1、目录一、传动方案简图1二、传动方案分析1三、电动机的选择21、选择电动机类型22、选择电动机功率23、确定电动机转速3四、传动装置运动及动力参数计算31、各轴的转速42、各轴的输入功率43、各轴输入转矩4五、传动零件的设计计算51、带传动的计算52、齿轮计算8六、轴的计算111、选择轴的材料、确定许用应力112、按扭转强度估算轴径113、设计轴的结构并绘制结构草图H4、按弯钮合成强度校核轴径125、绘制轴的零件图14七、滚动轴承的选择和计算151、当量动截荷152、计算所需的径向额定动载荷163、选择轴承的型号16八、键连接的选择和计算16九、联轴器的选择16十、润华方式、润滑牌号及密封装置的
2、选择17H-一、参考材料17一、传动方案简图二、传动方案分析高速级采用带传动，由于带传动属于揉性传动，平稳性好，噪音小，可缓冲吸振，过载时带会在带轮上打滑从而起到保护其他传动件受到损坏的作用。带传动允许较大的中心距，结构简单，制造安装和维护方便且本钱低，承载能力小宜分布在高速级，由于带和带轮之间存在滑动,传动比不能严格保持不变,带传动的效率较低，带的寿命一般较短，不宜在易燃易爆场合下工作。低速级采用齿轮传动，齿轮传动传递动力大、效率高、寿命长、工作平稳、可靠性高，能保证恒定的传动比，能传递成任意夹角两轴间的传动，但其制造安装精度，要求较高，因而造本钱较高，不宜做轴间距离过大的传动，因此安装在低
3、速级，设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效等，合理地确定设计准侧，以保证齿轮传动有足够的承载能力。除此之外还可以采用链传动，开式齿轮传动和闭式齿轮传动，但链传动在传动中有一定的动载荷和冲击，传动平稳性差，工作时有噪音，故高速级不宜采用链传动开式齿轮传动。闭式齿轮传动精度高，适于布置在高速级，由于设计任务书要求，故采用带传动和齿轮传动。三、电动机的选择1、选择电动机类型按的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、选择电动机功率电动机功率的选择直接影响到电动机的工作性能和经济性能的好坏，如果所选电动机的功率小于工作要求，那么不能保证工作机正常工作，使电动机经常过载而是提早损坏
4、如果电动机的功率过大那么电动机经常不能满载而行，功率因数和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。工作所需的电动机输出功率为：P=FV(1000JPd=FV/(1000IU)电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为：n11111112113111115116式中：n1口2口3.n、5.只6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及滚筒的效率，取n尸0.96、口2二0.99、3=0.97.产0.97、H5=0.98、116=096那么：n.w=0.960.990.970.970.98X0.96=0.83所以:Pw=FV(100onJ=1900*1.25/(1000*0.
5、96)=2.47KWPd=FV/(100onJ=1900*1.25/(1000*0.83)=2.86KW3、确定电动机转速滚筒轴的转速为：nw=60*1000*l.25/(3.14*400)=59.7rmin按推荐的合理传动范围，取V带传动比i=24,单级齿轮传动比i=35,那么合理总传动比范围i=620,故电动机转速可选范围为：rld=i.r1.w-(620)X59.7r/minnd=3581194rmin符合这一范围的同步转速有750rmin1000rmin,根据计算出的容量,选择电动机型号为Y132S-6所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表：中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴
6、伸尺寸装键部位尺寸H1.X(AC2+D)XADAXBDDXEFXGD132515X345X315216X1781238X8010X41四、传动装置运动及动力参数计算为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速功率和转矩。1、各轴转速I轴：m=%=11n=305.73rmini13.14II轴：11-=73r/mjn_76.43r/milli4滚筒轴：nw=n=76.43rmin2、各轴的输入功率I轴：Pi=Pd.o=2.860.96=2.75kwII轴:Pn=P1,n12=2.750.990.97=2.64kw滚筒轴：Pn1.Pn.H232.64X0.97=2.56kw3、各轴输入转矩计算电
7、动机轴的输出转矩1.：Td=9550Pdm=9550X2.86/960=28.45N.m计算其余轴的转矩如下：I轴：Ti=Td.io.11oi=Tddmin=63mm大带轮基准直径为：dd2=ddl.i0=150x3.14mm=471mm由于：T,1=329.43N.m；T,ll=319.55N.m由机械设计根底P75表6-7差得K=1.3而P=3.72kw,那么按表6-2选取标准值dd2=475mm那么实际传动比i，从动轮的实际转速为：i=dd2ddl=476150=3.1611=noi=96O3.16=303.80r/min从动轮的转速误差率为：(303.80-305.73)/303.8=
8、0.6%(在5%以内为允许值)(4)验算带速VV-Md&60*10007.5m/s(带速在525ms范围内)(5)确定带的基准长度1.d和实际中心距a按结构设计要求初定中心距ao=7OOmm1.o=2ao-(ddidd2)-*(dd2-d()2/4do2=2X700+*U50+475)+(475T50)24*700)mm2二2419mm选取基准长度1.d=2500mm计算实际中心距a：aao+(1.d-U)/2=700+40.5=740.5mm中心距a的变动范围为：ami11=a-0.0151.d=740.5-0.0152500=703mmamax=a+0.0031.d=740.5+0.03
9、2500=815.5mm(6)效验小带轮包角1-180o-(dd2-ddl)aj57.3o=180-(475-150)700X57.3=153.3120符合要求(7)确定V带根数ZzPcKaKl(PoPo)根据ddi=150mm,11=960rmin查表6-5用内插法得：P0=1.7+(2.02-1.7)*(960-800)/(980-800)二1.98妹W取P0=I.98kw功率增量：APO=Kb*nl(l-lKi)由表6-6查得APo=O.15kw由表6-3查得带的修正系数K1.=1.07由表6-7查得包角系数Ka=O.95那么普通V带根数为：z3.718(1.98+0.15)*0.95*
10、1.07=l.717圆整为Z=2根(8)初拉力F。及带轮轴上的压力FQ由表6-1查得普通B型V带的每米长质量q=0.17kgm5OOpc(2.5J,=500*3,72*f-11+0.17*7,5*7.5=211.76N2*7.5(0.95)作用在轴上的压力FQ为：FQ=2ZF0sin-=22X211.76XSinl26.8N(9)带轮的结构设计(10)设计结果选用2根普通B型V带(GB/T11544-1997),中心距二740.5mm带轮直径ddi=150mm,dd2=475mm,轴上压力Fq=826.8N2、减速器齿轮计算(以下未注明公式均来自机械设计第八版)(1)选择齿轮材料及精度等级小齿
11、轮选用45钢调质，硬度为217255HBS,大齿轮选用45钢正火，硬度为169217HBS,由表7-7选取8级精度，要求外表粗糙度Ra3.26.3um；选小齿轮齿数z=24,大齿轮齿数Z2=24*4=96；初选螺旋角=14(2)按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即确定公式内的各计算数值1）试选（=1.3；由图10-30选取区域系数。Zh=2.4332）由图10-26查得%=0.78应2=087,那么af+yl.65;因单级齿轮传动比为非对称布置，而齿轮面又为软齿面，取d=l03）计算接触疲劳许用应力（失效概率1除平安系数S=I）SS式中KN一接触疲劳寿命系数，查机械设计图10-19,得
12、KM=O9KW2=O95%nm一接触疲劳强度极限,查机械设计图10-2Id查得%li11d=55OMP;%同2=500MP4那么%I=Km=MPa=495MPa;s11KHN，bliin20.95500.d11cDw=MPa=475MPas14)许用接触应力。口=叨；叨=甯些MPa=485M&5）小齿轮转矩T1=85.76N.m=85760N.mm6）由表10-6查得材料的弹性影响系数4=189.8Mr齿数比=4。计算D试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2)计算圆周速度11dlln,4X53.5X305.73.V=m/s60100060x1000=0.8611/sO3）计算齿宽6及模数为b=d
13、dh=153.5m=53.5ZW;m,udltCGS02I53.5Cosl4a24mm=2.16mm535h=2.25m,”=2.252.16Zm=4.87兀；bh=10.98”4.874）计算纵向重合度%=0.31眺ZJan=0.318x1x24XtanI4。=1.903。5）计算载荷系数K。使用系数储=1,根据y=0.86ms,8级精度，由图10-8查得动载系数KvZ=1.o3;由表10-4查，故K珈=1.422；由图10T3查得Kv=I.4；由表10-3查得KH（I=Cf=1.4o故载荷系数K=KaKvKH（IK即=l1.031.41.422=2.05。6）按实际的载荷系数校正所得的分度
14、圆直径，由式（IO-IOa）得7）计算模数/=生吆=62.27XCoSl4。领=2.52,所。z124（3）、按齿根弯曲强度设计确定计算参数1）计算载荷系数K=KAKyKFaK=1x1.03x1.4x1.4=2.02。2）根据纵向重合度%=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88。3）计算当量齿数。zvl=-=26.27；zv2=-=105.09cos3cos31411cos3cos31404）查取齿形系数。由表10-5查得/”=2.592;展=2.17。5）查取应力校正系数。由表10-5查得1.=1.596;匕2=1须。6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数s=1.4,那么
15、取l=f2=238MPa7）计算大、小齿轮的衿并加以比拟。lFl=2.592x1.596二1363毕毕二出鳖二0.01635rl3（）3.57r2238.86大齿轮的数值大。设计计算比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取%=2M,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4=62.27m?来计算应有的齿数。于是由Zl=生吆=62.27COSl4。=30.21,取z=30,那么mn2z2=UZ=430=120(4)、几何尺寸计算(1)计算中心距。=U+Z?)%=+120)X2-二5459一一2cos2cos
16、140将中心距圆整为155mmo(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因夕值改变不多，故参数2、KeZ等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径.Zif11tl302rn.向政Nr公Q,Z2Wn1202。八/J1=61.94加77,圆整为62mm；d7=248.06rnm，COS夕cos14.39CoS/cosl4.39圆整为248mm(4)计算齿轮宽度b=ddx=1X61nn-62nn取B?=62nvn;Bl=67nn(5)、校核代人得符合要求。六、轴的计算(一)纵向传动局部轴与轮毂联接1、低速轴的结构设计（1）求低速轴上的功率8,转速2和转矩AP2=2.64/CW；n2=76.43rnin（2
17、估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计表15-3,取A。=120,那么：由于需考虑轴上的键槽放大，取dniin=4mm（3）选择联轴器低速轴的最小直径处的轴需与联轴器相接，为使该段直径与连轴器孔相适应，所以需同时选用连轴器，由于低速轴与滚筒的轴线偏移不大，其次为了能够使传动平稳，所以必须使传送装置有缓冲，吸振的特性，因此选用弹性柱销联轴器。联轴器计算转矩为&=K.2,查机械设计表141得工作情况系数KA=I.9那么&=1.9x52127.1NW=99.O4N加。查机械设计课程设计表173选取“3型弹性柱销联轴器，H1.3型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩,=630Nz
18、11;轴孔长度1.=82wm;主动端孔径4=30M（丫型轴孔）；从动端d2=30mtn,1.1=60桃72（V型轴孔）校核最大转速，被连接轴的转速=76.43r/min,联轴器许用转速IXl=5000r/nin,n/?,符合要求。（4）低速轴的结构设计1）低速轴的结构如图6T所示。123456图6-1减速器的低速轴结构图2)根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度1-2段与联轴器配合。取4_2=40；为了保证轴端当圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,取J=82-2=80o2-3段。该段连接角接触球轴承,初选为7009AC,dXDx8=45X75X16,取4.3=45；考虑轴承定位稳定，用套筒定
19、位右侧齿轮和轴承，取4_4=30+16+10+2=58如；轴套长=0mtno3-4段。低速级大齿轮内径取4=52,即；考虑到齿轮轴向定位，1.y略小于齿轮，齿轮右端用套筒定位，取4_5=62-2=60M管。3-4段。该段为定位轴肩，取4y=62nn；1.5=0nn45段。该段为连接角接触球轴承7009AC,取d=45mm；1.7,8=16+2=18三；低速轴总长1.总=80+58+60+10+18=226mm。2、高速轴的结构设计(1)确定连接电机与高速轴的联轴器取高速轴的最小直径d=40-10=30mm,联轴器的计算转矩&=K4,其中工作情况系数查机械设计表14-1取KA=I.9,高速轴的转
20、矩工=85.76Nm那么：ca=KAT=1.985.76TVW7Z=162.94TVw查机械设计课程设计表17-3,选取儿2型弹性柱销联轴器，其参数为：公称转矩，=315Nm；轴孔长度1.=52?,O=120mm；主动端d2=30/run,1.I=44z三（l!轴孔）；从动端J1=30机巴（丫型轴孔）校核最大转速，被连接轴（高速轴）的转速=240（k/min,=5600r11in,n/?,符合要求。（2）高速轴的结构设计1）高速轴的结构如图6-2所示。图6-2减速器的高速轴结构图2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度1-2段。该段与联轴器H1.2配合，取4_2=相火2；-2=52-2=5
21、0fn023段。取12-3=35/2W7；Z2,3=36+14+6+2=5Smmo5-6段。初选角接触球轴承7007AC,dxOx8=35x62x14,J5_6=35mm；取1.5_6=14+2=6mm03-4段。取d=42mm；3_4=66-2=64w?C4-5段。取-5=52mn；1.5=in。3、低速轴强度校核(1)作用在齿轮上的力(2)计算轴上的载荷载荷分析如图6-3所示。图6-3减速器的低速轴载荷分析,60-16-Cr60161.=一+10+2h=50mm,1.R=+10+=4Smm222322垂直面水平面总弯距(3)按弯矩合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩
22、的截面(即危险截面C)的强度。由机械设计表15-1,查得sJ=60M;由机械设计表15-4,查得轴的抗弯距截面系数卬=0.11=0.1x523=14060.8。根据上表中的数据，以及轴双向旋转，扭矩切应力为对称循环变应力时，取a=l,轴的计算应力为：七、滚动轴承的选择和计算根据轴的直径选择滚动轴承，考虑到需同时轴向力和径向力，选用脚接触球轴承，低速轴选用轴承7009AC,dxDxB三45x75x16;高速轴选用轴承7007AC,dxDB=35x62x14八、键连接的选择和计算4、低速轴上键的选择(1)低速轴齿轮的键联接根据连接该齿轮的轴的直径d=52三,1.=60由机械设计课程设计表14-21
23、选A型键bx。=16X10,1.=50nvn,t=61=4.3mn,r=0.4(2)低速轴半联轴器的键联接根据d=40mm,1.=SOtnm,由机械设计课程设计表14-21,选A型键，5、高速轴上键的选择与校核(1)高速轴齿轮的键联接根据连接该齿轮的轴的直径d=42团7,1.=Mmm.选A型键(2)高速轴半联轴器键的联接根据d=30mm,1.=50mm,选A型键九、联轴器的选择十、润滑方式、润滑油与及密封装置的选择采用润滑油，用全损耗系统用油(GB443-89)代号为1.-AN15润滑，参加润滑油可以减少摩擦系数，提高机械效率，减轻磨损，延长机械的使用寿命，还可以起到冷却，防尘以及吸振的作用。采用O型密封圈是为了防止润滑油泄漏及防止灰尘、水分进入润华部位,以保证持续、清洁的润滑，使机器正常工作，减少对环境的污染，提高机械的工作效率，降低本钱。十一、参考资料1、机械设计根底第三版主编：罗玉福王少岩大连理工大学出版社出版2、机械设计根底实训指导第三版主编：王少岩郭玲大连理工大学出版社出版
