說明書目錄
一、設計任務書 1
二、擬定傳動方案 1
三、選擇電動機 2
四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比 3
六、v帶傳動設計 4
七、齒輪傳動設計 7
八、高速軸軸承的設計 8
九、高速軸直徑和長度設計 10
十、高速軸的校核 11
十一、低速軸承的設計 13
十二、低速軸直徑和長度設計 14
十三、低速軸的校核 15
十四、鍵的設計 17
十五、箱體的結構設計 18
十六、減速器附件的設計 20
十七、潤滑與密封 22
十八、課程設計總結 23
十九、參考文獻 23
工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。
為了估計傳動裝置的總傳動比範圍，以便合理的選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案。可先由已知條件計算起驅動捲筒的轉速nw ，即
一般常選用轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總在傳動比約為8.1或12，根據總傳動比數值，可初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。
如圖2-1[2]所示的四種方案可作為其中的一部分，這些方案的主要優缺點：方案b不宜在長時間連續工作，且成本高；方案d製造成本較高。根據該帶式傳送機的工作條件，可在a和c兩個方案中選擇。
現選用結構較簡單、製造成本較低的方案a。
據此擬定傳動方案如圖：
傳動裝置擬定方案
1、電動機的型別和結構形式
按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相非同步電動機，它為臥式封閉結構。
2、電動機容量
（1）工作機所需功率
（2）電動機輸出功率
傳動裝置的總效率
式中，…為從電動機至捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2-4[2]查得：v帶傳動=0.
95；滾動軸承=0.99；圓柱齒輪傳動=0.97；彈性連軸器=0.
99；捲筒軸滑動軸承=0.98,則
總效率故
（3）電動機額定功率
依據表20-1[2]選取電動機額定功率
3、電動機的轉速
為了便於選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選範圍。由表2-1[2]查得v帶傳動常用比為範圍單級圓柱齒輪傳動則電動機轉速可選範圍為
初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較如下表：
結果：由表中資料可知兩個方案均可行，但方案2傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小。因此，採用方案2，選定電動機型號為y112m-6。
4、y112m-6電動機的資料和外形，安裝尺寸如下表。
尺寸1、傳動裝置總傳動比：
結果：i=7.92、分配各級傳動比：
取v帶傳動比i1=2.5。則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為
所得i2 符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用範圍。
五、傳動裝置的運動和動力引數
1、各軸轉速
按電動機額定功率為0軸，減速器高速軸為一軸，低速軸為2軸，各軸轉速為
各軸輸入功率
按電動機額定功率ped計算各軸輸入功率，即
p0=ped=2.2kw
p1=p0η1=2.20.952.09kw
p2=p1η2η3=2.880.99
2、各軸轉矩
1、計算功率
2、選普通v帶型號
根據由[1]圖13-15查出此座標點位於a型與z型交界處，現暫按選用a型計算。
3、求大、小帶輪基準直徑。
結果：由[1]表13-7，取由[1]式13-9得
由表13-7取
4、驗算帶速v
帶速在5~25m/s範圍內，合適。
5、求v帶基準長度和中心距a
初步選取中心距
取，符合。
由[1]式13-2得帶長
查[1]表13-2，對a型帶選用在由[1]式13-16計算中心矩
6、驗算小帶輪包角
由[1]式13-1得
合適7、求v帶根數z
由[1]式13-15得
令查[1]表13-3得
由[1]式13-9得傳送比
結果：`
查[1]表13-4得
由查[1]表13-5 得查[1]表13-2得，由此可得
取2根。
8、求作用在帶輪上的壓力
查[1]表13-1得q=0.10kg/m,故由[1]式13-17得單根v帶的初拉力
作用在軸上的壓力
1、選擇材料、精度及引數
小齒輪：45鋼，調質，hb=220 （[1]表11-1）
大齒輪：45鋼，正火，hb=190 （[1]表11-1）
先採用9級精度
因（[1]圖11-7c），（[1]表11-4），故
因（[1]圖11-10c）, ([1]表11-4）。故
2、按齒面接觸強度設計
設齒輪按九級精度製造。取載荷係數k=1.2，齒寬係數有上式知小齒輪的轉矩，按式[1]（11-5）計算中心距（已
結果：9級精度
知）齒數，則故實際傳動比i=84/28.2
模數按[1]表4-1取m=2.5mm.
確定中心矩 齒寬取
則齒輪直徑可得
3、驗算齒輪彎曲強度
齒形係數 （[1]圖11-9）
按[1]式11-8驗算齒輪彎曲強度
4、齒輪的圓周速度
（軸從右至左依次為1，2，3，4，5，6，7）
帶輪作用在軸上的力
高速軸的齒輪直徑為扭矩
則作用於齒輪上的圓周力：
結果：徑向力：
法向力由已知條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為
考慮到最不利的情況，單個軸承所受的徑向力為
向心軸承只承受徑向載荷時
由式16-3[1]知基本額定動載荷
查表16-9，16-10[1]得
軸承的外形如圖：
結果：從表15-3[2]中選深溝球軸承
軸承的內徑為30mm，d3=30mm
最細的軸徑由14-2[1]
查表14-2[1]c=118
取標準化（表11-2[2]）
軸1與軸2相接處有定位軸肩
則軸3與周4 處有套筒定位
高速齒輪寬為60mm,取其長度
由v帶輪的結構知
先初定的長度要大於軸和套筒的總合：
結果：確定的長度：表3-1[2]
地腳螺釘直徑
箱蓋、箱座連線螺栓直徑
則計算後估計
軸的跨度
（1）求垂直面的支承反力
（2）求水平面的支撐反力
結果：（3）f在支點產生的反力
外力f作用方向與帶的布置有關，在未有具體確定前，按最不利的情況考慮。
（4）繪垂直面彎矩圖
（5）繪水平彎矩圖
（6）f力產生的彎矩
危險截面f力產生的彎矩
（7）求合成彎矩：
考慮最不利情況，把與直接相加。
軸傳遞的轉矩t=53.1
(8)求危險截面的當量彎矩
可知齒輪的中間為危險面，其產生的彎矩認為軸為脈動迴圈變應力取其中折合係數
（9）計算危險截面處的軸直徑。材料為45鋼，調質表14-1[1]，表14-3[1]查得
則結果：
考慮到鍵槽對軸的削弱，將d加大4%，故
設計中取得直徑大於此值，所以設計中的數值符合。
帶輪作用在軸上的力
高速軸的齒輪直徑為扭矩
則作用於齒輪上的圓周力：
徑向力：
法向力：
由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為
考慮到最不利的情況，單個軸承的所受的徑向力為
向心軸承只承受徑向載荷時
由式16-3[1]得知基本額定動載荷
查表16-9，16-10[1]得
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目錄前言2一 電動機的選擇3 二 總傳動比及各軸傳動比分配4 三 各軸運動引數和動力引數的計算4 四 v帶傳動設計5 五 齒輪傳動設計7 六 箱體的結構設計10 七 軸的設計計算12 八 軸承的選擇及校核計算16 九 鍵聯接的選擇及校核計算18 十 聯軸器的設計19 十一 潤滑與密封20 參考資料2...