1、封面设计目 录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.18八、键联接的选择及计算22九、设计小结23十、参考资料目录23计算过程及计算说明一、传动方案拟定题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：长期连续单向运转，使用年限 8 年，每天工作 12 小时，载荷平稳，环境要求清洁。（2）原始数据：输送带拉力 F=1500N；带速V=2.0m/s；滚筒直径 D=500mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机（工作要求
2、：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书附表 2.2） 总= 带2 齿轮轴承 齿轮 联轴器 滚筒轴承 滚筒=0.960.9920.970.990.980.96=0.850(2) 电机所需的工作功率：P d =FV/1000 总=15002.0/10000.850=3.53KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=601000V/D=6010002.0/500=76.39r/min按指导书 P7 表 2.1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 Ia=36。取 V 带传动比I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=624。故电动机转速的可选
3、范围为 nd=Ian 筒= （624 ）76.39=458.341833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和 1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表 10 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：结 果F=1500NV=2.0m/sD=500mmn 滚筒=76.39r/min 总=0.850Pd=3.53KW表 2.1 传动比方案电动机转速（r/min） 传动装置的传动比传动比方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速总传动比V 带传动减速器1 Y160M1-8 4 750 720 9.42 2.36 42
4、 Y132M1-6 4 1000 960 12.57 2.51 53 Y112M-4 4 1500 1440 18.85 3.77 54、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案 3 比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为 Y112M-4，额定功率为 Ped =4KW，满载转速n 电动=1440r/min。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=1440/76.39=18.852、分配各级传动比（1） 据指导书 P7 表 2.1，取齿轮 i 齿轮=5（单级
5、减速器 i=36 之间取 3.15、3.55、4、4.5、5、5.6 合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2） i 总=i 齿轮i 带i 带=i 总/i 齿轮=18.85/5=3.77四、运动参数及动力参数计算电动机型号Y112M-4Ped=4KWn 电动=1440r/mini 总=18.85i 齿轮=5i 带=3.77nI=381.96r/minnII=76.39r/minnIII=76.39r/minPI=3.39KWPII=3.26KWPIII=3.19KW1、计算各轴转速（ r/min）nI=n 电动/ i 带 =1440/3.77=381.96r/minnII=nI/ i 齿轮=38
6、1.96/5=76.39r/minnIII=nII =76.39r/min2、 计算各轴的功率（ KW）PI=Pd 带=3.530.96=3.39KWPII=PI 齿轮轴承 齿轮=3.390.990.97=3.26KWPIII=PII 齿轮轴承 联轴器 =3.260.990.99 =3.19KW3 计算各轴扭矩（ Nmm）Td = 9550Pd / n 电动= 95503.53/1440 =23.41 NmmTI=9550PI/nI=95503.39/381.96=84.76NmmTII=9550PII/nII=95503.26/76.39 =407.55NmmTIII=9550PIII/nI
7、II=95503.19/76.39 =398.80Nmm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 选带截型由课本 P104 表 8-4 得：kA=1.2PC=KAP=1.24=4.8KW由课本 P104 图 8-11 得：选用 A 型 V 带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本 P104 表 8-5 和表 8-6 得，取dd1=125mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=1440/381.96125=471.25mm由课本 P104 表 8-6，取 dd2=450mm实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=1440125/450=400r/min转速误差为：
8、n2-n2/n2=381.96-400/381.96 =-0.0471200（适用）（5）确定带的根数根据课本 P1=1.91KW P1=0.17KW K=0.91 KL=1.03 得Z= PC/(P1+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) 0.911.03 =2.46 取 Z=3(6)计算轴上压力由课本表 8-1 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=5004.8/39.42(2.5/0.91-1)+0.19.422NLd=2000mma562mm1=146.90查表须用插值法Z=3F0=157.24NFQ=904.35Ni
9、 齿=5Z1=29Z2=145=157.24N则作用在轴承的压力 FQ，FQ=2ZF0sin1/2=23157.24sin146.9/2=904.35N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数考虑减速器传递功率不大，按课本 P142 表 10-8 及 10-9 选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 250HBS。大齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 225HBS；根据表选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m。取小齿轮齿数 Z1=29。则大齿轮齿数：Z2= i 齿 Z1=529=145（2）按齿面接触疲劳强度设计由课本 P147 式（10-24）d
10、1766E【kT1(u+1)/duHP2】 1/3确定有关参数如下：传动比 i 齿=u=5由表 10-12 取 d=0.9转矩 T1 T1=9550P1/n1=95503.39/400 =80.94Nm载荷系数 k 由课本 P144 取 k=1.4齿轮副材料对传动尺寸的影响系数 E 查表 10-11 取E=1许用接触应力 HP，由课本 P150 图 10-33 查得：Hlim1=690Mpa Hlim2=580MpaHP1=0.9Hlim1=621Mpa HP2=0.9Hlim2=522Mpa取HP=522Mpa故得：u=5d=0.9n1=1440/ i带实=400 r/minT1=80.94
11、Nmk=1.4E=1HP=522Mpad162.93mmm=2.5mmd1= 72.5mmd2= 362.5mma=217.5mmb2=65mmb1=70mmV 齿=1.52m/sd1766E【kT1(u+1)/duHP2】1/3 =76611.480.94(5+1)/0.9552221/3mm=62.93mm（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm根据课本 P130 表 10-2 取标准模数：m=2.5mm分度圆直径 d1=mZ1=2.529=72.5mmd2=mZ2=2.5145=362.5mm传动中心距 a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2
12、(29+145)=217.5mm齿宽 b2=b=dd1=0.972.5=65mmb1=b2+（5 10）mm=70mm验算齿轮圆周速度 V 齿=d1n1/601000=3.1472.5400/601000=1.52m/s由表 10-7 选齿轮传动精度等级 7 级合宜(4)校核齿根弯曲疲劳强度由课本 P148 式（10-26）得 F=(2000kT1/bm2Z1)YFSFP确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本 P150 图 10-34 查得：Flim1=290Mpa Flim2 =230MpaFP1= 1.4Flim1 =406Mpa FP2= 1.4Flim2 =322Mpa复合齿形系数
13、YFS 由 P149 图 10-32 查得YFS1=4.06 YFS2=3.95计算两轮的许用弯曲应力F1=(2000kT1/bm2Z1)YFS1 FP1= 406MpaFP2= 322MpaF1=75.51Mpa FP1F1=73.47Mpa FP2弯曲应力校验符合要求b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa=（20001.484.28/702.5229）4.06Mpa=75.51MpaF2=F1YFS2/ YFS1 =75.513.95/4.06Mpa=73.47Mpa六、轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设
14、计问题，选用 45#正火钢，硬度 170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本 P225 式 13-1，并查表 13-3，取 A=110dA (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=22.4(1+5%)mm=23.5mm由课本 P214 表 13-4 选 d1=24mm3、轴的结构设计d1=24mmd1=24mmL1=70mmd2=30mm转入轴承选择计算（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布
15、，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=24mm 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定 L1=70mmh=（23）c 查指导书附表 2.5 取 c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=24+2（23）1.5=3033mmd2=30mm初选用 6006 型深沟球轴承，其内径为 30mm,宽度为13mm。（转入输入轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一L2=
16、90mmd3=36mm（d3 d1= 72.5mm。故可以设计成分开式结构）L3=68mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=13mmL=123mmd1=72.5mmT1=80940NmmFt=2232.83NFr=812.68NLA=LB=61.5mm定距离。取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故II 段长：L2=（2+20+13+55）=90mmIII 段直径 d3=d2+2h=30+2（23）1.5=3639mm 取 d3=36mmL3
17、=b1-2=70-2=68mm段直径 d4= d3=d2+2h=36+2（23 ）1.5=4245mm 取 d4=42mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2 得安装尺寸 da=36mm，该段直径应取：d5=36mm。因此将 段设计成阶梯形，右段直径为36mm。段直径 d6=30mm. 长度 L6=13mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=13207020=123mm(3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知 d1=72.5mm求转矩：已知 T1=80940Nmm求圆周力：FtFt=2T1/d1=280940
18、/72.5=2232.83N求径向力 FrFr=Fttan=2232.83tan200=812.68N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=61.5mm(1)绘制轴受力简图（如图 a）（2 绘制水平面弯矩图（如图 b）MHC=68659.52NmmMVC=24989.91NmmMC=73065.89Nmmd25.17mm轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1116.42N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1116.4261.5=68659.52Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图 c）RVA= RVB = Fr/2=406.34N由两
19、边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MVC= RVA L/2=406.3461.5=24989.91Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图 d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(68659.522+24989.912)1/2=73065.89Nmm(5)绘制扭矩图（如图 e）转矩：T=9.55 （P1/n1）106=80940Nmm该轴强度足够S S,轴的强度满足要求b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa(6)按弯扭合成进行强度计算由课本 P219 式 13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（73065.892 (0.6
20、80940) 2）1/2/551/3=25.17mmd3=36mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表 13-13，用插值法求得）=1.069（由表 13-15，用插值法求得） =0.88 =0.81（由表 13-14 查得）K=2.906 K =2.145（由表 13-10，按配合 H7/r6 查得）W=d3/32=4580.44mm3 WT=2W=9160.88mm3 S=1.8(由表 13-9 查得)S=-1/( KM/W)2
21、0.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.90673065.89/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=5.2SS, 轴的强度满足要求。2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#正火钢，硬度 170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。-1=55Mpad1=38mm转入联轴器计算环节L1=82mmd2=45mmL2=94mm2、估算轴的基本直径根据课本 P225 式 13-1，并查表 13-3，取 A=105dA (P/ n)1
22、/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=22.4(1+5%)mm=37.9mm由课本 P214 表 13-4 选 d1=38mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴各段直径和长度d3=53mmL3=63mmd4=60mmL4=21mmd5=51mm
23、L=123mmd2=362.5mmT2=389162.5 NmmFt=2147.10NFr=781.48NLA=LB=61.5mm工段：d1=38mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取 YL7 型 Y 型凸缘联轴器L1=82mm。h=（23）c 查指导书附表 2.5 取 c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=38+2（23）1.5=4447mmd2=45mm初选用 6009 型深沟球轴承，其内径为 45mm,宽度为16mm。（转入输出轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L 轴 1=L 轴 2）取套筒
24、长为 21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长：L2=（2+21+16+55）=94mmIII 段直径 d3=d2+2h=45+2（23）1.5=5154mm 取 d3=53mmL3=b2-2=65-2=63mm段直径 d4= d3=d2+2h=53+2（23 ）1.5=5962mm 取 d4=60mm长度与右面的套筒相同，即 L4=21mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2 得安装尺寸 da=51mm，该段直径应取：d5=51
25、mm。因此将 段设计成阶梯形，左段直径为51mm。段直径 d6=45mm. 长度 L6=16mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=16216521=123mm(3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知 d2=362.5mmMHC=66023.33NmmMVC=24030.51NmmMC=70260.55Nmmd35.39mm求转矩：已知 T2=9550P/ n=389.16Nm=389162.5 Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2389162.5/362.5=2147.10N求径向力 FrFr=Fttan=2147.10tan200=781.48N因为该轴两轴承对称，所以：LA=
26、LB=61.5mm(1)绘制轴受力简图（如图 a）（2 绘制水平面弯矩图（如图 b）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1073.55N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1073.5561.5=66023.33Nmm该轴强度足够SS, 轴的强度满足要求fP=1.2ft=1Ft=2232.83NFr=812.68N(3)绘制垂直面弯矩图（如图 c）RVA= RVB = Fr/2=390.74N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MVC= RVA L/2=390.7461.5=24030.51Nmm(4)绘制合
27、成弯矩图（如图 d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(66023.332+24030.512)1/2=70260.55Nmm(5)绘制扭矩图（如图 e）转矩：T=9.55 （P / n）106=389162.5 Nmm(6)按弯扭合成进行强度计算由课本 P219 式 13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（70260.552 (0.6389162.5) 2）1/2/551/3=35.39mmd3=53mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数：=0.
28、1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表 13-13，用插值法求得）=1.069（由表 13-15，用插值法求得） =0.81 =0.76（由表 13-14 查得）K=3.343 K =2.409（由表 13-10，按配合 H7/r6 查得）W=d3/32=14615.96mm3 WT=2W=29231.93mm3 P1=487.61NP2=227.55NCCr=10200N选轴承型号为 6006 型fP=1.2ft=1Ft=2147.10NFr=781.48NP1=468.89NP2=218.81NS=1.8(由表 13-9 查得)S=-1/( KM/W)20.75(K)T/
29、WT 21/2=255/( 3.34370260.55/14615.96)20.75(2.4090.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.7SS, 轴的强度满足要求。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命Lh=836512=35040 小时1、计算输入轴承1.求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本 P253 表 15-5 和 15-6 选择载荷系数 fP=1.2，温度系数 ft=1。已知轴颈 d2=30mm，转速 n1=400 r/min，假设轴承仅受径向载荷 R1 和 R2，由直齿齿轮受力分析公式 P144 式 10-17和 10-18 可得：
30、Ft=2000T1/d1=200080.94/72.5=2232.83NFr=Fttg20=812.68N因轴承对称齿轮分布，故 R1=R2=Fr/2=406.34NP1=fP R1=1.2406.34=487.61NP2=ft XR2=10.56406.34=227.55N2.试选轴承型号根据计算轴颈 d2=30mm，初选 6006 型，查指导书P135 附表 6.2 得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=10200N，基本额定静载荷 Cor=6880N。3.由预期寿命求所需 CP1 P2，即按轴承 1 计算选轴承型号为 6009 型键C860GB1096键1060GB1096C=P1/ ft
31、（60n Lh/1000000）1/3=4602.54因 CCr=10200N，故选轴承型号为 6006 型。2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本 P253 表 15-5 和 15-6 选择载荷系数 fP=1.2，温度系数 ft=1。已知轴颈 d2=45mm，转速 n1=80 r/min，假设轴承仅受径向载荷 R1 和 R2，由直齿齿轮受力分析公式 P144 式 10-17和 10-18 可得：Ft=2000T2/d2=2000389.16/362.5=2147.10NFr=Fttg20=781.48N因轴承对称齿轮分布，故 R1=R2=Fr/2=390.74
32、NP1=fP R1=1.2390.74=468.89NP2=ft XR2=10.56390.74=218.81N2.试选轴承型号根据计算轴颈 d2=45mm，初选 6009 型，查指导书P135 附表 6.2 得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=16200N，基本额定静载荷 Cor=11800N。3.由预期寿命求所需 CP1 P2，即按轴承 1 计算C=P1/ ft（60n Lh/1000000）1/3=2588.25因 CCr=16200N，故选轴承型号为 6009 型。八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取P=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径
33、d1=24mm,L1=70mm查课本 P91 表 7-9 得，选用 C 型平键，得：键1656GB1096键C1275GB10b=8mm，h=7mm，键长范围 L=1890mm。键长取 L=L1（510）=60mm 。键的工作长度l=Lb=52mm 。强度校核：由 P91 式 7-27 得p=4T1/dhl=480940/24752 =37.06MpaP(100Mpa)所选键为：键 C860GB10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=36mm,L3=68mm查课本 P91 表 7-9 得，选用 A 型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围 L=22110mm 。键长取 L=L
34、3（510）=60mm 。键的工作长度l=Lb=50mm 。强度校核：由 P91 式 7-27 得p=4T1/dhl=480940/36850 =22.48MpaP(100Mpa)所选键为：键 1060GB10963、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d3=53mm,L3=63mm查课本 P91 表 7-9 得，选用 A 型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围 L=45180mm 。键长取 L=L3（510）=56mm 。键的工作长度l=Lb=40mm 。强度校核：由 P91 式 7-27 得p=4T2/dhl=4389162.5 /531040 =73.42MpaP(100Mpa)所选键为：键 1656GB10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径 d1=38mm,L1=82mm查课本 P91 表 7-9 得，选用 A 型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围 L=28140mm 。键长取 L=L1（510）=75mm 。键的工作长度l=Lb=63mm 。强度校核：由 P91 式 7-27 得p=4T2/dhl=4389162.5 /38863 =81.28MpaP(100Mpa)所选键为：键 C1275GB1096
