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V带传动效率η1=0.95
一对滚动球轴承效率η2=0.99
闭式（8级精度齿轮）的传动效率η3=0.97
弹性联轴器效率η
=0.99
η=0.8326
Pr=2.486kw
滑动轴承传动效率η5＝0.97
传动滚筒效率η6=0.96
则总的传动总效率
η0=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6
=0.95×
0.99×
0.97×
0.96
=0.8326
滚筒的转速
所需的电动机的功率
2.3选择电动机
查表2-9-1可知可选Y100L2-4或Y132S-6，比较传
动比及电动机其他数据，
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）
选用Y132S-6型电动机
满载转速960r/min
总传动比
1
Y100L2-4
3.0
1500
1430
13.11
Y132S-6
1000
960
8.74
比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选电动机
Y132S-6型，额定功率3.0kw,同步转速1000r/min,
电动机
H=132mm
外伸轴段
D*E=38mm*88mm
满载转速960r/min。
同时，由表2-18-2查得电动机中心
高H=132mm，外伸轴段D×
E=38mm×
80mm。
3、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i=8.74
3.1传动比的分配
根据表1-2-2，初定V带传动的i01=2.5，
则齿轮传动的传动比为：
i21=i/i10=8.74/2.5=3.50
其中i21>
i10符合
此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺
寸确定后才能确定,并且允许有（3-5%）的误差。
3.2各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：
（电动机轴）
p0=pr=2.486kw
n0=960r/min
T0=9.55*p0/n0=9.55*2.486*1000/960=24.73Nm
1轴：
（减速器高速轴）
P1=p0*η04=p0*η4=2.486*0.95=2.362kw
n1=n0/i0=960/2.5=384r/min
T1=9.55*p1/n2=9.55*2.362*1000/960=58.74Nm
2轴：
（减速器低速轴）
P2=p1*η23=p1*η2*η3=2.461*0.99*0.97=2.268kw
n2=n1/i23=384/3.50=110r/min
T3=9.55*p2/n2=9.55*2.363*1000/110=196.90Nm
3轴：
（即传动滚筒轴）
192.99Nm
P3=p2*η12=p2*η2*η1=*0.99*0.99=2.223kw
n3=n2/i01=110/1=110r/min
T4=9.55*p4/n4=9.55*2.223*1000/109.7=192.99Nm
各轴运动及动力参数
轴序号
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩（N.m）
传动形式
传动比
效率η
2.486
24.73
V带传动
2.5
0.95
2.362
384
58.74
齿轮传动
3.50
0.97*
0.99
2.268
110
196.90
带传动
0.99*
3
2.223
192.99
4、传动零件的设计计算
4.1选择V带的型号（10-8）
因为小轮的转速是960r/min，班制是2，载荷平稳，
A型号带，dd1=100mm.
取Ka=1.1;
Pc=Ka*PrPc=1.1*3=3.3kw
查课本图10-7，可得选用A型号带，ddmin=75mm
查课本表10-4取标准直径即dd1=100mm
4.2验算带速
v=
*dd1*n0/60*1000=5.03m/s；
满足5m/s<
=v<
=25m/s；
4.3确定大带轮的标准直径
dd2=i12*dd1=2.5*100=250mm
取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/dd1=2.5
百分差=0合格
4.4确定中心距a和带长Ld
V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工
作能力；
初定中心距a0
a0=（0.7-2.0）（dd1+dd2）=245~~700mm
暂取a0=350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+
/2*（dd1+dd2）+（dd2–dd1）2/（4*a0）=1265.85
mm;
查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;
由Ld求实际的中心距a,
a=a0+（Ld–Ld0）/2=342mm
4.5验算小轮包角α1
由式α1=180°
-（dd2-dd1）/a*57.3°
=154.87°
>
120°
符合要求；
4.6计算带的根数
Z=Pc/[（P0+ΔP0）*Ka*Kl]
查图10-7可得，P0=1.0kw,ΔP0=0.13kw
查表10-6可得，Kα=0.93
查表10-2，KL=0.93
代入得，z=3.3/[（1.0+0.13）*0.93*0.93]=3.38根;
取z=4；
4.7计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0
F0为单根带的初拉力，
F0=500*Pc/vz*（2.5/Ka-1）+qv2
=500*3.3/（5.03*3）*（2.5/0.93-1）+0.10*5.032
=140.97N
Fr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*140.97*4*sin154.87°
=1100.75N
4.8V带传动的参数
选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，
高度8.0mm，共四根长1250mm，Fr=1100.75N，
带轮中心距为342mm，实际传动比为2.5。
5、减速器内传动零件的设计计算
5.1选择材料
小齿轮45钢调质处理齿面硬度217-255HBS
大齿轮ZG310-570钢正火处理齿面硬度156-217HBS
计算应力循环次数
N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（8*300*16）
=1.11*109
N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108
查图11-14，ZN1=1ZN2=1.07（允许一定点蚀）
由图11-15，ZX1=ZX2=1.0，
=690Mpa
=440Mpa，
取SHmin=1.0
计算许用接触应力
因
，故取
5.2按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=58740N·
mm
初取
，由表11-5得
，
;
取
=2.5；
由式（11-17）计算中心距a
取中心距a=140（表2-11-2R40系列，且在130—
160ｍｍ之间）
估算模数mn=（0.007~0.02）a=（0.98-2.8）mm
取标准模数m=2mm。
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
z2=uz1=3.5*31.11=108.88
取z1=31，z2=109
实际传动比
传动比误差
a=m*（z2+z2）/2=140mm
齿轮分度圆直径
d1=mz1=62mm
d2=mz2=218mm
圆周速度
由表11-6，选齿轮精度8级。
5.3验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由表11-3,取KA=1.0
由图11-2a，
按8级精度和
得Kv=1.11齿宽
由图11-3a，按b/d1=56/62=0.903,考虑轴的刚度较
大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.04。
由表11-4，得Kα=1.2
载荷系数
K=KAKVKβKα=1.0*1.04*1.04*1.2=1.298
由图11-4得：
查图11-6可得，
由式11-16,计算齿面接触应力
故安全。
5.4验算齿根弯曲疲劳强度
按z1=31z2=109由图11-10得YFa1=2.54,YFa2=2.20
由图11-11得YSa1=1.63,YSa2=1.80
由图11-12得：
Y
=0.69
由图11-16b，得
由图11-17，得Y
=1.0，Y
=1.0
由图11-18得Y
=Y
取Y
=2，S
=1.4
由式11-25计算许用弯曲应力
由式11-12齿根弯曲应力
5.5齿轮主要几何参数
z1=31,z2=109,u=3.5,m=2mm,β0=0,
d1=mz1=62mm,d2=mz2=218mm,
da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,
da2=d21+2ha*m=218+2*1*2=222mm,
df1=d1-2（ha*+c*）m=62-2*（1+0.25）*2=57mm,
df2=d2-2（ha*+c*）m=218-2*（1+0.25）*2=213mm,
a=（d1+d2）/2=140mm
齿宽b2=b=56mm,b1=b2+（5~10）=64mm
6、轴的设计计算
6.1高速轴的设计计算
（1）初步估定减速器高速轴外伸段轴径
取A=120
受键槽影响加大%5取ｄ＝23mm
（2）确定减速器高速轴各段轴径
d1=23mmd2=23+（5-8）=28-31mm取d2=30mm
d3=35mmd4=d3（1-3）=36-38mm取d4=38mm
d5=d3=35mm
（3）选择高速轴的轴承
根据低速轴d=35mm表2-13-1选择轴承型号为（GB/T276
-1994）-6207其D=72mmB=17mm
（4）选择高速轴的轴承盖
轴承外径D=72mm螺钉直径d3=8mmd2=d3+1=9mm
D0=D+2.5d3=92mm
D=D1+2.5d3=112mm
e=1.2d3=9.6mm（取e1=10mm）e1≥e
D1=D-（3-4）=（68-69）mm取D1=68mm
D4=D（10-25）=（57-62）mm取D4=60mm
b=5-10mm取b=6mm
h=（0.8-1）b=4.8-6mm取h=5mm
6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择
（1）d=（0.8-1.0）d电机=（0.8-1.0）*38=30.4-38mm
初步选定减速器低速轴外伸段直径
（2）选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85）
名义转矩T3=196.90Nm
计算转矩为TC=KT3=1.5×
196.90=295.35N·
m
公称扭矩TN=630N·
m>
Tc=295.35N·
m
查表2-14-1LH3号联轴器满足要求TN=630N.m
TN>
Tc
其轴孔直径d=30-48mm能满足减速器
轴径要求[n]=5000r/min>
n=110r/min;
由表查得，
轴孔长度L=60mm;
（3）最终确定减速器低速轴外伸段直径
受键槽影响加大５％,取ｄ＝35mm
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
（4）确定减速器低速轴各段轴径
d1=35mmd2=d1+（5-8）=（40-43）mm取d2=42mm
d3=50mmd4=d3+（1-3）=（51-53）mm取d4=53mm
轴环直径d5=60mmd6=d3=50mm
（5）选择低速轴的轴承
根据低速轴d3=50mm查表2-13-1选择轴承型号为
（GB/T276-1994）-6210
主要参数D=90mmB=20mmda=57mmDa=83mm
（6）选择低速轴的轴承盖
轴承外径D=90mm螺钉直径d3=8mmd2=d3+1=9mm
D0=D+2.5d3=110mm
D2=D0+2.5d3=130mm
e=1.2d3=9.6mm（取e1=10mm）e1≥e
D1=D-（3-4）=（86-87）mm取D1=86mm
D4=D-（10-15）=（75-80）mm取D4=76mm
b=5-10mm取b=6mm
7、低速轴的强度校核
1）作用在齿轮上的作用力：
圆周力
轴向力
径向力
转矩
2）支座反力：
A垂直面支反力
因L1=L2=L=60mm
RAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5NRAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2
=903N
B水平支反力
3）求弯矩：
MCY=RAY*L=328.5*0.060=19.71N·
MCZ=RAZ*L=903*0.060=54.18N·
4）求转矩：
T=T3=196.90N·
5）求当量弯矩：
该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6
C点左边：
C点右边：
D点：
6）校核轴的强度
由以上分析可见，C点的当量弯矩最大，而D点轴
径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。
由45钢（调质处理）
查表13-1得
查表13-2得
。
C点轴径
因为有一个键槽
该值
小于原设计该点处轴径52mm，故安全。
D点轴径
小于原设计该点处轴径40mm，故安全。
8、滚动轴承的选择及其寿命验算
选择一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核：
8.1确定轴承的承载能力
查课本表14-16，轴承6210的
=19800N，c=27000N.
8.2计算径向支反力
8.3计算当量动载荷
由于轴承承受纯径向载荷，所以
P1=R1=960.9N
P2=R2=960.9N
8.4寿命校核
查课本表14-8、14-9，取fp=1.2,ft=1.0
P1=P2=R1=R2=960.9N
故深沟球轴承6210适用。
9、键联接的选择和验算
低速轴上键的选择与验算
9.1低速轴
键的材料类型
45号钢A型普通平键联轴器材料为钢
（1）齿轮处
键和齿轮材料为钢，载荷平稳，齿轮处轴径d4=53mm
查表9-6得
选择A型普通平键16×
10GB1096-79型，其参数为
R=b/2=8mm，h=10mm
L：
45—180根据齿轮处轴长54mm取L=47mm,
由表9-7，查得
，故安全。
9.2高速轴
查表9-6，由d=23，
选择A型普通平键8×
7，GB1096-79,其参数为
R=b/2=4mm，h=7mm
L:
18-90mm,根据外伸轴长48mm
取L=40mm。
查得
，故安全
10、减速器的润滑及密封形式选择
1减速器的润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂型号
GB/T492-89。
2油杯选择
型号JB/T7940.1-1995d=M10×
1H=18h=10h1=7
S=11
3密封圈：
密封圈采用毡圈油封，
型号JB/ZQ4606-86
低速轴选用d2=45mmD=53mmd1=59mmB=7mm
高速轴选用d2=30mmD=45mmd1=29mmB=7mm
4通气器
由于工作环境清洁，选用通气螺塞
11、指导参考书
陈良玉王玉良等着<
<
机械设计基础>
东北大学出版社2000
孙德志王春华等着<
机械设计基础课程设计>
东北大学出版社2000
孔德志张伟华等着《机械设计基础课程设计》
科学出版社2006
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