1、1目录一设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4. 四、计算总传动比及分配各级的传动比5 五、运动参数及动力参数计算7 六、皮带轮的设计计算8七、齿轮的设计计算10 八、滚动轴承的选择及校核计算19 九、键联接的选择及计算31 十、联轴器的选择33十一、润滑与密封34十二、总结35十三、参考文献37十三、附录（零件及装配图）2计 算 及 说 明 结 果一 . 设计任务书1.1工作条件与技术要求：连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。两班制工作，3 年大修，使用期限 10 年(卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑) 。1.2 设计内容减速器装配图 1
2、张（A0 或 A1）零件图 2 张设计说明书 1 份 1.3 设计参数运输带工作拉力 F( )： F=2600NN运输带工作速 V( )：/ms1./vs卷筒直径 D( )： 30D二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入减速器 3，在经联轴器4 传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=12000hhLF=5500NV=1.1m/sD=300mm分流式二级圆柱齿轮减速器3计 算 及 说 明 结 果三电动机
3、的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率 ： P= =4.2kw 950/nT滚筒的转速 ：=601000V/D=51r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为 ：134213其中 分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿，轮传动及轴承的效率， 是滚筒的效率，96.0.96.0.9.04321 ，0.80134133）确定电动机的额定功率 edP电动机的输出功率为4.2/0.80=5.25kw /dP确定电动机的额定功率 edP选取功率储备系数为 K=15.25kwdedK选定电动机的额定功率 =5.5kwe
4、d3、 选择电动机的转速=51 r/minni 初选 251273.25r/mini电动机 Y132M-4=2.86kwwP=70r/minn=0.83=3.43kwdP=4 kwed4计 算 及 说 明 结 果查得：电动机转速n/(r/min)方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.2由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定电动机 Y132M-4四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表 16-1 查得：满载转速 n
5、m=1440 r / min；总传动比 i= =1440/50.93=28.274.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表 23 各级传动中分配各级传动比取 V 带传动的传动比 =2.7，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为3i20.57/2.7=7.62取高速级的圆柱齿轮传动比 = =3.15，1i i).(则低速级的圆柱齿轮的传动比为= / =7.62/3.15=2.422i1电动机型号为Y112M-4i=20.57= 3.151i=2.422i5计 算 及 说 明 结 果五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴 I，减速器高速级轴为轴 II，中速轴为轴 III，低
6、速级轴为轴 IV，滚筒轴为轴 V，则min/533II rin92.62IIVi/01II rin7V解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5范围内2 按电动机额定功率 计算各轴输入功率edP=4 kwI=40.96 kw=3.86kw1II=3.860.960.98 kw23IIP=3.82kw=3.820.970.98 kw23IVI=3.56kw=3.560.980.99 kw31VIP=3.52 kwmin/140Ir53I2.69I i/IV7r=4kwIP=3.86 kwI=3.82kwI=3.56 kwIVP=3.52 kwV6计 算 及 说 明 结 果2. 各轴转矩=95504/1
7、440950IIPTnNm=26.53 =95503.86/533 II =69.16 Nm=95503.82/169.2950IIPTn=215.61 =95503.56/ 70IVIV N=485.7 m表 3 轴的运动及动力参数项目 电动机轴I高速级轴II中间轴 III 低速级轴IV带轮轴 V转速（r/min ）1440 533 169.20 69.92 70功率（kw ）4 3.86 3.82 3.56 3.52转矩()Nm26.53 69.16 215.61 485.7 480.22传动比 1 3.15 2.42 1效率 0.99 0.94 094 0.976、皮带轮设计和计算1求
8、cP查表 13-8 得： .KA=950IIPTn26.53 Nm=II69.16 =950IIPTn215.61 NmIVIV=485.7 7计 算 及 说 明 结 果kwKPAdC 4.12选 V 带型号选用普通 V 带，由 和小带轮转速 n=1440r/minc查图 13-15 得此坐标位于 B 型区域内3、求大小带轮基准直径m801大带轮的基准直径 867.212i4、验算带速 Vsndv/5611带的速度合适5、求 V 带基准长度 和中心距dLa初定中心距 0d 8462021210查表得 mdd37006、验算小带轮包角00120 9.58a故小带轮上的包角符合要求。7、 确定 V
9、 带根数 Z查表得 kwP.40 60KL则 0LCakwPc4.A 带V=13.57m/sL=1846ma=377mm 04.13Z=28计 算 及 说 明 结 果故取 2 根8、求作用在带轮轴上的压力 aF查表 13-1 得： ，由式 13-17 得：单根 V 带初拉力0.1/qkgmNvKZPc 64.7520 作用在带轮轴上的压力 为：aF8.sin109、带轮结构尺寸 6.3 12.53.23.2七、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a . 按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（GB1009
10、5-88 ）c . 材料选择。查图表（P191 表 10-1） ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240 HBS，二者的硬度差为 40 HBS。d . 初选小齿轮齿数 =20，则大齿轮齿数1ZF64.7087 级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45 钢（调质）9计 算 及 说 明 结 果=3.1520=632Z=3.151ue .初选螺旋角 = 4f .选取齿宽系数 ： =1d2）按齿面接触强度设计按下式试算21312t HEtdakTuZ1）确定公式内的各计算数值a . 试选 =
11、1.6 1tkb. 分流式小齿轮传递的转矩 = /21TI=34.58 Nmc. 查图表（P217 图 10-30）选取区域系数 =2.433HZ（表 10-6）选取弹性影响系数 =189.8 E12MPad. 查图表（P215 图 10-26）得=0.76 ， =0.861a2a=0.768+0.87=1.62e. 按齿面硬度查表：小齿轮接触疲劳强度极限： H601lim大齿轮接触疲劳强度极限： 52li查表得接触疲劳强度系数： .1HNK7.2HN取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 SNlim许用接触应力 =552MPa， =533.5MPa1H2H240HBS =20 = 1Z263
12、 5.31u= 4=1d1u=1.61tk=34.581TNm=2.433 =189.8HZE2Mpa=0.76 =0.86121.62a=552MPa1H=533.5MPa2=565 MPaH10计 算 及 说 明 结 果则 =（ + ）/2H12H=（600+530）/2=565 MPaf. 由式N=60nj hL计算应力循环次数160hNnj=60533119200=6.148102/4.8=6.14 0/3.15=1.9582） 计算a. 按式计算小齿轮分度圆直径 1td2331 )6.59(.69.td=50.67mmb. 计算圆周速度11/60tVdn=3.1450.67533/（
13、601000）m/s=1.41m/sc. 计算齿宽 b 及模数 ntmb= =150.67mm=50.67mmd1t= cos/ = 2.458mmntt1Zh =2.25 =2.251.983mm=5.531mmtmb/h=51.76/4.462=9.16d. 计算纵向重合度 =0.318 tand1Z=0.318120tan =1.594e. 计算载荷系数 K8104.N1.952smV/41.=b=50.67mm=2.458 mmntmh=5.531mmb/h=9.16=1.5911计 算 及 说 明 结 果使用系数 =1，根据 =1.4m/s，7 级精度查图表（P194 图 10-8）
14、AK1V得动载系数 =1.06v查图表（P195 表 10-3）得齿间载荷分布系数 =1.4HFK由公式231.08.10HdKb得 92.421= 1.417查图表（P198 图 10-13）得 =1.401F由式AVHK得载荷系数 =11.061.21.417=2.11f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式3ttKd得 48.5627.031mg. 计算模数 1n= cos/ =55.48cos /20 mm1nmdZ14=2.69mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式 计算21cosFSndKTYZ1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式AVFK=1AK=1.06v=1.4HF390.
15、1HK=1.3511F=2.651Kmd5.481=2.69mm1n12计 算 及 说 明 结 果得 =11.061.41.4=2.0781Kb. 根据纵向重合度 =1.59 查图表（P 图 10-28）得螺旋角影响系数 =0.87Yc. 计算当量齿数 89.214cos/0331 ZV62d. 查取齿形系数查图表（P 表 10-5） =2.80 ， =2.771FY2Fe. 查取应力校正系数查图表（P 表 10-5） =1.55 ， =1.741S2Sf. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，弯曲疲劳寿命系数 =0.85 1FNK， =0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限
16、=500 MPa ，大2FNKE齿轮弯曲疲劳强度极限 =380 MPa ，由式1FElimNS得 =0.85500/1.4 MPa=303.57 MPa1=0.88380/1.4 MPa=238.86 MPa2g. 计算大小齿轮的 并加以比较FSY=2.801.55/303.57=0.014301FS=2.271.74/238.86=0.016532FSY大齿轮的数值大=2.0781K=0.87Y37.21VZ=61FY2.563=2.1872F=1.6041SY=1.7862S=1.4=0.851FNK=0.88 =500 21FEMpa =380 MPa=303.57 Mpa1=238.8
17、6 MPa2=0.014301FSY=0.016532FS13计 算 及 说 明 结 果2） 设计计算81.0653.124cos76908.3 231 nm由以上计算结果，取 =2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径 =53.83 1nm1dmm 计算应有的齿数=53.83cos /2=271cos/nZd4取 =27 ，则 =3.1527=8521uZ（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距3.5cos)87(1a将中心距圆整为 115mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角1.r12Zmn因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正aKH3） 计算大小齿轮的分度圆直径=272/cos11/cosndZm
18、.5=55.93 mm=852/ cos21/csn =176.08mm4） 计算齿轮宽度=155.42mm=55.42mm1db圆整后取 =55mm ， =60mmB25） 结构设计=21nm27Z852115.43mm1a.555.93 mm1d176.08mm255.48mm1b14计 算 及 说 明 结 果由 e2 ，小齿轮做成齿轮轴 1tm由 160mm =72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 60082轴 III 上的轴承选择与计算由轴 III 的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=896.44N， =0
19、，=10/3，n=533r/minrFa1）查滚动轴承样本（指导书表 15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 的基本额定动载荷 C=36200N，基本额定静载荷 =22800N0C2）求轴承当量动载荷 P因为 =0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，aF按课本（P 表 13-6） ，取 P= （X +Y ）=1.2（1 896.44+0）NpfrFa=1075.728N29计 算 及 说 明 结 果3）验算轴承寿命 hPCnLh 3636 )728.105()=777446h =72000hL故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N2063输
20、出轴上的轴承选择与计算由轴 IV 的设计知，初步选用深沟球轴承 6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力 = =2541.26 N， =0，=3 ，转速rF24taFn=69.20/min1）查滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6210 的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷 =19800N0C2）求轴承当量动载荷 P因为 =0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，aF按课本（P 表 13-6） ，取 =1.0，则pfP= （X +Y ）=1.（13706.46+0）Npfra=2541.26N3）验算轴承寿命 hnLh 3636 )2.5
21、470(9)(=118139h =72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。30计 算 及 说 明 结 果九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接1) 由轴 II 的设计知初步选用键 C1070， =69.16ITNm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力=100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-b/2=70mm-ppl5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得3210pTkld=269.16 /46535MPa3Ipl310=15.2MPa =
22、110MPap可见连接的强度足够，选用键 C10702齿轮 2（2）与轴 III 的键连接1) 由轴 III 的设计知初步选用键 1056， = =107.805T/2INm2) 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表 6-2）查得许用应力=100-120MPa，取 =110MPa。键的工作长度 =L-b=56mm-ppl10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得3210pTkld=2107.805 /44632MPa3Ipl310=36.62MPa =110MPap可见连接的强度足够，选用键 10563齿轮 3 与轴 III 的键连接1) 由轴 III 的设计知初步选用键 1080， = =215.61TINm2) 校核键连接的强度
