1、由总带轴承齿轮联轴器滚筒0.960.990.970.980.90（2）电机所需的工作功率： Po1.77KW因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于Po即可，安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW（3确定电动机的转速滚筒轴工作转速为；nW=60x1000V/（D） =60x1000x1/（x250） =76.39r/min安表2-1推荐的各级传动比范围为：V带传动比范围i=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围:i=3-5,那么总传动比范围i=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选范围为：n=inw =（6-20）x76.39 =458.34-1527.8r/
2、min符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速nw=1420r/min（3）选用电动机查/T9616 1999选用Y100L1-4三相异步电动机，主要参数如下表1-2：型 号额定功率KW转速r/min堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L1-42.21420三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒=60x1000V/（D）i总n电动/n筒1420/76.9318.62、分配各级传动比 i总i齿i带为使V带传动的外廓尺寸
3、不致过大，取V带传动的传动比i带=4，那么齿轮传动比：i齿i总/i带18.6/4=4.65四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速r/minn电1420r/min） nn电/i带1420/4355（r/min）nn/i齿355/4.6576.34（r/min）n筒n76.34（r/min）2、计算各轴的功率KWP电Po1.77KWPPo带1.770.961.7KWPPo齿轮1.70.971.57KWP筒P联轴器1.570.981.52KW3、计算各轴转矩T电9550Po/n电95501.77/1420=11.9NmTI9550P/n95501.7/355=45.73NT9550P/n9550
4、1.57/76.34=196.4NT筒9550P筒/n筒95501.52/76.34=190.15N将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n（r/min）35576.34功率p（kw）1.771.71.571.52转矩T（Nm）11.945.73196.4190.15传动比i44.651.00效率0.96五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由表15-8得：kA1.2 P电2.2KWPCKAP电1.22.22.64KW据PC2.64KW和n电1420r/min由图15-8得：选用A型V带2、确定小带轮基准直径由表15-8，表15-4，表15-6，取dd1100mm3、 确定
5、大带轮基准直径 dd2i带4100400mm4、验算带速带速V：Vdd1n1/6010001001420/607.43m/s带速太高，离心力增大，使带与带轮间的磨檫力减小，容易打滑，带速太低，传动功率一定时所需的有效拉力过大，也会打滑。一般应使普通V带在525m/s范围内。在525m/s范围内，带速适宜5、初定中心距a0 0.7dd1+dd2a02dd1+dd2得350a01000取a0700mm6、确定带的基准长LdLd2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）/4a02700+3.14（100+400）+（400-100）/（4700）2217.5mm根据表15-2选取相近的Ld2
6、240mm7、确定实际中心距aaa0+（Ld-L0）/2700+（2240-2217.54）/2722.64mm8、验算小带轮包角1180-57.3（dd2-dd1）/a180（400-100）/72.64156.2120适用9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查表15-7得P01.32KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得P00.17KW查表15-10，得K0.93；查1表15-12得KL0.96ZPC/（P1+P1）KKL5.24/（1.32+0.17）0.930.961.98取Z2根10、计算轴上压力由表15-1查得q0.11kg/m，单根V带的初
7、拉力：F05002.5/K-1+qV500x（2.5/0.93-1）+0.11x5.637.43156.03kN那么作用在轴承的压力FQFQ2ZF0sin（1/2）2156.03sin（156.03/2）610.7N11、计算带轮的宽度BBZ-1e+2f2-115+2933mm六、齿轮传动设计1选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格廉价便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，应选8级精度2按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿
8、面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1=载荷系数K 查表13-8 K1.2转矩TI TI45730Nmm 解除疲劳许用应力H Hlim ZN/SH按齿面硬度中间值查图13-32Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N60njtn 计算N1603551300165.11x10N2N1/i齿5.11x10/4.651.110查图13-34中曲线1，得 ZN11.05 ZN21.13按一般可靠度要求选取平安系数SH1.0H1Hlim1ZN1/SHmin600x1.05/
9、1630 MpaH2Hlim2ZN2/SHmin550x1.13/1621.5Mpa故得：H=621.5Mpa计算小齿轮分度圆直径d1由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,取 d1.08ZH2.5由表13-10得ZE189.8将上述参数代入下式d142.68mm取d150mm计算圆周速度VnId1603553.1450600.93msV6ms 故取8级精度适宜3确定主要参数齿数 取Z120Z2Z1i齿204.6593模数 md1Z150202.5 符合标准模数第一系列分度圆直径d2Z2 m202.550mmd2Z2 m932.5232.5 mm中心距ad1+ d2250+232.52141.25
10、mm齿宽 bdd11.085054mm 取b260mm b1b2+5 mm65 mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度齿形因数YFs 查图13-30 YFs14.26 YFs23.97许用弯曲应力F FFlimYN/SF 由图13-31 按齿面硬度中间值得Flim1240Mpa Flim2 220Mpa 由图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN11 YN21 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳平安系数SF1 计算得弯曲疲劳许用应力为F1Flim1YN1/SF2401/1240MpaF2 Flim2YN2/SF2201/1220Mpa校核计算F12KT1YFS1/b1md11.2457304.35/602
11、.55063.66Mpa F1F2F1YFS2/YFs163.663.97/4.2657.8MpaF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够（5）齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 d1+2ha60+565mmda2d2+ ha232.5+5237.5mm 齿全高h h（2 ha*+c*）m（2+0.25）2.55.625 mm 齿根高hfha*+c*m1.252.53.125mm 齿顶高ha ha*m 12.52.5mm 齿根圆直径dfdf1d1-2hf60-6.2553.75mmdf2d2-2hf232.5-6.25226.25mm（6）齿轮的构造设计小齿轮采用齿轮轴构造，大齿轮采用锻造毛坯的腹
12、板式构造。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d60mm轮毂直径D11.6d601.696mm轮毂长度L1.2d1.26072mm轮缘厚度0（3-4）m7.5-10mm 取010mm轮缘内径D2da2-2h-20237.5-25.62520206.25 mm 取D2 206mm腹板厚度C（0.2-0.3）b12-18mm取C18mm腹板中心孔直径D00.5（D1+D2）0.5（96+216）156mm腹板孔直径d015-25mm 取d020mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表19-14可知：b600Mpa,查表19-17
13、可知：b-155Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从构造要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA查表19-16 A115 那么d115mm31.51mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d31.511.0533.09mm 要选联轴器的转矩Tc TcKT1.51964002.95Nmm （查表20-1 工况系数K1.5）查附录6选用连轴器型号为YL9考虑联轴器孔径系列标准 故取d38mm3、轴的构造设计 轴构造设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系构造草图。1联轴器的选择联轴器的型号为YL9联轴器：
14、38112 2确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。3确定各段轴的直径将估算轴d38mm作为外伸端直径d1与联轴器相配如图，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d241mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d345mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d450
15、mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d555mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承一样,取d645mm.（4）选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6209,轴承宽度B19。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L119mm4、按弯矩复合强度校核1齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT196.4N 齿轮作用力： 圆周力：Ft2000T/d2000196.4/232.51689.46N 径向力：FrFttan201689.46tan20614.96N2因为该轴两轴承对称，所以：LALB59.5mm3计算支承反力F
16、HAFHBFt/21689.46/2844.37NFVAFVBFr/2614.96/2307.48N由两边对称，知截面的弯矩也对称。截面在水平面弯矩为MHCFHAL/2844.37119200047.52N/m截面在竖直面上弯矩为：MVCFVAL/2307.48200018.25N/mMC（MHC+MVC）47.52+18.25N/m转矩：（8）校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取0.6，中间截面处的当量弯矩：MeMC+（T）116.4+（0.6196.4）165.6N（9）校核危险截面所需的直径de31.1mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de31.11.0532.7mm5
17、0mm结论：该轴强度足够。 主动轴的设计查1表19-14可知：查1表19-17可知：b55Mpa2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从构造要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为：d 查表19-16 A115mm19.4mm即19.41.0520.37mm选取标准直径d30mm1确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 2确定各段轴的直
18、径将估算轴d30mm作为外伸端直径d1与带轮相配如图，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d235mm，装轴承处d3应大于d2，取d340mm，齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3，取d445mm。齿轮左端直径d5与d4一样，d550mm,左端轴承处轴径d6与右端相等取45mm,d7与右端轴承处轴径相等，d640mm. （4）选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6208,轴承宽度B18。（5确定轴各段直径和长度由草绘图得段：d130mm 长度L145mmII段:d235mm 长度L250mmIII段：d340mm 长度L328mm段：d445mm 长度L48mm段:d550mm
19、 长度L565mm段:d4=45mm 长度L6=8mm段:d7=40mm 长度L7=28mmTT45.7N小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力：Ft1828NFr665.392N水平平面内以B点为支点FQ离B点为87.5MB0；-FHA119- Fr59.5-FQ87.50FHA-Fr59.5+ FQ87.5119-665.39259.5+610.7-377.3NFy0;FHA+Fr+FHB-FQ0FHBFQ-FHAFr610.7+377.3-665.392322.6N竖直平面内FVAFVBFt/21828/2914N在水平面弯矩为L/2-377.3119/200022.45NMHB-
20、FQ 87.5/1000-610.787.5/1000-53.4N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在竖直面上弯矩为：MVCFVAL/2914200054.4N（6）绘制合弯矩图如图d22.45+54.458.8NMB（MHB-53.4N转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取0.6，此轴为此轮轴 截面B处的当量弯矩：58.8+（0.645.7）39.8N（9）校核危险截面B所需的直径 =19.3mm43.75mm八、滚动轴承的选择及校核计算 （1）根据根据条件，轴承预计寿命Lh101648000h从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为: 6209, 查附表5-1根本额定动载荷Cr21KN 查
21、表19-6 Kp1两轴承径向反力FVAFVBFt/21689.46/2844.73N PKpFR111689.431689.43NCrP1689.438093NCr 故所选用轴承适宜 （2）主动轴上的轴承: 由初选的轴承的型号为:6209查附表5-1根本额定动载荷Cr29500KNFBR1665.392N665.392=5320NCr九、键的校核计算1主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，应选键8x40（GB/T1096-2003）b=8mmh=7mm L=40mm选择45钢,查表19-11其许用挤压应力p=100-120MPap=4T/dhL =4x45.73x1000/30x7x
22、（40-8） =27.2MPap故所选键联接强度足够。2从动轴外伸端d=38mm，考虑到键在轴中部安装，应选键10x105（GB/T1096-2003）b=10mmh=8mm L=105mm选择45钢，其许用挤压应力p=100-120MPa =4x196.4x1000/38x8x（105-10）3与齿轮联接处d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。选键14x53 （GB/T1096-2003）b=14mmh=9mm L=53mm =4x169.4x1000/50x9x（53-14） =44.8MPa十、联轴器的选择型号公称转矩T（N许用转速n（r/min）轴孔直径d（mm）轴孔长度L（mm）材料轴孔类型YLD9400410038112
