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三、计算总传动比及分配各级的传动比……………5

四、运动参数及动力参数计算………………………6

五、传动零件的设计计算……………………………6

六、轴的设计计算……………………………………11

七、键联接的选择及计算……………………………16

八、设计结果……………………………16

设计计算

一、传动方案拟定

1、工作条件：

使用年限8年，，两班工作制，连续单向运转，轻度冲击，

环境温度20摄氏度。

2、原始数据：

输送带拉力F=3600N；

带速V=2.0m/s；

滚筒直径D=300mm；

3、设计方案:

单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×

1000V/πD

=60×

1000×

2.0/π×

300

=127.32r/min

按课本推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×

127.32=763.92~30556.68r/min

符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min

。

二.电动机选择

1、电动机类型的选择：

卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机

2、电动机功率选择：

①传动装置的总功率：

查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为ηη带=090η轴承=098η齿轮=098η联轴器=0.99

η总=η带×

η轴承×

η齿轮×

η联轴器×

η联轴器

=0.90×

0.98×

0.99×

0.99

=0.84

②电机所需的工作功率：

Pd=FV/η滚筒.η传总

=3600×

2.0/1000×

0.90×

0.84

=9.52kW

按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动

比I1=3～6。

取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～24。

故电动机转速范围为

n筒=（6~24）×

3、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4。

其主要性能：

额定功率：

11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.3。

质量79kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=1460/127.32=11.46

2、分配各级伟动比

（1）据指导书，取齿轮i带=2.8（单级减速器i=2~4合理）

（2）∵i总=i齿轮×

i带

∴i带=i总/i齿轮=11.46/2.8=4.1

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n1=n电机=1460r/min

nII=nI/i带=1460/2.8=521.42（r/min）

nIII=nII/i齿轮=521.42/4.1=127.17（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×

η联轴器=9.52×

0.99=9.42KW

PII=PI×

η带=9.42×

0.9=8.48KW

PIII=PII×

η齿轮=8.48×

0.98

=8.14KW

3、计算各轴扭矩（N·

m）

TI=9550PI/nI=9550×

9.42/1460

=61.16N·

m

TII=9550PII/nII

=9550×

8.48/521.42

=173.62N·

TIII=9550PIII/nIII=9550×

8.14/127.17

=611.28N·

五、传动零件的设计计算

㈠.皮带轮传动的设计计算

1）.确定计算功率Pca

由于每天工作时间T=12h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×

P1=1.2×

9.42kW=11.304kW

2）.选择V带的带型

根据Pca,n1由图8-10选择B型V带。

3）.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ

①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm。

②按式（8-13）验算带速:

υ=πdd1nI/（60×

1000）

=π×

125×

1460/60000

=9.55m/s

因为5m/s<

υ<

30m/s,故带速合适。

4）.计算大带轮的基准直径dd2根据式（8-15a）则

dd2=i带×

dd1=2.8×

125=350mm

5）.确定V带的中心距a和基准长度Lo

①根据式0.7（dd1+dd2）<

a<

2（dd1+dd2）算得332.5<

950mm则取ao=500mm②由式（8-22）计算基准长度

Lo≈2a+0.5π（dd1+dd2）+0.25（dd2-dd1）2/a

=2×

500+0.5π×

（125+350）+0.25×

（350-125）2/500

=1771mm≈1800mm　　

6）.验算小带轮的包角α　

由包角公式α≈1800-（dd2-dd1）57.50/a

=1800-（350-125）×

57.50/500=1540>

900

7）.计算带的根数z

①由dd1=125mm和nI=1460r/min，查表8-4a得Po=2.21kW.

根据nI=960r/min，i=2.7和A型V带，查表8-4b得ΔPo=0.46kW

查表8-5得Kα=0.928，查表8-2得K=0.95

则Pr=（Po+ΔPo）Kα×

KL=（2.21+0.46）×

0.928×

0.95kW=2.35kW

②V带根数z=Pca/Pr=11.304/2.35=4.8（根），取整z=5根

8）.计算实际中心距a=ao+0.5（L-Lo）=500+0.5×

（1800-1771）=514.5mm

amin=a-0.015d=514.5-1800×

0.015=487.5

amax=a+0.03d=514.5-1800×

0.03=569.5

9）计算轴上压力

由课本查得q=0.17kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×

11.304/5×

5.03×

（2.5/0.928-1）+0.1×

9.55×

9.55N

=216N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sinα1/2=2×

5×

2161sin154/2

=2104.6

10）.大带轮结构设计

可知dd2>

300mm,则选择轮辐式V带轮。

与大带轮相配的轴直径

大带轮可以采用轮辐式结构，带速>

30m/s用铸铁HT150

轮槽宽度14×

5=70

（㈡.齿轮设计计算

1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②输送机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。

③材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为270

HBS

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者

材料硬度差为40HBS

确定有关参数如下：

传动比i齿=4.1

取小齿轮齿数Z1=26。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=4.1×

26=106.6取整为107

实际传动比I0=107/26=4.115

传动比误差：

i-i0/I=4.115-4.1/4.1=0.375%<

2.5%可用

2）.按齿面接触强度设计

①试选载荷系数Kt=1.3

②计算小齿轮传递的转矩。

由公式T1=95.5×

105P1/n1=95.5×

105×

8.48/521.42=155.314N·

m

③由表10-7选取齿宽系数φd=0.8

（5）许用接触应力[σH]

[σH小]=380+270=650[σH大]=380+0.7×

240=548

[σF小]=150+0.3×

270=236[σF大]=140+0.2×

240=188

故得：

d1≥{670×

670/[σH]2}（kT1（i+1）/φdi）1/3

=77.71mm

模数：

m=d1/Z1=77.71/26=2.98mm

根据课本表9-1取标准模数：

m=3mm

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=3×

26mm=78mm

d2=mZ2=3×

107mm=321mm

齿宽：

b=φdd1=0.8×

78mm=62.4mm去整b=63

取b=35mmb1=40mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本式查表得

Yf1=2.60Yf2=2.22

F1=（2kT1/bm2Z1）bd1m=2σF1×

1.3×

155314×

2.6/63×

78×

3=71.22≤σF小]

σF2=71.22×

2.22/2.60=60.81≤σF大]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=3（26+107）/2=199.5mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×

1000=3.14×

1460/60×

1000

=5.96m/s

4）.几何尺寸计算

①计算分度圆直径。

d1=z1m=26×

3mm=78mm；

d2=z2m=107×

3mm=321mm

②计算中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×

（78+321）mm=199.5mm

齿顶圆直径da1=m（z1+2）=3×

（26+2）=84mm

齿顶圆直径da2=m（z2+2）=3×

（107+2）=327mm

③计算齿轮宽度b=φdd1=0.8×

78mm=62.4mm取整63b2=b1+5=68mm

④齿根圆直径df1=d1-2.5m=78-7.5=70.5mmdf2=d2-2.5m=321+6=327mm

5）.小齿轮结构设计

①轴的直径dmin≥Ao（P/n）1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,

则取Ao=112，dmin=24.7mm，由于轴截面开有键槽，轴径增加

5%～7%，则取d=35mm。

②确定齿轮类型

则采用实心结构齿轮

③参照图10-38设计齿轮结构

D3=1.6d=1.6×

35mm=56mm；

L=（1.2～1.5）d=42～52.5mm，

取L=50mm由于L≥B，则取B=40mm

6）.大齿轮结构设计

①连接大齿轮的轴直径dmin≥Ao（P/n）1/3,查表15-3选择45号钢（调质）,

则取Ao=112，dmin=35.4mm，由于开有键槽，轴径应增加5%～7%取d=40mm。

②确定齿轮类型。

，则采用腹板式结构的齿轮。

③设计腹板式齿轮结构。

六、轴的设计计算

Ⅰ、输入轴的设计计算

1、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）单级减速器中可将齿轮安

排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面

用套筒或者弹性挡圈轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴

承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

d1≥Ao（P1/n1）1/3=（103~126）（9.42/1460）1/3=（19.1~23.4）mm

d2≥Ao（P2/n2）1/3=（103~126）（8.48/521.42）1/3=（26.1~31.9mm

d3≥Ao（P3/n3）1/3=（103~126）（8.14/127.14）1/3=（41.2~50.4）mm

选取联轴器类型

联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩

Tca=KaTIII=1.3×

611.28=794.6N·

mm.

按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T5014-2003

选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000N·

mm,半联轴器

孔径d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器

与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取LⅠ-Ⅱ=110mm

.右段需要制一个轴肩,高约未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×

2mm=58mm

根据《课程设计》，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。

用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。

如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。

考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承

位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.则

因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为15mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，所以

输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为：

50mm，58mm，62mm，66mm，76mm

根据《课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得

δ取10mm,δ1取8mm,

齿轮顶圆至箱体内壁的距离：

△1=10mm

齿轮端面至箱体内壁的距离：

△2=10mm

因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>

1.5~2.0m/s

故轴采用油滴润滑△3=3mm

轴承宽：

33mm

选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mme=12mm

所以可以设计出各段轴的长度，分别为

110mm46mm41mm59mm8mm32mm

⑦轴上零件的周向固定

齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1查得平键

b×

h=18×

11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合

有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用

平键b×

h=14×

9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6

⑧确定轴上圆角与倒角尺寸

查表15-2,轴左端倒角为2×

45o,右端倒角为2×

45o.

轴肩处圆角半径见图纸标注.

轴的校核计算

对于输入轴校核：

TIII=9550PIII/nIII=9550×

Ft=2TIII/d1=611.28/321=3080.8NFr=Fttanα=1386N·

绘制轴受力简图（a）

绘制垂直面弯矩图（b）

FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm

绘制水平面弯矩图（c）

FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4NMC2=FAZL/2=87.232Nm

绘制合弯矩图（d）

MC=（MC12+MC22）1/2=96.046Nm

绘制扭矩图（e）

T=9.55（P1/n1）=61.16Nm

绘制当量弯矩图（f）

Mec=[Mc2+（αT）2]1/2=102.362Nm

校核危险截面C的强度

σe=Mec/0.1d3=49.8MPa<

[σ-1]b

∴该轴强度足够。

六、滚动轴承的选择及校核计算

根据任务书上表明的条件：

载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择深沟球轴承。

由轴径的相应段根据《课程设计》表15-3选择轻窄

（2）系列6212，

滚动轴承的当量载荷为：

∵

＝0，∴

∴X=1；

则

P=fp

=（1.0~1.2）1386=（1386~1663.2）N

查表知C=47.8，根据公式：

L=16667（C/P）ε/n

=16667（47800/1663.2）10/3/127.17

=2.1×

108h

故轴承可以正常工作。

而题目要求的轴承寿命为

<

，故轴承的寿命完全符合要求

七、键连接的选择与计算

输出轴的键连接有两处，一处是大齿轮处的键，一处是联轴器上的键。

1、大齿轮处的键：

查表得普通平键b×

11mm，长为50mm，轴径d=58mm；

TⅢ=611.28N·

mm；

l=L-b=59-11=48mm，则

σp=4TⅢ/dhl

=4×

611280/（58×

11×

48）

=79.84MPa<

[σp]=110MPa

2、联轴器处的键：

9mm，长为50mm，轴径d=50mm；

TⅢ=611.28N·

l=L-b=84-9=75mm，则

611280/（50×

9×

75）

=72.45MPa<

八、设计结果

大带轮：

基准直径350mm

轮槽数：

4

安装轴；

直径26mm，材料45钢

普通V带：

型号B型,基准长度1800mm,根数5根

小齿轮:

1）结构：

实心结构的齿轮

2）材料：

40Gr（调质）

3）尺寸：

模数m=3.0mm，齿数z1=26，分度圆

直径d1=78mm，齿轮宽度B1=63mm

大齿轮:

模锻腹板式结构设计

45号钢（调质）

模数m=3.0mm，齿数z2=107，分度圆

直径d1=321mm，齿轮宽度B2=68mm

4）键的类型：

键18×

11GB/T1096-1979

5）安装要求：

中心距a=199.5mm

电动机:

1）类型:

Y160M1-4

2）主要性能：

11kW，满载转速1460r/min

联轴器：

TL9型弹性柱销联轴器

其公称转矩为1000N·

mm,孔径50mm

轴承：

6212深沟球轴承，d×

D×

B=50×

110×

22mm

参考资料

参考文献

1齿轮手册编委会《齿轮手册》（第二版）北京：

机械工业出版社，2004

2庞振基黄其圣主编.精密机械设计.机械工业出版社

3王昆何小柏汪信远主编机械设计课程设计高等教育出版社

4左宗义冯开平主编工程制图华南理工大学出版社