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1、0目录第一章 传动方案的选择及拟定.2第二章 电动机的选择及计算.4第三章 运动和动力参数计算.6第四章 V 带传动的设计计算.8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算.11第六章 减速器轴的结构设计.20第七章 键连接的选择及校核.28第八章 滚动轴承的选型及寿命计算.29第九章 联轴器的选择及校核.30第十章 箱体及附件的结构设计和计算.31第十一章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.33第十二章 设计总结.35参考文献1第一章 传动方案的选择及拟定1.1 课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，
2、工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图 1-1 所示。图 1-11.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带
3、的输出转矩：T=440Nm；运输带的工作速度：v=0.70m/s；鼓轮直径：D=300mm；使用寿命：8 年，大修期限 3 年，每日两班制工作。21.3 课程设计的工作条件设计要求： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；制造情况：小批量生产。1.4 确定传动方案根据题目要求选择传动装置由电动机、减速器、工作机组成，电动机和减速器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。3第二章 电动机的选择及计算.2.1 传动装置的总效率： 86.09.7.09.60254321 其中，根据文献【2】表 4-4 中查得传动装置总效率V 带效率，0.96
4、12滚动轴承，取 0.99（两组） 3圆柱齿轮传动，取 0.97弹性联轴器， 4 = 0.9945卷筒轴滑动轴承，取 0.962.2 电动机各参数的计算知运输带速度 ，卷筒直径 。可求得工作机转速为：smv/70.mD30in/45)2/(6)1()2/ rnw 由已知条件运输带所需扭矩 ，工作机的输入功率为 Pw:NT4=440 45/9550=2.07kwwn950P电动机所需功率为： Kd 41.286./7/2.3 电动机类型和型号结构形式的选择三相交流电动机：适合较大、中小功率场合Y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广,适合于一般通用机械，
5、如运输机、车床等。2、确定电动机的转速同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。本设计中选用同步转速为 1000 或 1500r/min 的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。选择电动机功率时，要求 dP电 动 机 额 定 功 率4电 动 机 所 需 功 率dP传动系统的总传动比： wmni/表 2-1由上表可知，方案 2 的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案 2.方案号 电动机型号 额定功率（kW ） 同步转速（r/min） 满载转速（r/min） 总传动比外伸轴径D（mm）轴外伸长度E（mm
6、）心高 Y132M-8 3 750 710 15.78 28 60 100 Y132S-6 3 1000 960 21.33 38 80 1325第三章.运动和动力参数计算3.1 传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=21.33带传动的传动比： ，则减速器总传动比为：21i双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比： 86.3.12jii低速级传动比： 75./23ij3.2 各轴转速计算将各轴由高速向低速分别定为 轴、轴、轴电动机轴: min/960rn轴： i/48i)/(31 r轴： in/12in/65./4802n轴: mi/45i)/(7./32 rri3
7、.3 各轴输出功率 电动机： kwped30轴： k8.296.10轴： P7.8.2312 轴： kw6.29.07.32363.4 各轴输入扭矩计算输入轴： mNnPT84.29/950轴： 3.7/11轴：T nP.2/950轴：T mN51.64/3将上述结果列入表中如下表 3-1 运动和动力参数 轴号 功率 P/KW 转矩T/（Nm） 转速n/（r/min）2.88 57.3 4802.77 213.33 1242.66 564.51 4503 29.84 9607第四章 V 带传动的设计计算4.1 确定计算功率 由文献【1】表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.2,故 ：caPw
8、Pca6.34.2 选择 V 带的带型根据 、 由文献【1】图 8-11 查图选择 A 型。caP1n4.3 确定带轮的基准直 ， 。1d2初选小带轮的基准直径 =100。侧大带轮的基准直径为：1d=i1 =200mm2d查表圆整为 =200mm。2d4.4 验算带速 是否在 525m/s 范围内。v验算带速 smsnd/24.5/106因为 ，故带速合适mvs/3/54.5 确定 V 带的中心距 和基准长度adL1）初定中心距 。a402）计算带所需的基准长度1277.48mm021210 )()(addLd查表选带的基准长度 。mLd53）计算实际中心距 。 mLad412008mLad3
9、8105.min4ax中心距的变化范围为 381438mm。4.6 验算小带轮上的包角 1由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使： oodoa90163.57)(180124.7 计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 。rP由 和 ，查表得md0in/9601nKw54.0根据 ， 和 A 型带，查表得 ，i/961rn2kWP67查表的 ， ，于是.K3.L kKPLr 54.0)(02）计算 V 带的根数 。z6.rcaz取 7 根。4.8 计算单根 V 带的出拉力的最小值 mi
10、n0F由查表得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，所以 NqvzKPFca63.84)5.2(0)( 2min0 应使带的实际初拉力 in04.9 计算压轴力 P为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力 ：PF9PF2sin10z为了保证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴力满足：N53.86si)(21mn0inzP10第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1.1 选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材
11、料硬度差为 40HBS。2）7 级精度，3）选择小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。 241z 64.928.312z932z4）选择螺旋角。初选螺旋角 。o5.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（1）选取齿宽系数 1d（2）材料的弹性影响系数 218.9MPaZE（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的MPaH601lim接触疲劳强度极限 。H502lim（4）计算应力循环次数 91 102.8319606 hjLnN（5）取接触疲劳寿命系数 ， 。9.01HNK95.2HN（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，
12、MPaSKHN5401lim123li222）计算11（1）试算小齿轮分度圆直径 为：1td57.3221 HEhtt ZuTK(2)计算圆周速度 v sndt /m69.106(3)计算尺宽 b，齿高 h 和及模数 ntdt 57.3.1模数为： mzmtnt .1cos1齿高为： hnt 04.35.25. （4)计算尺宽与齿高比 b/h .1.73/b（5)计算纵向重合度 903.4tan28.0tan18.0ozd（6)计算载荷系数根据 ，7 级精度，查得动载系数smv/69.1 .1vK查得使用系数 1AK查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 49.H由 b/h=11.04，
13、 ,49.H查得 1FaK故载荷系数 146.29.4108.HVA（7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：mKdtt 7.3.16257.3331（8)计算模数 m12mn 604.124cos67.39cos1 5.1. 3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为321cosFSadn YzYKTm（1）确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 15.249.108.FVA2)根据纵向重合度 ，查得螺旋角影响系数 982.1 7Y3)计算当量齿数 3.214cos5331Zv 8.079332v4)查取齿形系数 查得 563.21FY174.2FY5)查取应力较正系数查得 04.1S
14、96.2S6)查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3827)查图取弯曲疲劳寿命系数 9.1NK91.02FN8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 PaaSKFENF 43.4.50911 M27.38229)计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY01278.43.216515.792FSaY大齿轮的数值大。13(2)设计计算：321cosFSadn YzYKTm= m604.1058.98.2414cs7506.50.23 2o对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，
