1、 目 录1 设计任务书 32 电动机的选择计算 33 传动装置的运动及动力参数计算 44 传动零件的设计计算 95 轴的设计计算 196 低速轴的强度校核 217 滚动轴承的选择及其寿命验算 268 键联接的选择和验算 289 联轴器的选择 2910 减速器的润滑及密封形式选择 3011 参考文献 301 设计任务书1.1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置1.2 工作条件：工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量8 2 清洁 载荷平稳 小批1.3 技术数据：题号 滚筒圆周力 F(N)带速v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZL-14 18000 0.24 400 9
2、002 电动机的选择计算2.1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380 伏，Y 系列。2.2 滚筒转动所需要的有效功率 kWFvPW32.410.810传动装置总效率 卷 筒轴 承开 齿 轮闭 齿 轮联 52根据表 4.2-9 确定各部分的效率:联轴器的效率 9.0联闭式齿轮的啮合效率 级 精 度 ）（闭 齿 轮 87.开式齿轮的啮合效率 95.0开 齿 轮滚动轴承的效率 轴 承卷筒的效率 6.卷 筒则传动装置的总效率 卷 筒轴 承开 齿 轮闭 齿 轮刚 联弹 联 522 296.0.907.903. 528.80.2.3 确定电动机的转速 滚筒轴
3、转速 min/5.14026rDvnW所需的电动机的功率 kwpw39.8.查表 4.12-1，可选 Y 系列三相异步电动机 Y132M26型 ，额定功率 5.5kW, 同步转速 1000r/min,满载转速 960r/min。同时，查表 4.12-2 得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。3 传动装置的运动及动力参数计算 3.1 分配传动比3.1.1 总传动比 48.35.1960Wni3.1.2 各级传动比的粗略分配查表 4.2-9 取 开i减速器的传动比 91.3648.开减 i减速器箱内高速级齿轮传动比.4.35.1.1减ii 3.41i减速器箱内低速级齿轮
4、传动比21.3.4912i减 21.3i3.2 各轴功率、转速和转矩的计算3.2.1 0 轴（电动机轴）39.5rp 39.50pmin/60n min/60rnmNpT 62.53901.5.5.900N62.303.2.2 轴（减速器高速轴）36.59.05101p kp36.51min/01rin min/9601rnmNT 08.53963.5.5.91 NT8.5313.2.3 轴（减速器中间轴） 2.7.0.12闭 齿 轮轴 承 p kp2.min/7.213.496012rinmNnpT 9.230.5.5.2 mNT9.2303.2.4 轴（减速器低速轴）kp .5.9012.
5、23闭 齿 轮轴 承 kp.53min/.6.3723rin in/1.693rnmNnpT 4.6921.05.95.33 mNT4.23.2.5 轴（传动轴）kmp92.4.092.534 联 轴轴 承 kmp92.4min/1.6.934rin in/1.64rnNnpT 97.6.9024534 NT97.43.2.6 轴（卷筒轴）kmp 3.4545开 齿轴 承 kmp63.5in/5.16.9rin开 in/.1rnNnpT 9.384.064.5. NT9.3845各轴运动及动力参数见下表表 1 各轴运动及动力参数表轴序号 功 率P(kW)转 速n(r/min)转 矩T( )mN
6、传动形式 传动比 效率 0 5.39 960 53.62 弹性联轴器 1 0.99 5.336 960 53.08闭式齿轮 4.26 0.96 5.12 221.7 230.9闭式齿轮 3.16 0.96 5.02 69.1 692.4刚性联轴器 1.0 0.98 4.92 69.1 679.97 4.63 11.5 3844.9开式齿轮 6.0 0.9413.3 开式齿轮的设计3.3.1 选择材料小齿轮:QT500-3，调质处理，齿面硬度 230-270HBS；大齿轮:QT500-7，正火处理，齿面硬度 180-200HBS。 3.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数 205Z
7、则大齿轮齿数 12066开i查图 5-18 得 ，aFMP15limaFP9lim取 4.1minFS计算应力循环次数845 109.)28301(.6906 hjLN786 .1.开i查图 5-19 得 ，0.65NY又 ，取 .165XY2ST=1.4minFS由 得XNFSTYinl25 /30.14.021mFaMP4.796查图 5-14 得 2,8.65FaFaY查图 5-15 得 1.1SS则 0267.73.25FaY958.18.6FSa取 029578.,max65FSaSaFFSa YY取 2.0,1.atK则 76.420)16(.0589.543324FSaaYZuT
8、所以取 m=5mm3.3.3 齿轮 5、6 的主要参数Z =20, Z =120, i=6, m=5mm5md102m66haa 105.*5md62026 mcf 5.872.)(*5hf 016 da352015mb7.6取 680659.32cos.db5.6则小齿轮转速为 362.016094.160334ndv，由图（5-4a）得72.32.105vz，由表（5-3）取.vkAk由图 5-7a 按 b/d5=70/100=0.7，考虑齿轮悬臂布置，2.1k由图 5-4 得 2.1k计算载荷系数 4.120kvA 3.96.arcosarcs55bd 4.2108.rr66 ab714
9、. )204.(120)32.(02 )1 65 tgttgtzzaa 68.714.55 Y9068.41k与 相近 ，无须修正。t4 传动零件的设计计算4.1 减速器高速级齿轮的设计计算4.1.1 材料选择小齿轮:45 锻钢，调质处理，齿面硬度 217-255HBS（表 5-1） ；大齿轮:45 锻钢，正火处理，齿面硬度 162-217HBS（表 5-1） 。计算应力循环次数91 10284.)830(19606 hjLnN12 .53.48i查图 5-17， （允许一定点蚀）05.1,.21NZ由式 5-29， X取 9.,.,0.limLVRWHS由图 5-16b，得 ,aHMP601
10、limaHP502lim由 5-28 式计算许用接触应力aLVRWXNHPZS8.63492.01.0.169min1l1 aLVRWXNH MPZS 3.5192.0.15.2minl2 因 ，故取12aHP3.24.1.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 mT53081初定螺旋角 初取 ，由表 5-5 得.2tZK 2/8.19mNZE减速传动， ;取6.4iu4.0a端面压力角 .2)()(tgrctgarcnt基圆螺旋角0b 5.20sin.2cosico2ttbHZ由式（5-39）计算中心距 amZuKTaHEat 26.180.5926.40238.1)6.4()(3321 取中
11、心距 a=140mm。 估算模数 mn=(0.0070.02)a=0.982.8mm,取标准模数 mn=2mm。 m n=2mm 小齿轮齿数： 6.21.4201cos1 uazn大齿轮齿数： z 2=uz1= 36.取 z1=27，z 2=114 实际传动比 2.471i实传动比误差在允许范围内。%59.0126.4%0理 实理 i齿轮分度圆直径 mzmdn5cos/11 281422圆周速度 sdv /712.069033由表 5-6,取齿轮精度为 8 级.4.1.3 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳,由表 5-3,取 KA=1.0由图 5-4b，按 8 级精度和 ，smvz/73
12、2.010/7.1取 Kv=1.04。齿宽 。ab564由图 5-7a，按 b/d1=56/54=1.03,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 。08.1K查表 5-4，得 07.载荷系数 3174.KvA计算重合度 ,齿顶圆直径mmhdnaa 5820.1542*1 382端面压力角20t齿轮基圆直径mdtb 743.50.2cos54cos1 t 182端面齿顶压力角 97.285.arcosarcs11 btd.34rro22abat 812. )207.(14)2097.(121 tgttgtzz tattat由式（5-43）得 4.812.Z由式 5-39,计算齿面接触应
13、力 2221/3.5/4.3616.41608.7.0895mNmNubdKTHEH故安全。4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度按 Z1=22，Z 2=100,由图 5-18b，得 ，21lim/90F22lim/0NF由图 5-19，得 Y =1.0，Y =1.0N2N由式 5-32，m =2mm5mm,故 Y =Y =1.0。n1X2取 Y =2.0，S =1.4TiF由式 5-31 计算许用弯曲应力 21min1l1 /410.4.29mNYSXNFT 22in2l2 /89XFT 56.1078.cos/10cos/ 235.332 .1 ZV由图 5-14 得 Y =2.70，Y =2.
14、20Fa2FaY =1.58，Y =1.821Sa2S由式（5-47）计算 Y ，因 ，取0.1734.0.1895.120.120由式（5-48）得 675.0691.3cos7cos75 22 bY由式（5-44）得故 安 全 。 2121/4/.87 89.5.708.50mNYbdKTFsanF 也 安 全 。 22112/89/9.8058.170.YSaFF4.1.5 齿轮主要几何参数 z1=27, z2=114, u=4.26, mn=2 mm,d1=m*z1=54mm, d2=228mm, da1=58mm, da2=232mm df1=49mm, df2=223mm,a=14
15、0mm mm, b1=b2+(510)=76mm 702b4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 4.2.1 材料的选择： 小齿轮:40cr 锻钢，调质处理，齿面硬度 250-280HBS；大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 170-210HBS。计算应力循环次数 823 10.5)2830(17.60hjLnN88234 215i查图 5-17，Z =1.05 Z =1.14（允许一定点蚀） ，N4N由式 5-29，Z 3X=Z =1.0 ，取 S minH=1.0 Z =1.0 wZ =0.92LVR按齿面硬度 250HBS，170HBS 计算，由图 5-16b，得 23lim/690NH
16、24lim/530NH由式 5-28 计算许用接触应力 23minl3 /.69.15.ZSLVRXNH24in4l4/9.5 .0.40.LW因 ，故取 。34H24/9.5mNH4.2.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T = =230942Nmm325.9np初取 ，由表 5-5 得0.12tZK 2/8.19ZE减速传动， ;6.23iu取 。4.a由式（5-41）计算 ZH 5.20sin.2cosinco2ttHZ由式（5-39）计算中心距 amZuKTaHEat 6.189.5216.3402.)16.3()(3 232取中心距 a=170 mm。 估算模数 mn=(0.00
17、70.02)a=1.19-3.4mm取标准模数 mn=3mm。 小齿轮齿数 24.716.30213 uazn大齿轮齿数 847.34取 Z =28，Z =87。 3实际传动比 1.32834zi实传动比误差，%56.1016.%10理 实理 i在允许范围内。 齿轮分度圆直径 mzdn8423361744圆周速度 smdv /97.02033由表 5-6,取齿轮精度为 8 级.4.2.3 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表 5-3,取 K =1.01 A由图 5-4b， 按 8 级精度和 ，smvz /2716.0/897.01/3得 K =1.02。v齿宽 。mab61704.由
18、图 5-7a，按 b/d1=68/84=0.810,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 K =1.07。由表 5-4，得 K =1.1载荷系数 20.17.021.vA计算重合度 ：齿顶圆直径mmhdnaa 903.12842*3 6764齿轮基圆直径dtb 93.820cos8cos3mt 54614端面齿顶压力角 714.290.arcosarcs33 btd865.3.45rro44abat 842.1 ).20865.23(87).2071.9( )(1433 tgtgtgtgtzz tattat 由式 5-43 计算 41.3Z由式 5-42 计算 987.036.2co
19、s由式 5-41 计算 H 43.270.sin470.2cos51sinco2 ttbHZ由式 5-39,计算齿面接触应力 22223 /9.5/.4961.84609.1 8.5. mNmNubdKTZHEH 故安全。4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度按 Z3=28，Z 4=87,由图 5-18b,得 24lim23lim/0,/90NNFF由图 5-19，得 Y =1.0，Y =1.0N4由式 5-32，m =3mm5mm,故 Y =Y =1.0n3X4取 Y =2.0，S =1.4TiF由式 5-31 计算许用弯曲应力 23min3l3 /410.4.1290mNYXNFST 24in4l4 /86XFST由图 5-14 得 25.,.243FaFaY由图 5-15 得 7816SS由式 5-48 计算 657.0842.150由式 5-44 计算齿根弯曲应力2323 /41/5.87 657.015.3694.mNmNYbdKTFsanF 故安全。2423434 /286/1.85 1.5.78.7mYFSaFF 也安全。4.2.5 低速级齿轮主要参数Z =28,Z =87,u=3.16，m=3mm，34md8md2614mda903mda2674mchnf 5.823.0182* af 94da 754.26.731213取mb684 mb6810
