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目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………1
电动机的选择…………………………………………………1
计算传动装置的运动和动力参数……………………………3
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………13
滚动轴承的选择及计算………………………………………21
键联接的选择及校核计算……………………………………23
V带轮的设计计算……………………………………………24
减速器附件的选择……………………………………………25
润滑与密封……………………………………………………26
设计小结………………………………………………………26
参考资料目录…………………………………………………26
一．机械设计课程设计任务书
二．传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器.故只要对本传动机构进行分析论证.
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小,两大齿轮浸油深度可以大致相同.结构较复杂,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难.
三．电动机的选择
原始数据
运输机筒转矩 1550
卷筒的直径D(mm) 400
运输带速度V(m/s) 0.9
带速允许偏差（%） 5
使用期限 （年） 10
工作制度 （班/日） 2
1． 电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：工作平稳、单向运转.所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机.
2． 电动机容量的选择
1） 卷筒轴的输出功率Pw
Pw＝ 6kW
2） 电动机的输出功率
＝Pw/η
传动装置的总效率 η＝
式中, ……为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率.由本表2-4查得：V带轮传动 =0.96；滚动轴承 =0.99；圆柱齿轮传动 =0.97；联轴器 =0.99；卷筒轴滑动轴承 =0.96,则
=0.83
故 Pd＝ =8.4kW
3）电动机的额定功率
由本表20-1选取电动机的额定功率 ＝11kW
3． 电动机转速的选择 为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围,由本表2-1查得V带传动常用的传动比范围 ~4,单级圆柱齿轮传动比范围 ~6,则电动机转速可选范围为
=773~6187r/min
可见同步转速为3000 r/min,1500 r/min,1000 r/min的电动机符合.对于后两者进行比较,如下表：
方案 电动机型号 额定功率（Kw） 电动机转速（r/min） 电动机质量
(Kg) 总传动比 传动比
同步 满载
1 Y160M-4 11 1500 1460 123 33.95 3.54
2 Y160L-6 11 1000 970 147 22.56 2.89
由表中数据比较可知道,方案2传动比小,但结构尺寸大,造价高；综合考虑,选用造价较低,结构尺寸较小,总传动比较小的方案1.
4．电动机型号的确定
由本表20－1,本表20-2查出电动机型号为Y160M-4,其额定功率为11 kW,满载转速1460 r/min.基本符合题目所需的要求.
5.传动装置的总传动比及其分配
（1） 计算总传动比
i＝ =33.95
（2） 合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以两级传动比相同.
因为i＝33.95,取V带轮传动的传动比 ＝2.7,则单级圆柱齿轮传动的传动比
=3.54
四．计算传动装置的运动和动力参数
1． 各轴转速
电动机轴为0轴,减速器高速轴为I抽,中间轴承为II轴,低速轴为III轴,各轴转速为
=1460 r/min
=1460/2.7=540.7 r/min
=540.7/3.54=152.7 r/min
=152.7/3.54=43r/min
2． 各轴输入功率
按电动机额定功率 计算各轴输入功率,即
=11 Kw
=11×0.96=10.56 Kw
=10.56×0.99×0.97=10.14 Kw
=10.14×0.99×0.97=9.74 Kw
3． 各轴转矩
71.95 Nm
186.51 Nm
634.16 Nm
2163.19 Nm
各轴转速、输入功率、输入转矩如下表：
项 目 电动机轴0 高速轴I 中间轴II 低速轴III
转速（r/min） 1460 540.7 152.7 43
功率（kW） 11 10.56 10.14 9.74
转矩（N•m） 71.95 186.51 634.16 2163.19
传动比 2.7 3.54 3.54
效率 0.96 0.96 0.96
五．传动件设计计算
（其设计参数见《机械设计》）
1.高速级齿轮传动设计
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 用斜齿圆柱齿轮
2） 材料及热处理；
小齿轮：40Cr（调质）,硬度为280 HBS.
大齿轮：45钢（调质）,硬度为240 HBS,
精度：7级精度；
3） 齿数 ＝24, =u =3.54×24=84.96, 取 =85；
4） 选取螺旋角.初选螺旋角β＝14°
2． 按齿面接触强度设计
按式（10—21）
≥
1） 确定公式内的各计算数值
试选 ＝1.6
（1） 由图10－30选取区域系数 ＝2.433
（2） T1=186.51×10 N•mm
（3） 由表10－7选取齿宽系数 ＝1
（4） 由图10－26查得 ＝0.78, ＝0.89,则 ＝ + ＝1.67
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数 ＝189.8 Mp
（6） 由图10－21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 ＝600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 ＝550 MPa；
（7） 由式（10－13）计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×540.7×1×（2×8×300×10）＝1.557
N2＝N1/3.54＝4.399
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数 ＝0.93； ＝0.98
（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％,安全系数S＝1,由式（10－12）得
＝558MPa
=539MPa
[σH]＝（ + ）/2＝548.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径
≥
= =68.47 mm
（2） 计算圆周速度
v= = =1.94m/s
（3） 计算齿宽b及模数
b=φd =1×68.47mm=68.47 mm
= = =2.768 mm
h=2.25 =2.25×2.768mm=6.228mm
b/h=68.47/6.228=10.99
（4） 计算纵向重合度