要求润滑条件 环境适应性 不需 不需 中等 好 高 一般 不能接触酸、碱、油、爆炸性气体 设计时可由工作机的转速要求和传动结构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即
nd=(i1·i2·i3……in) nW
nd——电动机可选转速范围
i1,i2……in——各级传动机构的合理传动比范围
由选定的电动机类型、结构、容量和转速查手册，查出电动机型号，并记录其型号、额定功率、满载转速、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸等。
设计传动装置时，一般按电动机的实际输出功率Pd计算，转速则取满载转速nW。
例2.1 如前图a所示带式运输机的传动方案。已知卷筒直径D=500mm，运输带的有效拉力F=1500N,运输带速度 v=2m/s,卷筒效率为0.96，长期连续工作。试选择合适的电动机 解：（1）选择电动机类型
按已知的工作要求和条件，选用Y形全封闭笼型三相异步电动机。 （2）选择电动机的功率
工作机时所需电动机输出功率为：pd=p w/η
p w=Fv/（1000ηw ） 所以 pd= Fv/（1000ηwη） 电动机至工作机间的总效率（包括工作机效率）为
ηηw=η1η2η3η4η5ηw
η1η2η3η4η5ηw分别为带传动、齿轮传动的轴承，齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96 η2=0.99 η3=0.97 η4=0.97 η5=0.98 ηw=0.96 所以ηηw=η1η22η3η4η5ηw=0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.83 所以pd= Fv/（1000ηwη）=1500×2/（1000×0.83）KW=3.61KW
（3）确定电动机转速
卷筒轴的工作转速为：nw =60×1000V/（?D）=60×1000×2/（3.14×500）r/min=76.4r/min 按推荐的合理传动比范围取V带传动的传动比i1’ =2~4,单级齿轮传动比i2’=3~5则合理总传动比的范围为：i’=6~20，故电动机转速的可选范围为
nd= inw =(6~20)× 76.4r/min=458~1528 r/min
符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min。再根据计算出的容量查
有关手册选择电动机型号，本设计中可参考表**，然后将选择结果列于下表。
额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的的传动比 方案 电动机型号 同步转速 满载转速 总传动比 带 齿轮 Ped/kw 1 2 3 Y160M1—8 Y132M1—6 4 4 750 1000 720 960 9.42 12.57 3 3.14 3.14 4 5.385 ’
’
2
Y112M—4 4 1500 1440 18.85 3.5 综合考虑选Y132M1—6电动机，查手册求出其它尺寸(中心高、外型尺寸、安装尺寸、轴伸尺寸、键联接尺寸等)。
三、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw 可得传动装置的总传动比i=nm/nw 对于多级传动i= i1· i2…… in 计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷 ，分配各级传动比时应注意以下几点：
（1）各级传动的传动比应在推荐的范围之内选取。 （2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。
（3）应使各传动件的尺寸协调，结构匀称合理，避免相互干涉碰撞。一般应使带的传动比小于齿轮传动的传动比。
四、计算传动装置的运动和动力参数
为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。
（1）各轴的转速（r/min）： n1 = nm/i0
n2= n1/ i1= nm/i0i1
n3= n2/i2=nm/ i0i1i2
式中的nm为电动机的满载速度 n1 、n2、 n3分别为1、2、3轴的转速 i0——电动机至1轴的传动比 i1——1轴至2轴的传动比
i2——2轴至3轴的传动比
(2) 各轴的输入功率：
p1=pdη01 p2=p1η12=pdη01η12 p3=p2η01η12η23 pd为电动机的输出功率，p1 、p2 、p3分别为 1 、2、 3轴的输入功率，η01、η12、η23分别为电动机轴与1轴，1轴与2轴，2轴与3轴间的传动效率。
(3)各轴转矩：
T1=Td i0η01 T2=T1 i1η12 T3=T2 i2η23
T1、T2、T3分别为1、 2、 3 轴的输入转矩
Td为电动机轴的输出转矩 Td=9550pd/nm
例2.2 同例2.1的已知条件和计算结果，计算传动装置各轴的运动和动力参数。 解：（1）各轴的转速： n1 = nm/i0=960/3.14r/min=305.73r/min
n2= n1/ i1=305.73/4r/min=76.4 r/min nw=76.4 r/min
（2）各轴的输入功率：p1=pdη01 =3.6×0.96kw=3.456 kw p2=p1η12= p1η2η3=3.456×0.99×0.97 kw =3.32 kw p3=p2η2η4=3.32×0.99×0.97 kw=3.19 kw （3）各轴的输入转矩：
Td=9550pd/nm =9550×3.61/960Nm=35.91 Nm
T1=Td i0η01 = Td i0η1 =35.91×3.14×0.96 Nm=108.25 Nm T2=T1 i1η12 = T1 i1η2η3= 108×4×0.99×0.97 Nm=415.82 Nm T3=T2 η2η4=415.82×0.99×0.97 Nm=399.31 Nm 将运动和动力参数的计算结果列于下表。 轴 名 参 数 转速n(r/min) 输入功率P(kw) 输入转矩T (Nm) 传动比i 效率η
电动机轴 960 3.6 35.91 3.14 0.96 1轴 305.73 3.456 108.25 4 0.96 2轴 76.4 3.32 415.82 1 0.96 卷筒轴 76.4 3.19 399.31 第三节 传动零件的设计计算
一、减速箱外传动零件——带传动设计
（1）带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。
（2）设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。
（3）注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。
例3-1 设计带式输送机传动系统中的普通V带传动。原动机为Y132M1-6型电动机，电动机额定功率Ped=4KW,满载转速nm=960r/min,小带轮安装在电机轴上，带的传动比i=3.14,一天工作时间t=24h,5年寿命。
解：（1） 选择V带型号
查表，得工作情况系数KA=1.4,求得所需传递功率Pc=KA×Pc=1.4×4=5.6KW 由小带轮转速n1及功率功率Pc选择小带轮型号为A型。 （2）确定带轮直径
dd1=112mm,dd2=i×dd1=355mm （3） 核算带轮速度
v=πdd1nm/6000=5。63m/s
5m/s 0.7(dd1+dd2) Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd1-dd2)2/(4a0)=1958.017,取a=a0+(Ld-L0)/2=620. （6） 校核V带的包角 α1=180o－２arcsin（dd1-dd2）/（2a）=157.4o>120o （7） 确定带的确良根数Z 查表单根V带传递功率P0=1.16KW, 查表传递功率增量△P0=kbn1(1-1/ki)=0.119, 包角修正系数kα=0.93, 长度修正系数kl=1.03, Z≥Pc/[(P0+△P0) kαkl]=4.57(根) Z=5根。 （8）确定单根V带的拉力F0 F0=500Pc(2.5/kα-1)/Zv+qv2=171.09N （9）对轴的压力FQ FQ=2ZF0Sinα1/2=1677.7N （10）结果是5根A—GB11544—89V带，中心距a=600mm,带的基准直径dd1=112mm,dd2=355mm，对轴的压力FQ=1677.7N，带轮的宽度B=(Z－1)e+2f=78(mm). 二、减速器内传动零件——一级圆柱齿轮传动设计 圆柱齿轮设计计算及结构设计的方法、步骤均可依教材的有关内容进行，其注意事项如下： （1）齿轮材料的选择要注意毛坯制造方法：选择材料前应先估计大齿轮的直径，如果大齿轮直径较大，应选用铸造毛坯，材料一般可选铸钢或铸铁；如果小齿轮的齿根圆直径与轴径接近，可制成齿轮轴，选用的材料应兼顾轴的要求，同一减速器的各小齿轮（或大齿轮）的材料应尽可能一致，以减少材料的牌号，降低加工的工艺要求。 （2）计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后2~3位，角度应精确到秒，而中心距、宽度和结构尺寸应尽量圆整为整数。 （3）参数的合理选择，通常取Z1=20~40，在保证齿根弯曲强度的前提下，Z1可取大些；传递动力的齿轮，其模数应大于1.5~2mm。 例3.2 设计一台单级直齿圆柱齿轮减速器，已知传递的功率P=3.4656KW,电动机驱动，小齿轮转速n1=305.73r/min,传动比 i=4，单向运转，载荷平稳，使用寿命5年，三班制工作。 解：（1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用45号钢调质，硬度为220—250HBS，大齿轮选用45号钢正火，硬度为170—210HBS，因为是普通减速器由教材表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2—6.3um （2）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值，确定有关参数与系数。 1）转矩T1=9550×p/n1=9550×3.4656/305.73=108.25Nm 2）载荷系数k 查表10.11取k=1.1 3）齿数Z1和齿宽系ψd 小齿轮的齿数Z1取为27，则大齿轮齿数Z２=i.Z1=108，Z1、Z2互质，取Z2=107。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取ψd=1 4) 许用接触应力【бH】 由相关图表查得бHlim1=560Mpa,бHlim2=530Mpa,SH=1N1=60njln=60×305.73×(5×52×120)=0.57×109 N2=N1/i=0.57×109/4=0.14×109 查相关图表得ZN1=1.06,ZN2=1.10 【бH】1= Zn1·бHlim1/SH=1.06×560/1 Mpa =593.6Mpa 【бH】2= Zn2·бHlim2/SH=1.1×530/1 Mpa =583Mpa d1≥76.43（KT（U+1）/(ψdu【бH】2)）1/3 =76.43×(1.1×108.25×10×5/(1×4×(593.6))) mm=57.35mm m= d1/z1=57.35/27 mm=2.12mm 取m=2.5mm d1=mz1=2.5×27=67.5mm d2=mz2=2.5×107mm=267.5mm b=ψd×d1=1×67.5mm=67.5mm,经圆整后取b2=70mm,b1=b2+5mm=75mm, a=m(z1+z2)/2=2.5(27+107)/2mm=167.5mm. 三、轴径初选 （1）初选轴径 轴的结构设计要在初步估算出一段轴径的基础上进行。轴径可按扭转强度初算，计算式为：d≥c(P/n)1/3 式中P——轴所传递的功率(Kw) n----轴的转速(r/min) c----由轴的许用切应力所确定的系数（查表见教材） 初估的轴径为轴上受扭段的最小直径，此处如有键槽，还要考虑键槽对轴强度削弱的影响。有一个键槽时，直径增大3%~5%并圆整，若外伸轴用联轴器与电动机轴相联，则应综合考虑电动机轴径及联轴器孔径尺寸，对初算轴径尺寸适当调整。 （2）联轴器选择 一般传动装置中有两个联轴器，一个联接电动机轴与减速器高速轴 3 21/3 的联轴器，另一个是联接减速器低速轴与工作机的联轴器。对中、小型减速器的输入轴、输出轴均可采用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便、成本低，能缓冲减震。本方案联轴器联接低速轴与工作机，选弹性柱销联轴器。 第四节 部件的设计与装配图的绘制 减速器的基本结构是由轴系部件、箱体及附件三大部分组成。这里介绍一下轴系部件设计的方法与步骤： 一、轴系部件的设计 轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 1、轴承类型的选择 减速器中常用的轴承是滚动轴承，滚动轴承类型可参照如下原则进行选择： （1）考虑轴承所承受载荷的方向和大小。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，一般选用深沟球轴承；当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷时，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承：但如果轴向载荷不大时，应选用深沟球轴承。 （2）转速较高，旋转精度要求较高，而载荷较小时和般选用球轴承。 （3）载荷较大且有冲击振动时，宜选用滚子轴承（相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承承载能力大，但当轴承内径d<20mm时，这种优点不显著，由于球轴承价格低廉，应选球轴承）。 （4）轴的刚度较差、支承间距较大，轴承孔同轴度较差或多点支承时，一般选用自动调心轴承；而不能自动调心的滚子轴承仅能用在轴的刚度较大、支承间距不大、轴承孔同轴度能严格保证的场合。 （5）同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。 本方案建议采用一对深沟球轴承62** 2、传动件—齿轮结构设计 本课程设计采用圆柱齿轮作为内传动件，齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯材料、加工方法、使用要求和经济性等因素有关，进行结构设计时必须综合考虑。 对于钢制齿轮，当齿轮直径很小，齿根圆到键槽底部的距离K≤2m时，常将齿轮和轴做成一体，若K＞2m时，无论从材料或工艺上考虑，都应将齿轮和轴分开制造。圆柱齿轮的结构尺寸及结构型式可参考表选取。 进行齿轮结构设计时，还要进行齿轮和轴的联接设计。通常采用单键联接，但当齿轮转速较高时，应采用花键或双键联接。 3、轴的结构设计及轴、轴承、键的强度校核 传动件装在轴上以实现回转运动和传递功率，减速器普遍采用阶梯轴，传动件和轴以平键联接。 （1）轴的结构设计 减速器中的轴是既受弯矩又受扭矩的转轴，较精确的设计方法是按弯矩合成强度来计算各段轴径，一般先初步估算定出轴径，然后按轴上零件的位置，考虑装配、加工等因素，设计出阶梯轴各段直径和长度，确定跨度后，进一步进行强度验算。 轴的结构设计应在初估轴径和初选滚动轴承型号后进行。 为使轴上零件定位可靠、装拆方便并考虑工艺性因素，通常将轴设计成由两端向中央逐渐增大的阶梯形：其径向尺寸，由轴上零件的受力、定位、固定等要求确定；其轴向尺寸则由轴上零件的位置、配合长度及支承结构等因素决定。 （2）轴的强度校核