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1、目 录一、设计任务书11.1 初始数据11.2 设计步骤1二、传动装置总体设计方案22.1 传动方案特点22.2 计算传动装置总效率2三、电动机的选择23.1 电动机的选择23.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比3四、计算传动装置的运动和动力参数4五、齿轮传动的设计5六、传动轴和传动轴承及联轴器的设计196.1 输入轴的设计196.2 中间轴的设计246.3 输出轴的设计28七、键联接的选择及校核计算327.1 输入轴键选择与校核327.2 输出轴键选择与校核32八、轴承的选择及校核计算338.1 输入轴的轴承计算与校核338.2 中间轴的轴承计算与校核348.3 输出轴的轴承计算与校核3
2、5九、联轴器的选择35十、减速器的润滑和密封3610.1 减速器的润滑3610.2 减速器的密封37十一、减速器附件及箱体主要结构尺寸3811.1 附件的设计3811.2 箱体主要结构尺寸40设计小结41参考文献41一、设计任务书1.1 初始数据设计二级圆柱齿轮减速器，连续工作，单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，小批量生产。工作年限：8年，每天工作班制：1班制，每年工作天数：300天，每天工作小时数：8小时。三相交流电源,电压380/220V。运输带拉力F（KN）1.8运输带工作速度V（m/s）2.35卷筒直径D（mm）3401.2 设计步骤1、传动装置总体设计方案2、电动机的选择3、计算
3、传动装置的运动和动力参数4、齿轮传动的设计5、传动轴和传动轴承及联轴器的设计6、键联接的选择及校核计算7、轴承的选择及校核计算8、联轴器的选择9、减速器的润滑和密封10、减速器附件及箱体主要结构尺寸二、传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：二级圆柱齿轮减速器。2.2 计算传动装置总效率弹性联轴器：球轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度7级）传动滚筒效率：电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:三、电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率pw:Pw= 1
4、.82.35/1000=4.23KW电动机所需工作功率为:Pd= 4.23/0.868=5.02KW工作机的转速为:nw = 6010002.35/(340)=132.07 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比i=925，电动机转速的可选范围为nd = ianw =(925)132.07= 2377.2613207r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132S1-2的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=2900r/min，同步转速2900r/min。电动机主要外形尺寸：3.2 确定传动装置的总传动比和分
5、配传动比 (一)确定传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为nm/nw2900/132.07i9 则减速器的传动比为：i （二）分配减速器的各级传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为(12.95/1.4)1/2=3.04。从而高速级传动比为1.43.04=4.26。表4-1（传动比分配）总传动比电机满载转速输入轴-中间轴中间轴-输出轴滚筒转速12.952900r/min=4.26=3.04132.07r/min四、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速: 输入轴：n1 = nm=1705.88r/min 中间轴：n2 =
6、n1/i12 =1705.88/4.26 = 400.44r/min 输出轴：n3 = n3/i23= 400.44/3.04= 131.72r/min 工作机轴：n4 = n3 = 131.72r/min（2)各轴输入功率:输入轴：P1 = Pdh1 = 5.020.99 = 4.82 KW中间轴：P2 = P1h2h3 = 4.820.990.98 =4.68KW 输出轴：P3 = P1h2h3 = 4.680.990.98 =4.54KW 工作机轴：P4 = P3h2h2h4h5 = 4.540.990.990.990.96 =4.23KW(3)各轴输入转矩:输入轴：T1=9550=95
7、50 4.82/1705.88=26.98Nm中间轴：T2=9550=95504.68/400.44=111.61Nm 输出轴：T3=9550=95504.54/131.72=329.16Nm工作机轴：T4=9550=95504.23/131.72=306.68Nm轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(Nm)输入轴4.82 1705.8826.98中间轴4.68400.44 111.61输出轴4.54131.72329.16卷筒轴4.23131.72306.68五、V带的设计1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.15.02 kW =
8、5.52 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 100 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度V带=1002900/(601000)=15.18m/s 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z P0 基本额定功率 P0=1.61(kW)P1额定功率的增量 P0=0.02(kW)包角修正系数K=0.95长度系数 KL=1.025.52/1.61=3.43取Z=4根7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0 =
9、 = 80.16 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 891.75 N9.主要设计结论带型A型根数5根小带轮基准直径dd1100mm大带轮基准直径dd2180mmV带中心距a400.7mm带基准长度Ld1245mm小带轮包角1168.56带速15.18 m/s单根V带初拉力F080.16N压轴力Fp891.75N六、齿轮传动的设计6.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 24，大
10、齿轮齿数z2 = 103。则齿数比（即实际传动比）为103/24=4.29与原要求仅(4.29-4.26)/3.5100%=0.7%5%故可以满足要求。（4）初选螺旋角b = 14。（5）压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 26.98 N.m选取齿宽系数d =1.19。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = ar
11、ctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos24cos20.561/(24+21cos14) = 29.982aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos103cos20.561/(103+21cos14) = 26.57端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 24(ta400.44.982-tan20.561)+103(tan26.57-tan20.561)/2 = 1.78轴向重合度：eb
12、= dz1tanb/ = 124tan(14)/ = 1.905重合度系数：Ze = = =0.72由式可得螺旋角系数Zb = = = 0.985计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 601705.881183008 = 1.97109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.97109/4.29 = 4.62108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.88。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 484 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 484 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 =21.626.981000/1(4.29+1)/4.29(2.44189.80.671/484)21/3 = 44.54mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = =44.541705.88/(6010
