目录
一、设计任务书 (1)
初始数据 (1)
设计步骤 (2)
二、传动装置总体设计方案 (2)
#
传动方案特点 (2)
计算传动装置总效率 (3)
三、电动机的选择 (3)
电动机的选择 (3)
确定传动装置的总传动比和分配传动比 (4)
四、计算传动装置的运动和动力参数 (5)
五、V带的设计 (5)
六、齿轮传动的设计 (8)
:
高速级齿轮传动的设计计算 (8)
低速级齿轮传动的设计计算 (12)
七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (15)
高速轴的设计 (15)
中速轴的设计 (20)
低速轴的设计 (26)
八、键联接的选择及校核计算 (31)
高速轴键选择与校核 (31)
~
低速轴键选择与校核 (31)
九、轴承的选择及校核计算 (31)
高速轴的轴承计算与校核 (31)
中速轴的轴承计算与校核 (32)
低速轴的轴承计算与校核 (33)
十、联轴器的选择 (33)
十一、减速器的润滑和密封 (34)
减速器的润滑 (34)
|
减速器的密封 (35)
十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸 (35)
附件的设计 (35)
箱体主要结构尺寸 (37)
设计小结 (38)
参考文献 (38)
…
一、设计任务书
初始数据
设计带式运输机的传动装置，连续单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，运输带允许误差为5%。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。
装置总体设计方案
2、电动机的选择
3、计算传动装置的运动和动力参数
4、V带的设计
5、齿轮传动的设计
|
6、传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7、键联接的选择及校核计算
8、轴承的选择及校核计算
9、联轴器的选择 10、减速器的润滑和密封
11、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
，
传动方案特点
1.组成：传动装置由电机、V 带、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：考虑到电机转速高，V 带具有缓冲吸振能力，将V 带设置在高速级。选择Vdai 传动和二级圆柱齿轮减速器。
计算传动装置总效率
5433
21ηηηηηη????=a
Vdai 效率：10.96η=
球轴承（每对）：99.02=η（共四对，三对减速器轴承，一对卷筒轴承）
#
圆柱齿轮传动：30.98η=（精度7级） 弹性联轴器：40.99η=（1个） 传动卷筒效率：50.96η=
电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:
4242123450.960.990.980.990.960.842
ηηηηηη=????=????= （存在问题）
三、电动机的选择
电动机的选择：
工作机的功率p
w
:
P w =
F×V
1000
= 1750×1000=
电动机所需工作功率为:
P d =
p
w
ηw
= =
工作机的转速为:
n w =
60×1000V
π×D
=60×1000×(π×300)= r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i
=2～4，二级圆柱轮减速器传动比i=9～25，则总传动比合理范围为ia=18～100，电动机转速的可选范围
为n
d = ia×n
w
= (18～100)×= ～4777r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺
寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率为,满载转速n
m
=1420r/min，同步转速1500。
电动机主要外形尺寸：
!
确定传动装置的总传动比和分配传动比
(一)确定传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝n m /n w ＝1420/＝
为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i 0=2，则减速器的传动比为：
a
i i i ==2= （二）分配减速器的各级传动比
由于减速箱是展开布置，所以21)5.1~3.1(i i =，取高速级传动比121.4i i =，由21221.4i i i i =?=得低速级传动比为2 1.4
i
i ==1/2=。 从而高速级传动比为121.4i i ==×=。
《
表4-1（传动比分配）
四、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
高速轴：n 1 = n m /i 0 =1420/2 = 710r/min 中速轴：n 2 = n 1/i 12 =710/ = min
$
低速轴：n 3 = n 3/i 23= = min 工作机轴：n 4 = n 3 = min （2)各轴高速功率:
高速轴：P 1 = P d × = × = KW
中速轴：P 2 = P 1×
= ×× =
总传动比 电机满载转速 高速轴-中速轴 中速轴-低速轴
卷筒转速
i =
1420r/min
(
12i =
23i =
min
低速轴：P 3 = P 1× = ×× =
工作机轴：P 4 = P 3×
×
= ×× =
(3)各轴高速转矩:
|
高速轴：T 1=9550×1
1
P n =9550×710=·m 中速轴：T 2=9550×2
2
P n =9550×=·m 低速轴：T 3=9550×
3
3
P n =9550×=·m 工作机轴：T 4=9550×
4
4
P n =9550×=·m 轴名称
功率(KW)
转速(r/min)
转矩(N ·m)
[
高速轴
710
中速轴
；
低速轴
卷筒轴
—
五、V 带的设计
1.确定计算功率P ca
由表查得工作情况系数K A = ，故
P ca = K A P d = × kW =
2.选择V 带的带型
根据P ca 、n m 由图选用A 型。
>
3.确定带轮的基准直径d
d
并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径d
d1。由表取小带轮的基准直径d
d1
=100mm。
2）验算带速v。按课本公式验算带的速度
V=
πd
d1
n
m
60×1000
= π×100×1420/(60×1000)=s
因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径
d d2 = i
d
d1
=2×100 = 200 mm
根据课本查表，取标准值为d
d2
=200mm。
~
4.确定V带的中心距a和基准长度L
d
1）根据课本公式，初定中心距a
= 400 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度
L d0≈ 2a
+
π
2
(d
d1
+d
d2
)+
(d
d2
-d
d1
)2
4a
=
2×400+π×（100+200）/2+(200-100)2/(4×400)≈ mm
由表选带的基准长度L
d
=1430mm。
3）按课本公式计算实际中心距a
。
a ≈ a
0 + (L
d
- L
d0
)/2 = 400+ (1430 - /2 mm ≈
/
按课本公式，中心距变化范围为 mm。
5.验算小带轮上的包角α
1
α
1≈ 180°- (d
d2
- d
d1
)×°/a
= 180°-（200- 100)×°/≈°> 120°6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率P
r
。
由d
d1 =100mm和n
m
=1420r/min，查表得P
=。
根据n
m =1420r/min，i
=2和A型带，查表得 P
= kW。
`
查表得K = ，查表得K
L
= ，于是
P r = (P
+P
)K K
L
= + ×× kW =
2）计算V带的根数z
z = P
ca /P
r
==
取3根。
7.计算单根V带的初拉力F
由表查得A型带的单位长度质量q = kg/m，所以
F
= 错误!
、
= 500×（）××3×+×=
8.计算压轴力F
P
F P = 2zF
sin(α
1
/2) = 2×3××sin2) =
9.主要设计结论
带型A型根数3根
/
小带轮基准直径
dd1
100mm 大带轮基准直径
dd2
200mm
V 带中心距a
带基准长度Ld
1430mm \
小带轮包角α1 °
带速
s
单根V 带初拉力F0
压轴力Fp
六、）
七、
齿轮传动的设计
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z 1 = 22，大齿轮齿数z 2 =103，则齿数比（即实际传动比）为21u z z ==103/22=与原要求仅故可以满足要求。 （4）压力角
= 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
d
1t
≥ 3
2K
Ht T 1ψ d ×u±1u ×? ??
???Z H Z E Z
ε[σ H ]2
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数K Ht = 。 ②计算小齿轮传递的转矩
T 1 = 9550×
1
1
p n =9550×710= N/m ③选取齿宽系数φd =。 ④由图查取区域系数Z H = 。
&
⑤查表得材料的弹性影响系数Z E = MPa 1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[
H
]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1
= 600MPa 、
Hlim2
= 550 MPa 。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N 1 = 60nkt h = 60×710×1×1×8×300×8 = ×109 大齿轮应力循环次数：N 2 = 60nkt h = N 1/u = ×109/ = ×108 查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 、K HN2 = 。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
—
[
H ]1
= K
HN1σ
Hlim1S
= 错误!=593MPa [
H ]2 =
K
HN2σ
Hlim2
S
= 错误!=549MPa 取[
H
]1和[
H
]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[
H
] = [
H
]2 =549MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d
1t
≥ 3
2K
Ht T 1ψ d ×u+1u ×? ??
???Z H Z E Z
ε[σ H ]2
= （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
）
①圆周速度v
v =
πd
1t
n
1
60×1000
=π××710/(60×1000) = m/s
②齿宽b
b = φ
d d
1
=×44= 取50 mm （存在问题）
2）计算实际载荷系数K
H
①由表查得使用系数K
A
= 1。
②由图查得动载系数K
V
= 。
③齿轮的圆周力
<
F t1 = 2T
1
/d
1
= 2×1000×44 = N
查表得齿间载荷分配系数K
H
= 1。
查表得齿向载荷分配系数K
H
= 。则载荷系数为：
K H = K
A
K
V
K
H
K
H
= 1××1× =
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d 1 = d
1t
3K
H
K
Ht
= ×错误! =×=44mm
及相应的齿轮模数
:
m = d
1/z
1
= 44/22 = 2 mm 模数取为标准值m = 2 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径
d
1
=z1×m=22×2=44 mm
d
2
= z2×m=103×2=206 mm （2）计算中心距
a =
()z1+z2m
2
=（22×103）×2/2= 125mm
中心距圆整为a = 125 mm 。
'
（3）计算齿轮宽度
b = φ d d
1
= 50 mm
取b 1 = b2+(5~10)=56 mm 、b 2 = 50 mm 。
齿轮
压力 角
模数
中心
]
距
齿数 比
齿数
分度圆 直径
齿宽
小齿轮 @
20°
2
125
22 44 56
大齿轮 103 206 50
{
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
F = 1
b []2F S E F Y Y d T
m K Y αασ???≤????≤ [F
]
1）K 、T 、m 、和d1同前 齿宽b=b2=50mm
齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa
查表得： Y Fa1 = Y Fa2 = Y Sa1 = Y Sa2 =
'
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1
= 500 MPa 、
Flim2
= 380 MPa 。
由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 、K FN2 = 取安全系数S=，得
[
F ]1 =
K
FN1σ
Flim1
S
= 错误! = 300 MPa [
F ]2
= K
FN2σ
Flim2S
= 错误! = MPa F1 =
2K F T 1Y Fa Y Sa Y εY
β
cos 2βφ d m 3n z 21
=2×××1000×××23×222) = ≤ [
F
]1
\
F2
= 2K F T 1Y Fa Y Sa Y εY
βcos 2βφ d m 3n z 21
=2×××1000×××23×222) = ≤ [
F
]2 (存在问题)
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
低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z 3= 26，大齿轮齿数z 4=87，则齿数比（即实际传动比）为
43u z z ==87/26=与原要求仅故可以满足要求。
（4）压力角 = 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
d
1t
≥ 3
2K
Ht T 2ψ d ×u+1u ×? ??
???Z H Z E Z
ε[σ H ]2
1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数K Ht = 。 ②计算小齿轮传递的转矩
￥
T 2 = 9550×
2
2
p n =9550×= N/m ③选取齿宽系数φd =。 ④由图查取区域系数Z H = 。
⑤查表得材料的弹性影响系数Z E = MPa 1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[
H
]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1
= 600MPa 、
Hlim2
= 550 MPa 。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N 3 = 60nkt h = 60××1×1×8×300×8 =×109
—
大齿轮应力循环次数：N 4 = 60nkt h = N 3/u =×109/= ×108 查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 、K HN2 = 。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[
H ]1 =
K
HN1σ
Hlim1
S
= 错误!=593MPa [
H ]2 =
K HN2σ
Hlim2
S
= 错误!=549MPa 取[
H
]1和[
H
]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[
H
] = [
H
]2 =549MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
#
d 1t ≥
32K
Ht
T
2
ψ
d
×
u+1
u
×
?
?
?
?
?
?
Z
H
Z
E
Z
ε
[σ
H
]
2
=
（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①圆周速度v
v =
πd
1t
n
2
60×1000
=π××(60×1000) = m/s
②齿宽b
b = φ
d d
1
=×78=68 mm
2）计算实际载荷系数K
H
-
①由表查得使用系数K
A
= 1。
②由图查得动载系数K
V
= 。
③齿轮的圆周力
F t2 = 2T
2
/d
3
= 2×1000×78 = N
查表得齿间载荷分配系数K
H
= 1。
查表得齿向载荷分配系数K
H
= 。则载荷系数为：
K H = K
A
K
V
K
H
K
H
= 1××1× =
*
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d 3= d
1t
3K
H
K
Ht
= ×错误! =×=78mm
及相应的齿轮模数
m = d
3/z
3
= 78/26 = 3 mm 模数取为标准值m =3 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径 d 3 =z 1×m=26×3= 78 mm d 4 = z 2×m=87×3= 261mm
$
（2）计算中心距
a =
()z1+z2m
2
=（26+87）×3/2= mm
中心距圆整为a = mm 。 （3）计算齿轮宽度
b = φ d d
1
= 68mm
取b 3 = b4+(5~10)=76 mm 、b 4= 68 mm 。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件
《
F =
1
b []2F S E F Y Y d T
m K Y αασ???≤????≤ [
F
]
2）K 、T 、m 、和d1同前 齿宽b=b2=68mm
齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y Sa
查表得： Y Fa1 = Y Fa2 = Y Sa1 = Y Sa2 = 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1
= 500 MPa 、
Flim2
= 380 MPa 。
由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 、K FN2 =
、
取安全系数S=，得
[
F ]1 =
K
FN1σ
Flim1
S
= 错误! = 300 MPa
[
F ]2 =
K
FN2σ
Flim2
S
= 错误! = MPa F1
= 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εY
βcos 2βφ d m 3n z 21
=2×××1000×××××23×262) = ≤ [
F
]1
F2 =
2K F T 2Y Fa Y Sa Y εY
β
cos 2βφ d m 3n z 21
=2×××1000×××××23×262)
"
= ≤ [F
]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计
高速轴的设计
(1)确定轴的最小直径
选取轴的材料为40Cr 调质处理，按教材及轴的材质取A0=120，则得： 1
3
min 1
p d A n ==120×710)1/3=
~
由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，取d1=19mm 。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 d1段直径和长度设计：
为了满足大带轮的轴向定位要求，d1轴段右端需制出一轴肩，故取d2段的
直径d 2 = 22mm ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 19mm 。
大带轮宽度B = 40mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴端
面上，故I段的长度比大带轮宽度B短一些，现取L1 =38mm，孔径d1=19mm。d2段直径和长度设计
-
轴承靠轴肩轴向定位，按要求h>，取 h=则 d2=22mm。箱体设计
时的箱体壁距凸台外测的距离L=，垫圈厚度δ1=2mm，端盖厚度
δ2=13mm，伸进长度为32mm。所以L2=45mm
d3段直径和长度设计
d3与d7段的结构尺寸相同，是轴承位置d3=25mm，d3段口装有深沟球轴承，由于该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用6305型号其尺寸为；D×P×d=62×17×25，轴段L3=
d4段直径和长度设计
由于该轴为齿轮轴设计，该段为过渡结构，则d4=32mm。L4 =。
d5段直径和长度设计
(
小齿轮直径d5=48mm,L5=56mm
d6段直径和长度设计
d6段的结构为过渡尺寸，没有实际意义，只是为了和轴承配合的面加工的时候分开，这段到时因为还需要套筒定位，因此我们这段的尺寸定为32mm，长度为4mm。
d7段直径和长度设计
d7段直径和长度设计同d3，d7=25mm,L7=26mm。
高速轴总长度为276mm。