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1、目录1.传动方案的分析 （1）2.电动机的选择 （1）3.转动装置的设计 （2）4转动件的设计 （3）5.轴的设计 （10）6.轴承的校核 （19）7.键的校核 （22）8.减速器附件的选择 （23）9.润滑与密封 （23）10.设计小结 （23）11.参考资料 （23）设计计算与说明主要结果1. 传动方案的分析传动方案如下： 为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮，总传动比大，结构简单，应用广。斜齿轮传动时，传动平稳。链传动运动不平稳，为减小冲击和振动，将其布置在低速级。2. 电动机的选择1.工作机的输出功率： 滚筒的转速： 2.工作机的有效功率 联轴器功率 齿轮功率 链轮功率轴承功率 输送带功
2、率总效率为78.85%工作机输出功率3040w滚筒转速46.522r/min总效率78.85%设计与计算说明主要结果3.电动机的选择：所需电机功率=3040/78.85%=3855.22w。参考文献 查表20-1，可取Y112M-4型号。额定功率4KW 满载转速1440r/min 额定转矩2.2 最大转矩2.3 质量43Kg中心高H=112mm。外伸轴段D与E为28mm和60mm。3. 转动装置的设计1. 计算总转动比： =1440/46.522=30.953。2. 分配各级转动比为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速转动比和低速转动比为/=1.1-1.5。取1.3链转动比为2-4。取2.4。
3、=30.953可求出=4.095，=3.150，=2.4。3. 各轴转速 =1440r/min=1440/4.095=351.65r/min=351.65/3.15=113.95r/min4. 各轴输入功率 5. 各轴输入转矩 95503.855/1440=25.57N.m 电动机型号Y112M-4各级转动比依次为4.0953.150.2.4转速为1440r/m351.65r/m113.95r/m各轴输入功率为3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各轴输入扭矩25.57N.m设计计算与说明主要结果95503.828/1440=25.39N.m95503.676/
4、351.65=99.83N.m9550 3.530/113.95=295.84N.m95503.215/46.522=660.28N.m以上数据整理如下：项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷轴转速（r/min）14401440351.65113.9546.522功率（KW）3.8553.8283.6763.5303.215转矩（N.m）25.5725.3999.83295.84660.2转动比14.0953.152.4效率0.9930.96030.96030.91084.转动件的设计（一）高速级齿轮的设计1.选择精度，材料，齿数。参考文献（2）第十章一般工作机，速度不高，选7级。小齿轮为40Cr，
5、调质处理，硬度280HBS，大齿轮为45钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选21，大齿轮选85。初选螺旋角14度2.按齿面接触强度计算：即1） 确定各计算值1，试选=1.6，2.由图10-30选取区域系数=2.433。3.由图10-26查得=0.77，=0.93。+=1.7。4.由表10-7选取齿宽系数=1。5.由10-6查得材料影响系数=189.86.由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa=550MPa。25.39N.m99.83N.m295.84N.m660.28N.m精度7级材料40Cr齿数21/85设计计算与说明主要结果应力循环次数。=/2=60
6、14401（1030028）/2=2.0736=/（2）=0.506375由图10-19取接触疲劳寿命系数0.9，0.95取失效概率1%，安全系数为S=1。=/S=0.9600=540MPa。=/S=0.95550=522.5MPa。7.许用接触应力=（+）/2=531.21MPa。2）计算1.=35.55mm 2.V=2.680m/s3.b=35.551=35.55mm=/=h=2.25=2.251.643=3.70mmb/h=35.55/3.70=9.6084. 计算纵向重合度=0.318=0.318121tan14=1.6655.计算载荷系数Ka=1.5由V=2.680m/s，7级精度，
7、由图10-8查得动载系数Kv=1.1由表10-13查=1.33 ，表10-4查=1.415由表10-3查=1.4所以K=KaKv=1.51.11.41.415=3.269按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为设计计算与说明主要结果=45.11计算模数=（45.11cos）/21=2.08mm3.按齿根弯曲强度计算 确定系数K=KaKv=1.51.11.41.33=3.0723由纵向重合度从图10-28查螺旋影响系数=0.88计算当量齿数=22.988=93.05查齿形系数由表10-5查： 由10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为500MPa，大齿轮的为380MPa。由图10-18取弯曲疲劳系数
8、为，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，且为对称循环。=212.5MPa=167.2MPa。计算大小齿轮的，并比较=2.691.575/212.5=0.01994，=2.1941.783/167.2=0.023397。大齿轮数大模数为2.08设计计算与说明主要结果设计计算=1.59mm综合比较可取模数为2.5mm。可满足弯曲强度和接触强度。4.几何尺寸计算 中心距a=136.556mm将中心距圆整为136mm则=其改变不是很大，不必修正。大小齿轮分度圆直径大小齿轮吃宽分别取55mm，60mm。（二）低速级齿轮设计1.选择精度，材料，齿数。一般工作机，速度不高，选7级。小齿轮为40Cr，调质处理，硬度
9、280HBS，大齿轮为45钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选26，大齿轮选82。初选螺旋角14度2.按齿面接触强度计算：即1） 确定各计算值1，试选=1.6，2.由图10-30选取区域系数=2.433。3.由图10-26查得=0.73，=0.88。+=1.61。4.由表10-7选取齿宽系数=1。5.由10-6查得材料影响系数=189.86.由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa模数为1.59最后取2.5中心距为136分度圆直径为53.89218.11齿宽为60557级45钢齿数26/82设计计算与说明主要结果=550MPa。应力循环次数。=/2=603
10、51.651（1030028）/2=0.75955=/（2）=0.24113由图10-19取接触疲劳寿命系数0.91，0.94取失效概率1%，安全系数为S=1。=/S=0.91600=546MPa。=/S=0.94550=517MPa。7.许用接触应力=（+）/2=531.5MPa。2）计算1.=58.02mm 2.V=1.0680m/s3.b=58.021=58.02mm=/=h=2.25=2.252.165=4.8732mmb/h=58.02/4.8732=11.9095. 计算纵向重合度=0.318=0.318126tan14=2.0615.计算载荷系数Ka=1.5由V=1.069m/s
11、，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06由表10-13查=1.40 ，表10-4查=1.42由表10-3查=1.4所以K=KaKv=1.51.061.41.42=3.16092设计计算与说明主要结果按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为=72.827计算模数=（72.872cos）/26=2.718mm3.按齿根弯曲强度计算 确定系数K=KaKv=1.51.061.41.4=3.1164由纵向重合度从图10-28查螺旋影响系数=0.88计算当量齿数=28.462=89.764查齿形系数由表10-5查： 由10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为500MPa，大齿轮的为380MPa。由图
12、10-18取弯曲疲劳系数为，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，且为对称循环。=225MPa=174.8MPa。计算大小齿轮的，并比较=2.541.615/225=0.018232，=2.2181.778/174.8=0.021561。大齿轮数大模数为2.718设计计算与说明主要结果设计计算=2.195mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2.5，可满足弯曲疲劳强度，但为了满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径72.827mm来计算应有的齿数，齿轮1取28，则齿轮2取3.15 28=894.几何尺寸计算 中心距a=150.727mm将
13、中心距圆整为150mm则=其改变不是很大，不必修正。大小齿轮分度圆直径大小齿轮吃宽分别取75mm，80mm。（三）链轮的设计1.取小链轮齿数为17，则大链轮齿数为41。参考文献（2）第九章由表9-7查得Ka=1.4，由9-13查得Kz=1.35。则单排链计算功率为2由=6.67KW，及转速113.95r/min。查图9-11可选20A-1。插表9-1，链条节距为p=31.75mm。3.计算链节数和中心距取=1000mm相应的链节数为取链节数为94模数为2.195最后取2.5齿数为28/89中心距为150分度圆直径为71.79228.21齿宽为8075齿数为17/41设计计算与说明主要结果查表9-7得到中心距系数=0.24814则链的的最大中心距为4 .由v和链号，查图9-14可知采用滴油润滑。5. 有效圆周力： 压轴力系数，则压轴力为N其总的转动比为其误差为0.25%5.轴的设计（一）高速轴 参考文献第15
