目录设计原始数据 (1)第一章传动装置总体设计方案 (1)1.1 传动方案 (1)1.2 该方案的优缺点 (2)第二章电动机的选择 (3)2.1 选择电动机类型 (3)2.2 选择电动机的容量 (3)2.3 确定电动机转速 (3)第三章传动参数的计算 (5)3.1 计算各轴转速 (5)3.2 计算各轴输入功率、输出功率 (5)3.3 计算各轴的输入、输出转矩 (5)3.4 计算结果 (6)第四章传动装置的设计计算 (7)第五章轴的设计 (11)5.1轴的概略设计 (11)5.2 轴的结构设计及校核 (11)5.2.1高速轴的结构设计 (11)5.2.2 高速轴的校核 (13)5.2.3低速轴的结构设计 (15)5.2.4 低速轴的校核 (17)5.3轴承的选择及校核 (19)5.3.1轴承的选择 (19)5.3.2轴承的校核 (20)5.4 联轴器的选择及校核 (21)5.5键的选择及校核计算 (22)第六章箱体的结构设计 (23)6.1 箱体的结构设计 (23)6.2轴上零件的固定方法和紧固件 (24)6.3轴上轴承的润滑和密封 (24)6.4齿轮的润滑方式 (24)第七章附件设计及选择 (25)7.1 轴承端盖 (25)7.2 窥视孔和视孔盖 (25)7.3 通气器 (25)7.4 放油堵 (26)7.5 油标 (26)设计小结 (27)参考文献 (28)设计原始数据参数符号单位数值工作机直径D mm550工作机转速V m/s 6.8工作机拉力F N600工作年限y年5第一章传动装置总体设计方案1.1 传动方案传动方案已给定，外传动电机直连——一级圆柱齿轮减速器——联轴器。

方案简图如1.1所示。

图 1.1 带式输送机传动装置简图一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。

1.2 该方案的优缺点减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二章 电动机的选择2.1 选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V ，Y 型。

2.2 选择电动机的容量电动机所需的功率为kW Fvp p aawd ηη==由电动机到工作机的传动总效率为524322ηηηηη⋅⋅⋅=a式中2η、3η、4η、5η分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。

取=2η0.99（角接触球轴承），=3η0.97（齿轮精度为8级），=4η0.99（弹性联轴器），=5η0.96（工作机效率，已知），则：524322ηηηηη⋅⋅⋅=a =0.895所以awd p p η==4.080.895=4.561 kW根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW 的电动机。

2.3 确定电动机转速工作机轴转速为Dv n π100060⨯==60×1000×6.83.1416×550 =236.13 min /r 一级圆柱齿轮减速器传动比5~32='i ，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为3-5。

故电动机转速的可选范围为⨯=⋅'='5)~(3n i n a d236.13 =708 —1181 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，电机主要技术参数，如表2.1所示。

表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min 电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比Y132M2-6 5.5 960 11.60 68.00 4.07电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸H L×HD A×B K D×E F×G 132515×315216×1781238×8010×33第三章 传动参数的计算3.1 计算各轴转速Ⅰ轴 ==01i n n d 9601 =960.000 min /r Ⅱ轴 ==112i n n 960.000 4.07 =236.128 min /r 工作机轴 ==23n n 236.1281.000=236.128 min /r3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴 1P =d P 4η=4.561 ×0.99=4.516 KWⅡ轴 2P =1P 2η3η=4.516 ×0.99×0.97=4.336 kW 工作机轴 =3 P 2P 2η1η=4.336 ×0.99×0.95=4.250 kW 各轴输出功率Ⅰ轴 1P '=1P 2η=4.516 ×0.99=4.470 kW Ⅱ轴 2P '=2P 2η=4.336 ×0.99=4.293 kW 工作机轴 3P '=3P 2η=4.250 ×0.99=4.208 kW3.3 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩d T 为==ddd n p T 95509550× 4.561 960.000 =45.374 m N ⋅Ⅰ轴输入转矩==1119550n p T 9550× 4.516 960.000 =44.920 m N ⋅Ⅱ轴输入转矩==2229550n p T 9550× 4.336 236.128 =175.378 m N ⋅工作机轴输入转矩==3339550n p T 9550× 4.250 236.128 =171.888 m N ⋅各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。

3.4 计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。

表 3.1 运动和动力参数计算结果第四章 传动装置的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS 。

齿轮1齿数20，齿轮2齿数82。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径321111][132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H E d t t Z i i T K d σφ其中：t K ——载荷系数，选=t K 1.3d φ——齿宽系数，取=d φ11i ——齿轮副传动比，=1i 4.066E Z ——材料的弹性影响系数，查得=E Z 189.821MPa[]H σ——许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限=1lim H σ600MPa 。

查得齿轮2接触疲劳强度极限=2lim H σ550MPa 。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作5年）h jL n N 1160=⨯=60960.000 (1⨯⨯2×8×300×5=)13.82 810⨯==112i N N 13.82 ×108 4.066 =3.40 810⨯ 查得接触疲劳寿命系数=1HN K 0.95，=2HN K 0.97 取失效概率为%1，安全系数=S 1，得：[]==SK H HN H 1lim 11σσ0.95×6001 570MPa []==SK H HN H 2lim 22σσ0.97×5501=533.5MPa 带入较小的[]H σ有321111][132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H E d t t Z i i T K d σφ=2.32×31.3×44.920 1 ×4.066 +14.066 ×(189.8533.5)2=48.63 mm 圆周速度 =⨯=10006011n d v t π 3.14159×48.63 ×960.000 60×1000 =2.44 s m / 齿宽 ==t d d b 1φ1×48.63 =48.63 mm 模数 ==11z d m t nt 48.6320 =2.43 mm 齿高 ==nt m h 25.222.5×2.43 =5.47 mm=h b /48.635.47 =8.89计算载荷系数K ：已知使用系数=A K 1.25；根据=v 2.44 s m /，8级精度，查得动载系数=v K 1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=βH K 1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数=βF K 1.35； 查得齿间载荷分配系数==ααF H K K 1； 故载荷系数==βαH H v A K K K K K 1.25×1.05×1×1.42 =1.86按实际载荷系数校正所算的分度圆直径==311tt K Kd d 48.63 ×31.861.3 =54.81 mm计算模数n m ：==11z d m n 54.8120 =2.74 mm 按齿根弯曲强度：[]32112F SaFa d n Y Y z KT m σφ⋅≥ 计算载荷系数==βαF F v A K K K K K 1.25×1.05×1×1.35=1.77查取齿形系数：查得=1Fa Y 2.80 ，=2Fa Y 2.22 查取应力校正系数： =1Sa Y 1.55，=2Sa Y 1.772 查得齿轮1弯曲疲劳极限=1FE σ500MPa 查得齿轮2弯曲疲劳极限=2FE σ380MPa 取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 0.95，=2FN K 0.97 计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数=S 1.4，得[]==SK FE FN F 111σσ0.95×5001.4=339.29 MPa []==S K FE FN F 222σσ0.97×3801.4=263.29 MPa 计算齿轮1的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[]=111F Sa Fa Y Y σ 2.80 ×1.55339.29 =0.0128 []=222F Sa Fa Y Y σ 2.22 ×1.772263.29 =0.0149齿轮2的数值大 则有：[]32112F SaFa d n Y Y z KT m σφ⋅≥ =32×1.77 ×44.920 ×10001×202×0.01493 =1.81 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数=n m 2.00 mm ，已可满足弯曲强度。