1、一、传动方案拟定3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算12八、键联接的选择及校核计算13九、箱体设计142. 减速器装配图一张（A）3. 轴零件图一张（A）4. 齿轮零件图一张（A） 系班级计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1）工作条件：运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘，空载启动，运输链工作速度允许误差为5%，每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期为3年，两班制工作（每班按8h计算），在专门工厂小批量生产（2）原始数据：滚筒圆周
2、力F=2.55kN；带速V=0.8ms；滚筒直径D=125mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9830.970.990.96=0.83（2）电机所需的工作功率：P工作=FV（1000总）=25500.8（10000.83）=2.46KW由附录九选取电动机额定功率P=3KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000VD=6010000.8125=122.3rmin按表3-1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Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动
3、比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒n筒=（624）122.3=733.82935.2rmin符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500rmin。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：由机械设计手册查得。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=1000rmin。4、确定电动机型号对应有三种适合的电动机型号可供选择，如下表传动比方案电动机型号额定功率kw电动机转速（r）电动机重量N参考价格元传 动 装 置 的 传 动比同步转 速满 载转 速总传动 比V带传动齿 轮1
4、Y132M-837507107610005.813.452.372Y132S-6960667.852.72.91Y100L2-4150014303527011.693.463.38综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，方案2比较合适。因此选定电动机的型号为Y132S-6。所选电动机主要性能和外观尺寸如下表电动机（型号Y132S-6）的主要性能同步转速满载转速电动机总重N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩47302.0电动机（型号Y132S-6）的主要外形尺寸和安装尺寸 mm中心高H外形尺寸底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸D E132475347.531521614012
5、38 80三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动n筒=960122.3=7.852、分配各级传动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i带=2.7（V带传动比I1=24合理）（2）i总=i齿轮i带i齿轮=i总i带=7.852.7=2.91四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（rmin）nI =nmi带=9602.7=355.56（rmin）nII= nI i齿轮=355.562.91=122.18（rmin）nIII= nII=122.18（rmin）2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作带=2.460.96=2.36KWPII=PI轴承齿轮=2.360.980.97=2
6、.24KWPIII=PII联轴器=2.240.99=2.18KW3、计算各轴扭矩（Nmm）T工作=95502.46960=24.47TI= T工作带i带=24.472.70.96=63.43NmTII= TIi齿轮齿轮=63.432.910.97=175.47NTIII=TII联轴器=175.470.99=170.24N五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表9-7得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.6KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图9-12得：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由课本表9-8，取小带轮的基准直径dd1
7、=100mm。2）验算带速v。按计算式验算带的速度v=dd1n1（601000）=1001000（601000）=5.23ms在5-25ms范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1=2.7100=270mm由课本表9-8，圆整为dd2=280mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（9-18），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+（dd1+dd2） 2+（dd2-dd1） 2（4a0）由课本表9-2选带的基准长度Ld=1640mm计算实际中心距a。A=- B=a=A+=513.6mm取a=515mm5
8、.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）a57.30=159.9701200（适用）6.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000rmin根据课本表9-3得P0=0.97KW根据n1=960rmin，i带=2.7和A型带，查课本表（9-4）得P0=0.11KW根据课本表9-5得Ka=0.95根据课本表9-6得KL=0.992）计算V带的根数z。z=3.5 圆整为4根7.计算单根V带的初压力的最小值（F0）min（F0）min =500（2.5- Ka）PCa zvKa +qV2=500（2.5-0.95）3.6（0.9545.24）+0.1
9、5.242N=142.9N8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（12）=2142.9sin（159.972）=1125.8N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数2）材料选择。选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=242.91=69.84，取70。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式d113（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1n1=95.52.36355.56=634000Nmm3）选取齿宽系数d=14）查得材料的弹性影
10、响系数ZE=189.8MPa125）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=520MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=340MPa；6）计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60355.561（1630010）=1.02109NL2=NL1i=1.021092.91=3.52108 7）取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0 KHN2=1.08）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= KHN1Hlim1S=1.05201.0Mpa=520MpaH2= KHN2Hlim2S=1.03401.0Mpa=340Mpa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径
11、dd1，代入H较小的值dd113=73.89mm2）计算圆周速度v。1000）=3.1473.89355.56（601000）=1.37ms3）计算齿宽b。b=dd1=173.89mm=73.89mm计算齿宽与齿高之比b =（z-1）e+2fmin =（4-1）15 + 29= 63mm，选取B=64mm考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=63mm轴与带轮由平键连接，轴上A型平键键槽：宽b=6mm，深t=3.5mm。轴头倒角C=1.045，长L=60mm.段：润滑密封段带轮安装处的轴肩单边高为: =355.6=10063814400结论：选择正确2、计算输出轴承（1）、选择轴承转速n=12
12、2.18rmin试选6208型深沟球轴承，其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。额定动负荷,Cr29100N（2）、求两支承轴承的当量载荷FRA=（FAY2+FAZ2）12=（280.12+769.6）12=1049.7NFRB = FRA=1049.7N因Fa=0 当量载荷：P=1049.7N（3）、计算轴承寿命fp=1.2轻微冲击， ft=1工作温度低于100C，=3-滚动轴承根据课本P279（16-3）寿命计算公式低速轴轴承寿命计算=3=1.2=1C=25500Nn=76.4八、键联接的选择及校核计算（1）减速器用键一览表（单位：轴颈颈长键宽键高键长键型号输入轴d22L63B
13、6H6L60输出轴d32L80b10h8L70d46L79b14h9（2）、键的材料及许用应力根据课本P158表（10-10）得：键用精拔钢，轻微冲击时p=100120 Mpa 选取p=110 Mpa （3）、各轴受的扭矩TI=63430NmmTII=175470NmmTIII=170240Nmm（4）、键强度校核计算1、大带轮与减速器输入轴的键联接轴径d1=22mm,L1=60mm （有效长度l=56mm）T2=48020Nmm =250Nm许用转速：np=3800rmin 适用于有冲击振动有粉尘的场合。 （2）、工作要求承载扭矩：T=175.47Nm（TIII=175470Nmm）工况系数
14、：KA=1.25（3）、校核计算根据课本P291（17-1）：Tc=KAT=1.25175.47=219.3NmTn（250Nm）n=122.18rminnp（3800rmin）所选LT6联轴器符合要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚1机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度b112 机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目n轴承旁联结螺栓直径d114机盖与机座联接螺栓直径d2联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径ddf，d1, d2至外机壁距离C1df， d2至凸缘边缘距离C222,14轴承旁凸台半径R122凸台高度h 根据
15、低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离1齿轮端面与内机壁距离2 机盖、机座肋厚m1 ,m8， 8轴承端盖外径D2120， 112轴承端盖凸缘厚度t 轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2总=0.83P工作=5.12KWn滚筒=108.2rmini总=8.87据手册得i齿轮=2.91i带=2.7nI =355.56rminnII=122.18rminnIII=122.18rminPI=2.36KWPII=2.24KWPIII=2.18KWTI=63.43NTII=175.47Nm TIII=170.24NV
16、=5.23msdd2=270mm取标准值dd2=280mmLd=1612.8mma=515mmZ=4F0=142.9N（Fp）min =1125.8Ni齿=2.91Z1=24Z2=70T1=634000NHlimZ1=520MpaHlimZ2=340MpaNL1=1.02NL2=3.52KHN1=1.0KHN2=1.0H1=520MpaH2=340Mpad1=73.89mmm=2.5mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.24YSa2=1.75m3.92mmd1=80mmd2=232mma=156mmB2=80mmB1=85mm初算轴径d20.90mmV型带轮安装段d1=22mm
17、L1=63mmd2=26mmL2=45.5mm轴承：6207滚动轴承安装段d3=35mmL3=18mm齿轮左轴承台阶段d4=41mmL4=19mm齿轮所在段d5=82mmL5=85mm齿轮右轴承台阶段d5=41mmL5=19mm右轴承安装段d7 =35mmL7=18mmV型A带轮安装段d1=22mm L1=63mmd2=26mm L2=45.5mm左轴承安装段d3=35mm L3=18mm左轴承右轴肩段d4=41mmL4=19mm齿轮宽度段d5=82mm L5=85mm右轴承左轴肩段d6=41mm L6=19mmd7=35 mm L7=18 mm两支承点距离LAB=100mm齿轮中心距支承距离
18、LCA=LCB=50mm带轮中线距B点距离LDB=85mm齿轮圆周力Ft =1625.3N齿轮径向力Fr=591.6N水平支反力FAy齿 =FBy齿=813N垂直支反力FAz齿=FBz齿=296N皮带力支反力FA带=691.6NFB带=1817.4N垂直面弯矩MC1=20.72N水平面弯矩Mc2=56.91N.m合成弯矩MC合1=60.56N皮带拉力弯矩MB3=96.82Nm MC3=48.41NmMC合2 = 108.97NmMB合2=96.82Nm扭矩T=63.39N当量弯矩Mec =115.42NMeB=104.02N危险截面C、B强度校核-1b = 60MPaeB = 24.26MPa
19、ec =2.09MPaeB -1beC 输出轴初取轴径d=32mm联轴器安装段d1=32mm L1=80mm右轴承、密封段d2=40mm L2=65mm右轴承轴肩段d3=46mm L3=15mm齿轮右轴肩段d4=52mm L4=6mm齿轮安装段d5=46mm L5=79mmd6=40mm L6=41mm轴承6208大齿轮圆周力Ft=1539.2N大齿轮径向力Fr=560.2N支反力FAY=FBY=769.6NFAZ=FBZ=280.1N 水平面内弯矩MC1=53.87N垂直面内弯矩MC2=19.61NMC合 =57.33N转矩T=175.5N.mMec =106.85N许用弯曲应力-1b=60MPa计算应力e =12.80Mpae -1b强度足够轴承预计寿命14400h输入轴所选轴承深沟球轴承：当量载荷P=2371.9N计算轴承寿命C=100638h（小时）预期寿命足够输出轴所选轴承6208输出轴当量载荷预期寿命足够键的许用应力p=110 Mpa 大带轮与输入轴的键联接强度p=34.32Mpa输出轴与齿轮2平键联接强度p=26.08Mpa输出轴与联轴器平键联接强度p=35.17Mpa选用弹性套柱销联轴器LT6额定扭矩：Tn=250Nm计算转矩Tc=219.3Nm
