直，否则松开安装螺栓调整托辊位置。调整完毕后旋紧各螺栓。
此外，进料口落料点不在输送带中心也可能引起跑偏，应改善进料情况。
七、注意事项
输送机应有专人负责操作。每班使用后进行日常检修和维护工作：
1. 检查各紧固件是否松动。
2.各清扫器、导料槽的橡胶刮板磨损时应调整其伸出的尺寸。如果磨损严重，应进行更换。
3.多台输送机或其它设备联合运转使用时，应注意启动和停车顺序：应保持空载启动；进料口设备停机供料后本设备应运转一段时间待卸空物料后再停车。
4.停车后，将输送机上的污物清理干净，并关闭电源。
5.若设备停止使用较长时间，在启动前应检查设备上是否有异物影响运动部件的运动。
八、维护保养
1.减速电机按其使用说明书定期更换润滑油。
2.各滚筒的轴承座及轴承每半年清洗一次，并重新加注锂基润滑脂ZL-2。
3.张紧装置的螺杆每3—6个月表面涂一次锂基润滑脂ZY-2。
4.根据设备使用情况，各部件和结构件应定期清理污物和除锈，并涂油或喷漆进行防腐处理。
Ⅵ 带式输送机动力及传动装置设计。运输带工作拉力2300N，运输带工作速度1.1m/s，卷筒直径300mm.
带式输送机动力及传动装置设计，就是带式输送机的一个动力头装置。
尚不知你是要用于驱动那种类型和用途的输送带，技术要求如何。那么，你能给出的技术要求就只能是：
1.输送带工作拉力2300N，2.输送带工作速度1.1m/s，这二项可作为主要的技术指标。
3.最好有设计说明书和 CAD装配图，也是你的要求。
回答如下：
我这里就送上一个【带式输送机动力传动装置】的CAD装配图。此为传送带制造行业中较典型的结构形式，并正在十几年的完好使用中。
其1.牵引输送带工作拉力为350kgf以上 ; 其2.输送带带面传送速度：66.5m/min； 这二项都达到了和符合了你提出的拉力2300N，传送带工作速度1.1m/s，的主要技术指标。
该装配图中的动力部，如使用固定速度传送，则用摆线针轮减速机，速比1:12安装使用。一般都是采用电磁调速电动机较多，以适应不同的传送速度要求。（你的要求可调节降速到1:12左右）。
至于传动装置的卷筒（主滚筒）装配图中的直径定为170mm，已经能超过了你的2300N的牵引拉力要求。该拉力在有足够的传动功率的情况下，主要取决于卷筒与传送带工作时的摩擦力，卷筒摩擦力又取决于卷筒表面的粗糙度，和传送带包容卷筒的面积、传送带材质、和表面的粗糙程度，以及传送带张紧机构对传送带的张紧力的大小等。 170mm已经能满足需求，就没必要非要直径300mm，应尽量小为宜。另再附上装配图中，卷筒（主滚筒）的一个部件图，可以参考修改直径。
装配图用CAD2007和CAXA2013两种格式发给你。希望仔细分析图纸。
Ⅶ v带设计 急！
械设计课程设计任务书
设计题目：带式运输机传动装置设计
布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）
传动简图
原始数据：
数据编号 1 2 3 4 5 6
运输带工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150
运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6
卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260
工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。
使用期限：10 年
生产批量：10 套
动力来源：三相交流电（220V/380V ）
运输带速度允许误差：±5% 。
提问者： 浪人5 - 试用期 一级 其他回答 共 1 条
这个是我好不容易才找到的，一个东东啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。给我你的邮箱发给你啊！我的是[email protected]
目 录
设计任务书…………………………………………………2
第一部分 传动装置总体设计……………………………4
第二部分 V带设计………………………………………6
第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9
第四部分 轴的设计………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及数据………………………………21
设 计 任 务 书
一、 课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
原始数据：
数据编号 3 5 7 10
运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620
运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
卷筒直径D/mm 320 380 320 360
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为 。
二、 课程设计内容
1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。
每个学生应完成：
1） 部件装配图一张（A1）。
2） 零件工作图两张（A3）
3） 设计说明书一份（6000~8000字）。
本组设计数据：
第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。
运输机带速V/(m/s) 0.8 。
卷筒直径D/mm 320 。
已给方案：外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
第一部分 传动装置总体设计
一、 传动方案（已给定）
1） 外传动为V带传动。
2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
3） 方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。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，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
计 算 与 说 明 结果
三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
工作机所需功率： =0.96 (见课设P9)
传动装置总效率： （见课设式2-4）
（见课设表12-8）
电动机的输出功率： （见课设式2-1）
取
选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）
技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960
额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、 总传动比： （见课设式2-6）
2、 各级传动比分配： （见课设式2-7）
初定
第二部分 V带设计
外传动带选为 普通V带传动
1、 确定计算功率：
1）、由表5-9查得工作情况系数
2）、由式5-23（机设）
2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。
3.确定带轮直径
（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式5-7（机设）
（3）、从动带轮直径
查表5-4（机设） 取
（4）、传动比 i
（5）、从动轮转速
4.确定中心距 和带长
（1）、按式（5-23机设）初选中心距
取
（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0
查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a
(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围
5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机设)
6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。
(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数
(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03
(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）
取Z=5根
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。
q由表5-5机设查得
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得
9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。
第三部分 各齿轮的设计计算
一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89
2.设计计算。
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
将有关值代入式(7-9)得
则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取标准模数：m=2mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34
则Z2=Z1i=34×3.7=104
2.设计计算。
（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
将有关值代入式(7-9)得
则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取标准模数：m=2.5mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2
低速级 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。
（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。
于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。
5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。
（2） 计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右侧
M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成弯矩，a-a剖面左侧
a-a剖面右侧
画转矩图
转矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得
(1)a-a剖面左侧
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左侧
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面处合成弯矩Mb:
=174 N?m
=27
8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力
安全系数
查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右侧
抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故弯曲应力
切应力
由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则
显然S> ,故b-b截面右侧安全。
（3）b-b截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。
弯曲应力
切应力
（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则
显然S> ,故b-b截面左侧安全。
第五部分 校 核
高速轴轴承
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 计算当量动载荷
查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 验算6008的寿命
验算右边轴承
键的校核
键1 10×8 L=80 GB1096-79
则强度条件为
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键2 12×8 L=63 GB1096-79
则强度条件为
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
联轴器的选择
联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84
减速器的润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，
第六部分 主要尺寸及数据
箱体尺寸:
箱体壁厚
箱盖壁厚
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M16
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M12
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm
轴承旁凸台半径R1=11mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm
齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3
以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21
传动比
原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各轴的输入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各轴的输入转矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η
电机轴 5.5 2.0 960 1 1
1 5.42 128.65 384 2.5 0.94
2 5.20 323.68 148 2.62 0.96
3 5.00 954.25 48 3.07 0.96
工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98
齿轮的结构尺寸
两小齿轮采用实心结构
两大齿轮采用复板式结构
齿轮z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齿轮z2的尺寸
由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13
齿轮3尺寸
由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齿轮4寸
由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4
D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17
参考文献：
《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编
第3版 机械工业出版社
《机械设计手册》
设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。
参考资料：机械设计基础
Ⅷ 机械设计课程设计 带式运输机
武汉工程大学
机械设计课程
说明书
课题名称：带式运输机传动装置的设计
专业班级：2006级机制（中）1班
学生学号：0603070105
学生姓名：陈 明 伟
学生成绩：
指导教师：徐建生 教授
课题工作时间：2008.12.15至2008.01.02
武汉工程大学教务处
机械设计课程设计
-单级圆柱齿轮减速箱
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
第一节：设计任务书……………………………………………………2
第二节：传动方案的拟定及说明………………………………………3
第三节：电动机的选择…………………………………………………5
第四节：计算传动装置的运动和动力参数……………………………6
第五节：传动件的设计计算……………………………………………8
第六节：轴的设计计算…………………………………………………20
第七节：滚动轴承的选择及计算………………………………………23
第八节：键联接的选择及校核计算……………………………………23
第九节；连轴器的选择…………………………………………………23
第十节：减速器附件的选择……………………………………………23
第十一节：润滑与密封…………………………………………………23
第十二节：设计小结…………………………………………………… 23
第十三节参考资料目录………………………………………………. 24
第一节 机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中V带轮机展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简
图1—1
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
一般条件，通风良好，连续工作，近于平稳，单向旋转。
三． 原始数据
1.鼓轮的扭矩T（N/m）：460
2.鼓轮的直径D（mm）：380
3.运输带速度V（m/s）：0.8
4.带速允许偏差（％）：±5
5.使用年限（年）：8年，大修期3年
6.工作制度（班/日）：2
7.卷筒效率：∩=0.96
四．设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
第一阶段：机械系统方案设计，(选择传动装置的类型)
第二阶段：机械系统运动，动力参数计算，（电动机的 选择，传动装置运动动力参数计算）。
第三阶段：传动零件的设计计算，（传动系统中齿轮传动等的设计计算）。、 第四阶段：减速器装配图的设计。（轴系结构设计————初定轴颈，轴承型号，校核减速器中间轴及其键的强度，轴承寿命，减速器箱体及其附件结构设计）。
第五阶段：减速器装配图，零件图设计，（在绘图纸上绘制减器正式装配图，减速器中间轴及其中间轴上大齿轮的零件图）。
第六阶段：编写设计说明书。
第二节 传动方案的拟定及说明
一、 初拟三种方案如右图（图1—2、图1—3、图1—4）
图1—1
图1—1
图1—3
二、 分析各种传动方案的优缺点
方案a传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的 寿命短，不宜在恶劣环境中工作。
方案b 传动比大，齿轮及齿轮箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好。
方案c传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的寿命短，不宜在恶劣环境中工作。
第三节 电动机的选择
一． 电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：连续、载荷近于平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
二． 电动机容量的选择
1. 工作机所需功率Pw 。
由已知条件运输带速度（0.8m/s），鼓轮直径（380㎜） 得：
2. 电动机的输出功率
传动装置中的总效率 式中 ， ………为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2—4（参考文献2）查得：闭式斜齿圆柱齿轮传动效率 ；滚动轴承（一对）的传动效率为 ；弹性联轴器的传动效率 ；卷筒效率 ；V带传动效率 ；卷筒滑动轴承的效率 。
3. 确定电动机的额定功率
根据计算出的电动机的功率 可选定电动机的额定功率
4. 电动机转速的选择及型号的确定
为了便于选择电动机的转速，先推算电动机的转速的可选范围。由表2—1（参考文献2 P4）查得V带传动常用的传动比范围 ;单级圆柱齿轮常用的传动比范围 。则电动机的转速可选范围为
可见同步转速为750r/min,1000r/min,和1500r/min的电动机均符合，这里初选同步转速为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下 （表1）
方案 电动机型号 额定功率（KW） 电动机转速 电动机质量（kg） 传动装置的传动比 参考比价
同步 满载 总传动比 V带 高速级 低速级
1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87
2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09
由表中的数据可知两个方案均可行，但方案1参考比较较低，质量小，较方案2经济，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L2—4,转速1500r/min..
三、电动机的技术数据和外形及安装尺寸
由表20—1表20—2查出Y100L1—4型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录如下：（参考文献2 P197）
（表2）
电动机型号 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L
4极 4极 4极 4极 4极
Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380
第四节 计算传动装置的运动和动力参数
一、 传动装置的总传动比及其分配各级传动比
1．计算总传动比
由电动机的满载转速( )和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比为：
2．合理分配各级传动比
先试选皮带轮传动比 ,减速箱是展开式布置，为使两级大齿轮有相近的浸油深度，告诉级传动比 和低速级传动比 可按下列方法分配。
有 ，可取 ， ， 。
二．计算传动装置的运动和动力参数
如图各轴编号分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ。如图1—5
图1—5
1. 计算各轴转速
图1—5，所示传动装置中各轴的转速为
2. 计算各轴输入功率
各轴的输入功率为
式中： ——电动机与Ⅰ轴之间V带传动效率。
——高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率。
——低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。
3. 计算各轴输入转矩
图1—5所示传动系统中各轴转矩为
4. 将以上结果整理后列表如下
（| （表3）
项目 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 滚筒滑动轴Ⅳ
转速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220
功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603
转矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706
传动比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1
效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801
第五节 传动件设计计算
一．V带传动的设计计算（参考文献1）
由已知条件电动机功率P=3KW ，转速n1=1420r/min ，传动比 i=3 ，每天工作8小时，两班制，要求寿命8年。
试设计该V带传动。
1. 计算功率 。
由表8----7工况系数 ,故：
2. 选择V带的带型。
根据 ， .由图8----11选用A型。
3. 确定带轮的基准直径 ，并验算带速v。
(1)初选小带轮基准直径，查表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 .
(2)验算带速V, 因为3<v<5m/s,故合适。
(3)计算大带轮大基准直径。
根据式8-15a，
根据表8-8，圆整为280mm。
4. 确定V带的中心距a和基准长度 。
(1) 根据式8-20，初定中心距
(2) 由式8-22，计算基准直径。
由表8-2选基准长度
(3) 验算小带轮的包角 。
6.计算带的根数Z.
（1） 计算单根v带的额定功率pr
△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，
于是
（2）计算V带的根数z
Z= 取4根V带。
7计算单根V带的拉力最小值
由表8-3得A型V带的长度质量为0.1kg/m所以
应使带的实际初拉力》
8计算压轴力Fp
9.带轮结构设计
材料HT200,A型，根数Z=4,长度Ld0=1600mm,中心距a=500mm
,
图1-6
二．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.88kw,小齿轮转速n1=473.33r/min
齿数比u=i12=3.678.
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3.678=88.272
取Z282齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108
N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107
（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 43.469mm
（2） 计算圆周速度
v= = =1.0733m/s
（3） 计算齿宽b及其模数mnt
b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm
mnt 1.7574
h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm
b/h=43.469/3.9542=10.993
(4)计算重合度。
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.0773m/s,7级精度，由
10—8查得动载系数KV=1.05； KHα=KHβ=1
查表10-2得 KA=1.0、
查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1.418
由b/h=10.993, KHβ=1.418插图10-13得KFβ=1.38
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =44.7613mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
（1） 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
（2） 由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.98
(3)查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
（4）计算当量齿数
（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =361.429Mpa
[σF2]= = =280Mpa
(4) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939
（5） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186
（6） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787
（7） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01147
= =0.01395
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.3005mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44.7613mm
则
z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，
取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =105.123mm
将中心距圆整为105mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。
因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm
d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm
(4)计算齿宽
1*44.781=44.781mm
圆整后取B2=45mm,B1=50mm.
三．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
有以上计算得，输入功率Pi=2.766kw,小齿轮转速n1=128.693r/min
齿数比u=i12=3.
2． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3=72
取Z72齿轮；
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt
确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.5
(2)计算小齿轮的转矩。T1=2.0526*105NM.
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1
（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）
N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108
N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107
（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0.99
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = 55.974mm
（2） 计算圆周速度
v= = =0.3772m/s
（3） 计算齿宽b及其模数mnt
b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm
mnt 2.263
h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm
b/h=55.974/5.0917=10.993
(4)计算重合度。
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.3772m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1
查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10.993, KHβ=1.4206插图10-13得KFβ=1.399
固载荷系数为：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =57.303mm
（7） 计算模数mn
mn =
3．按齿根弯曲强度设计
由式m≥
1） 确定计算参数
1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。
2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1
3.查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。
4 计算当量齿数
（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4
[σF1]= = =380.679Mpa
[σF2]= = =285.714Mpa
5 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585
（6） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236
（7） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734
（8） 计算大小齿轮的 并加以比较
= =0.01089
= =0.01357
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =1.982mm
就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57.303mm
则
z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，
取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齿
4．几何尺寸计算
(1)计算中心距
a= = =127.8mm
将中心距圆整为128mm
(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。
因值改变不多，故参数 等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm
d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm
(4)计算齿宽
1*64=64mm
圆整后取B2=65mm,B1=70mm.
四齿轮设计计算结果列表：．表1--4
齿轮
参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4
mn(mm) 1 1 2 2
d(mm) 44.781 165.225 192.01
b(mm) 45 50 65 70
z 29 107 31 93
a（mm）圆整 105 128
材料 45Gr 45 45Gr 45
精度等级 IT7
六 轴的设计计算
一．中间轴的设计：
1.初选轴的材料为45号钢。查表15-3可知A0=112，最小直径为：
mm
由于此轴上要安装两个齿轮，且直径都较大，固按强度准则需加大轴的直径为0.7%/键。则最小直径d=31.140 由于最小直径地方是安装轴承的，而为了使安装齿轮的地方强度足够，应适当的加大开键槽段的轴径。固取安装轴承的地方为35mm，需根据轴承的标准系列选用。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图四
(1) 如上图，轴上的零件分别为轴承，封油盘，小齿轮，大齿轮，封油盘。
① 径向尺寸的确定
左端1-2段选用的角接触球轴承为7307c，轴径为35mm，2-3段安装齿轮，为达到强度取42mm（也是轴承的安装定位尺寸），3-4段为一轴肩为达到齿轮定位齿轮的强度，取52mm，4-5段为了便于加工取同样直径段42mm，5-6段安装轴承同右边，按标准为35mm。
② 轴向尺寸的确定
由于齿轮2和齿轮一是要啮合的，且齿轮一的宽度比齿轮二宽5mm，平均分配到两边，又由于所有安装的轴承的内圈必须在同一直线上，所以二轴的1-2段的距离减去轴承的宽度应等于一小齿轮轮毂宽减去2-3段长度加封油盘的 宽度。3-4段为一轴肩，距离取12.5mm;4-5d段为齿轮3的宽度-2.5mm=41mm；5-6段的距离等于支撑的距离加封油盘的距离14+12=49mm。轴二的轴向尺寸确定后，轴一的部分尺寸也可以确定了。
③ 轴上零件的周向定位
齿轮2和3用两个键槽固定，根据轴的直径，查表14-1取标准，键槽为 ，键槽宽为12mm长为50mm，32mm。轴承不需考虑。
④ 轴上零件的轴向固定
左端轴承右端用封油盘固定，左端用端盖固定；齿轮2右端由封油盘固定，左端由轴肩固定；齿轮3左端用轴肩固定，右端用封油盘固定；右端轴承左端用封油盘固定，右端用端盖固定。
二． 高速级轴：
1．经过计算高速级的小齿轮，其x 2.5m；也就是说从键槽的顶端到齿根圆直径的距离小于2.5倍的模数，根据 要求将其做成齿轮轴。具体计算如下：
初选轴的材料为40Cr,调质处理。查表15-3可知，A0=112.最小直径为：
mm
由于安装带轮的地方需要开一键槽，固最小直径必须加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm为了和带轮相配合，取最小处直径为22mmm。
2.轴的结构设计
（1）拟定轴上的装配方案
图三
如上图，轴上共装有三个零件，一个带轮，两个轴承。
①径向尺寸的确定
为了满足带轮的安装要求，7-8段右端必须制出一轴肩，所以6-7段的直径d2-2=28mm，在轴的3-3段需安装一个轴承，根据计算，该处的轴承圆锥滚子轴承为30306，其内径为30mm，右端有一 当油盘并与一轴肩配合，更具轴承的安装定位尺寸可知为37mm，所以当油盘右端的轴肩为37mm，3-4段为小齿轮，其宽度为50mm，2-3段五任何零件安装，，便于加工取37mm，1-2段也需一轴承支撑，因为轴承一般配对使用，也用30306轴承，内径为35mm。
②轴向尺寸的确定
7-8段为了安装带轮，带轮的宽度是60mm固取60mm，6-7段五严格要求初取50mm，5-6段要安装一轴承宽度为20.75mm，在加上一当油盘，宽度为14mm，总长为34.75mm，2-3段单独不可确定，必须与另外亮根轴相配合后才能定其长度，5-5段是加工齿轮的宽度为50mm， 1-2段和5-6段情况一样，尺寸也一样为30mm。
③轴上零件的周向定位
带轮出用一键槽，根据轴的直径和长度查表14-1，取标准，键槽为c6*6，键槽宽为6mm长为100mm。轴承不需考虑。
④轴上零件的轴向固定
7-8-段为一带轮，左端需用一轴肩固定，6-7段安装轴承，其右端轴肩固定，但是由于轴承的是用润滑脂润滑的，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。于是轴承便由封油盘固定内圈，由端盖固定外圈。1-1段和5-6段一样处理。
三 低速级轴的设计
三轴的材料为45号钢，A0=112，最小直径为：
其上要开键槽，固需加大轴的直径。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。
具体尺寸设计计算省略。
四 轴的强度校核
通过对以上三根轴的强度进行计算和分析，均达到了强度要求。
具体计算省略。
第七节 滚动轴承的选择
一 滚动轴承的选择：
通过以上计算出了三根轴的最小直径分别为d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面计算出了每根轴所受到的力矩分别为T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.
由于减速箱使用的是两级齿轮传动，总传动比为35.4，但是外面用了一V带传动，分取了3个传动比，固减速其内部就只有35.4/3=11.8.再将11.8分给两级齿轮，则每一级的传动比就减小了许多，因此三根轴所受到了轴向力就不大，但齿轮较大，轴上零件安装的较多，径向力就较大，根据轴承的类型和各自的特性，本减速器选用了既可以承受较大径向力又可承受较大轴向力的角接触球轴承和圆锥滚子轴承。
一轴选用圆锥滚子轴承30306，二轴选用角接触球轴承7607c，三轴选用圆锥滚子轴承30311.尺寸如下表：
轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷（KN） 额定静载荷(KN)
d D B D1 D2 ra
GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5
GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8
GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112
第七节 键的选择
本减速器共用键连接5个，分别是中间轴两个，低速轴一个，高速机接带轮处一个，输出轴接联轴器一个。
高速轴 C6×6×45 中间轴 A12×8×32头）A12*8*50 低速轴 A18×11×45 C14*9*70由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压力为 ，所以上述键皆安全。
第九节 连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84）其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩 1250nm
轴孔直径48mm ，
轴孔长 112mm，
第八节 减速器附件的选择
1.通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5
2.油面指示器
选用游标尺M16
3.起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
4放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
润滑与密封
第九节 齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
第十节 密封方法的选取
选用嵌入式缘式端盖易于制造安装，密封圈型号按所装配轴的直径确定为
21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
第十一节 设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的
第十二节 参考目录
《机械设计》第八版 濮良贵 高等教育出版社
《机械设计 课程设计》 王昆 高等教育出版社
《机械原理》第七本 孙恒 高等教育出版社
《机械制造技术基础》 赵雪松 华中科技大学出版社
《机械基础》 倪森寿 高等教育出版社
《机械制图》第四版 刘朝儒 高等教育出版社
《机械设计简明手册》 杨黎明 国防工业出版社
《AUTOCAD机械制图习题集》 崔洪斌 清华大学出版社
Ⅸ 机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置其中减速器是一级圆柱齿轮减速器!
发了。你看看吧