目录1 设计任务书 (3)2 电动机的选择计算 (3)3 传动装置的运动及动力参数计算 (4)4 传动零件的设计计算 (9)5 轴的设计计算 (19)6 低速轴的强度校核 (21)7 滚动轴承的选择及其寿命验算 (26)8 键联接的选择和验算 (28)9 联轴器的选择 (29)10 减速器的润滑及密封形式选择 (30)11 参考文献 (30)1 设计任务书1.1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置1.2 工作条件：1.3 技术数据：2 电动机的选择计算2.1 选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y 系列。
2.2 滚筒转动所需要的有效功率kWFv P W 32.4100024.0180001000=⨯==传动装置总效率 卷筒轴承开齿轮闭齿轮联ηηηηηη522=根据表4.2-9确定各部分的效率:联轴器的效率 99.0=联η闭式齿轮的啮合效率 级精度）（闭齿轮897.0=η开式齿轮的啮合效率 95.0=开齿轮η 滚动轴承的效率 99.0=轴承η 卷筒的效率 96.0=卷筒η 则传动装置的总效率卷筒轴承开齿轮闭齿轮刚联弹联ηηηηηηη52=96.099.095.097.099.0993.052⨯⨯⨯⨯⨯=80.0= 2 80.0=η 22.3 确定电动机的转速滚筒轴转速 min /5.114.024.06060r D v n W =⨯⨯==ππ 所需的电动机的功率 kw p p w39.582.032.4===η查表4.12-1，可选Y 系列三相异步电动机Y132M2—6 型 ，额定功率5.5kW, 同步转速1000r/min,满载转速960 r/min 。
同时，查表4.12-2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3.1 分配传动比3.1.1 总传动比 48.835.119600===W n n i 3.1.2 各级传动比的粗略分配查表4.2-9 取6=开i 减速器的传动比 91.13648.83===开减i i i 减速器箱内高速级齿轮传动比33.491.1335.135.11=⨯==减i i 33.41=i 减速器箱内低速级齿轮传动比21.333.491.1312===i i i 减 21.32=i 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算3.2.1 0轴（电动机轴）39.50==r p p 39.50=pm in /9600r n = min /9600r n =m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=62.539601039.555.955.93000 m N T ⋅=62.5303.2.2 Ⅰ轴（减速器高速轴）336.599.039.51010=⨯=⋅=ηp p km p 336.51=m in /9600101r i n n == m in /9601r n =m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=08.5396010336.555.9155.9311 m N T ⋅=08.531 3.2.3 Ⅱ轴（减速器中间轴）12.597.099.0336.512=⨯⨯=⋅=闭齿轮轴承ηηp p km p 12.52= min /7.22133.49601212r i n n ===m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=9.2307.2211012.555.9255.9322 m N T ⋅=9.2302 3.2.4 Ⅲ轴（减速器低速轴）km p p 02.599.099.012.523=⨯⨯=⋅=闭齿轮轴承ηη km p 02.53= min /1.6921.37.2212323r i n n ===min/1.693r n =m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=4.6921.691001.555.9355.9333 m N T ⋅=4.69223.2.5 Ⅳ轴（传动轴）km p p 92.499.099.002.534=⨯⨯=⋅=联轴轴承ηη km p 92.44= min /1.6911.693434r i n n ===m in /1.694r n = m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=97.6791.691092.455.9455.9344 m N T ⋅=97.6794 3.2.6 Ⅴ轴（卷筒轴）km p p 63.495.099.092.445=⨯⨯=⋅=开齿轴承ηη km p 63.45= min /5.1161.6945r i n n ===开 min /5.115r n = m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=9.38445.111063.455.9555.9355 m N T ⋅=9.38445各轴运动及动力参数见下表3.3 开式齿轮的设计3.3.1 选择材料小齿轮:QT500-3，调质处理，齿面硬度230--270HBS ； 大齿轮:QT500-7，正火处理，齿面硬度180--200HBS 。
3.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数205=Z则大齿轮齿数12062056=⨯==开i Z Z 查图5-18得a F MP 2105lim =σ，a F MP 1906lim =σ 取4.1min =F S 计算应力循环次数8451099.1)2830010(0.11.696060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N785610317.361099.1⨯=⨯==开i N N查图5-19得0.165==N N Y Y ， 又0.165==X X Y Y ，取0.2=ST Ymin F S =1.4由[]X N F STF F Y Y S Y minlim σσ=得[]25/3000.10.14.10.2210mm N F =⨯⨯⨯=σ[]a F MP 4.2710.10.14.10.21906=⨯⨯⨯=σ查图5-14得 20.2,8.265==Fa Fa Y Y 查图5-15得 81.1,55.165==Sa Sa Y Y 则[]0206667.07.030055.18.2555=⨯⨯=F Sa Fa Y Y σ[]02095789.07.027181.120.2666=⨯⨯=F Sa Fa Y Y σ取[]02095789.0}][,][max {666555==F Sa Fa F Sa Fa F SaFa Y Y Y Y Y Y σσσ 取2.0,1.1==a t t Y K φε则76.420)16(2.00205789.06550001.14][)1(4323254=⨯+⨯⨯⨯⨯=+≥F Sa Fa a Y Y Y Z u KT m σφε所以取m=5mm3.3.3 齿轮5、6的主要参数 Z 5=20, Z 6=120, i=6, m=5mmmm mZ d 10020555=⨯==mm mZ d 600120566=⨯==mm m h d d aa 11050.121002*55=⨯⨯+=+= mm m h d d aa 61050.126002*66=⨯⨯+=+= ()mm m c h d d f 5.87525.00.12100)(2**55=⨯+⨯-=+-=()mm m c h d d f 5.587525.00.12600)(2**66=⨯+⨯-=+-= mm d d a 3502600100265=+=+=mm a b a 703502.06=⨯==φ取mm b b 76870665=+=+=97.9320cos .55==d d b 82.56320cos .66==d d b则小齿轮转速为362.010601.6910014.310603345=⨯⨯⨯=⨯=n d v π0724.010020362.01005=⨯=vz ，由图（5-4a ）得0.1=v k ，由表（5-3）取0.1=A k由图5-7a 按b/d 5=70/100=0.7，考虑齿轮悬臂布置2.1=βk ，由图5-4得 2.1=αk计算载荷系数44.12.120.10.10.1=⨯⨯⨯==αβk k k k k v A32.31110969.93arccos arccos555===a b d d αα44.22610816.563arccos arccos666===a b d d αα714.1)]2044.22(120)2032.31(20[21)]()([21....6655=-⨯+-⨯=-+-=tg tg tg tg tg tg z tg tg z a a πααααπεα 688.0714.175.025.075.025.0=+=+=αεεY99.0688.044.1=⨯=εkY与0.1=t t Y k η相近 ，无须修正。
4 传动零件的设计计算4.1 减速器高速级齿轮的设计计算4.1.1 材料选择小齿轮:45 锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS （表5-1）；大齿轮:45 锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS （表5-1）。
计算应力循环次数9111021184.2)283008(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N891121011.533.41021184.2⨯=⨯==i N N查图5-17，05.1,0.121==N N Z Z （允许一定点蚀） 由式5-29，0.121==X X Z Z取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S由图5-16b ，得a H MP 6901lim =σ,a H MP 5502lim =σ 由5-28式计算许用接触应力[]a LVRW X N H H H MP Z Z Z Z S8.63492.00.10.10.10.169011min1lim 1=⨯⨯⨯⨯==σσ[]a LVR W X N H H H MP Z Z Z Z S 3.53192.00.10.105.10.155022min2lim 2=⨯⨯⨯⨯==σσ因[][]12H H σσ<，故取[][]a H H MP 3.5312==σσ 4.1.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩mm N T ⋅=530801 初定螺旋角ο0=β初取0.12=t t Z K ε，由表5-5得2/8.189mm N Z E = 减速传动，26.4==i u ;取4.0=a φ 端面压力角οο.20)20()(===tg arctg tg arctg n t αα基圆螺旋角ο0=b β 5.2.20sin .20cos co 2sin cos cos 20s =⨯==οοοt t bH Z ααβ 由式（5-39）计算中心距a[]mmZ Z Z Z u KT u a HE H a t 26.1280.5508.1895.226.44.02530800.1)126.4(2)1(32321=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥σφβε取中心距a=140mm 。