机械设计课程设计--设计胶带输送机的传动装置
机械设计基础课程设计带式输送机传动装置
机械设计基础课程设计带式输送机传动装置1. 设计选型：根据输送机的工作条件和要求，选择适当的传动装置。
常见的传动装置有齿轮传动、皮带传动和链传动等。
根据不同的需求，选择最合适的传动方式。
2. 齿轮传动：确定所需的传动比，根据输送机的工作要求和输送物料的性质，选择合适的齿轮传动比。
根据传动比，选择合适的主动轮和从动轮，确定齿轮的齿数和模数。
3. 皮带传动：确定所需的传动比和输送机的工作负载。
根据传动比和工作负载，选择合适的皮带类型和尺寸。
确定传动皮带的张紧装置和调节装置，以确保传动的稳定性和可靠性。
4. 链传动：根据输送机的工作负载和工作条件，选择合适的链传动类型和尺寸。
确定链条的张紧装置和轴的安装方式，以确保传动的稳定性和可靠性。
5. 设计传动结构：根据选定的传动方式，设计传动结构。
考虑到力学特性和布局要求，确定传动装置的位置和连接方式。
6. 传动系统的计算：根据输送机的工作条件和要求，进行传动系统的计算。
计算传动比、转速、功率等参数，确保传动装置满足输送机的工作要求。
7. 传动装置的选材和制造：根据传动装置的工作负荷和工作环境，选择合适的材料。
设计传动装置的零件尺寸并进行制造。
8. 装配和测试：按照设计图纸，完成传动装置的装配。
进行传动装置的测试，确保传动系统的正常运转和稳定性。
9. 优化和改进：根据测试结果和用户反馈，对传动装置进行优化和改进。
确保传动装置的性能和可靠性达到预期要求。
以上是一种可能的设计方案，具体的设计步骤和方法会因具体的工作条件和要求而有所不同。
在实际设计过程中，还需注意安全性、可维护性和成本等因素的考虑。
同时，还需具备合理的设计思路和实际操作能力，以提高设计的准确性和有效性。
机械设计课程设计---带式输送机传动装置设计
机械设计基础课程设计设计计算说明书题目：带式输送机传动装置设计 设计者：设计者：___ ________ ___ ________ 学号：号：__ _______ __ _______班 级：级：级： _ __ _ _ __ _ 学 院：院：院：______航空科学与工程学院航空科学与工程学院 指导教师：指导教师：___ ___ _ ___ ___ _ 起止时间：起止时间： 2012.2.24 2012.2.24 2012.2.24～～4.10 成 绩：绩：绩：____________________ ____________________录目 录目录错误！未定义书签。
目 录 (1)1、 课程设计任务课程设计任务 (2)2、 电动机的选择电动机的选择 (3)3、 计算总传动比及分配各级传动比 (4)4、 传动装置的运动和动力参数计算 (4)5、 传动零件之带传动的设计计算传动零件之带传动的设计计算 (6)6、 传动零件之齿轮传动的设计计算 (8)7、 减速器低速轴的设计计算减速器低速轴的设计计算 (13)8、 减速器低速轴的校核 (15)9、 减速器低速轴轴承的选择及校核 (18)10、 低速轴键联接的选择 (19)11、 联轴器的选择联轴器的选择 (19)12、 润滑与密封润滑与密封 (20)13、 减速器箱体及附件选择减速器箱体及附件选择 (21)14、 参考文献参考文献 (22)1、 课程设计任务1.1 1.1 传动装置简图传动装置简图传动装置简图如图所示：传动装置简图如图所示：7F v654321带式输送机传动装置1—电动机—电动机 2—传动带—传动带 3—圆柱齿轮减速器—圆柱齿轮减速器 4—联轴器—联轴器 5—滚筒—滚筒 6—轴承—轴承 7—输送胶带—输送胶带1.2 1.2 已知条件已知条件1） 工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷较平稳。
作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷较平稳。
机械设计课程设计
一、设计任务书
带式输送机传动装置课程设计任务书
1．传动装置简图
2．已知条件
1）工作情况：两班工作制,单向连续运转,载荷平稳,输送带水平放置;
2）工作环境：室内,有灰尘,最高环境温度35℃,通风条件一般;
3）动力来源：电力,三相交流,电压380V/220V;
4）工作寿命：8年;
5）检修间隔期：4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修;
6）制造条件：一般机械制造厂,小批量生产;
η；取滚筒-输送带效7）齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率98
=
.0
搅
η;
率96
.0
=
w
3．设计任务
1）选择电动机型号;
2）选择联轴器类型和规格;
3）设计圆柱齿轮减速器;
4）设计滚筒轴滑动轴承;
5）绘制圆柱齿轮减速器装配工作图;
6）绘制带式输送机总装图;
7）绘制减速器中2～3个零件工作图由教师指定;
8）编写设计计算说明书;
拟定传动方案注意事项：
1.遵循高速级传动比为低速级传动比的到倍;
2.此减速器应老师要求设计成二级传动;
3.斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动比高、传动平稳、齿轮尺寸小,应放在二
级减速器的高速级;
4.减速器设计时,为齿轮寿命考虑,应选用闭式传动;
5.设计齿轮时应注意浸油润滑要求：所没尺寸大于一个齿高且小于齿轮直径的
六分之一;
6.因为是两级传动,所以减速器内最少需要三根轴;
7.确定轴的尺寸后,检查齿轮是否与轴干涉;。
胶带输送机卷筒的传动装置(机械设计课程设计)
电动机型号 额定功率/kw 同步转速 r/min 满载转速 r/min 额定转矩 N • m
Y160L-6
11
1000
970
2.0
表 2-3 Y160L-6 型电动机外形尺寸
3
机械设计课程设计——胶带输送机卷筒的传动装置
中心高度 H
长x宽x高
L AC AD HD 安装尺寸 A B
由已知，卷筒直径 D=320mm，带速Vw 1.0m/s ，所以卷筒工作转速：
nw
6 10 4 vw D
6104 1.0 320
59.68r / min
在传动装置中，总传动比为电动机转速 nm 与工作机转速 n w 之比，即
2
机械设计课程设计——胶带输送机卷筒的传动装置
i nm nw
已知：V 带传动比范围 ib ' 2 ~ 4 ，单级圆柱齿轮传动比范围 ig ' 3 ~ 6 ，则总传动比 范围应为 i' 23 ~ 46 6 ~ 24 ，所以电动机转速的可选范围为；
1245.51
59.73
1
效率
0.94 0.95 0.97
四、V 带传动设计
1． 确定计算功率 PC 根据工作情况，查得工作情况系数 K A 1.2 ，故 PC K APd 1.28.98 10.78kw
2.选择 V 带型号
根据 PC 10.78kw 和电动机满载转速 nm 970 r / min ，查《机械设计课程设计实例
602mm
11.验算小带轮包角 1
1
180
-
d2 a
d1
57.3
180
-
500 -125 602
机械设计课程设计带式输送机
带式输送机传动装置设计摘要本设计根据课程设计任务，对带式输送机传送装置的传动机构进行了选择电机进行了选择，然后拟定了总体传动方案。
该传动系统通过三级减速达到要求转速，分别为带传动和两级展开式圆柱斜齿轮减速器的减速，其中带传动有过载保护的作用，减速器能够保证精确的传动比。
接着依次对减速比进行了分配、对带轮、齿轮和轴进行了设计和校核、对轴承和键进行了选择和校核，均能满足工作要求。
最后对润滑和密封装置进行了设计，本说明书对箱体和其它零件的设计没有再做介绍。
关键词：带式输送机，设计，校核目录前言 (1)第1章产品简介与设计任务 (2)1.1 带式输送机传动装置简介 (2)1.2课程设计任务 (2)第2章机械系统总体设计 (4)2.1 机械系统运动方案拟定 (4)2.2 电动机选择 (4)2.2.1 选择电动机的类型 (4)2.2.2选择电动机功率 (4)2.3减速器设计方案拟定 (5)第3章传动装置总体设计 (6)3.1 总传动比及各级传动比分配 (6)3.2 传动装置的运动和动力参数 (6)第4章带轮设计计算 (8)4.1 带轮设计要求 (8)4.2 带轮设计计算 (8)4.3带轮设计参数汇总 (9)第5章齿轮设计 (11)5.1齿轮组1设计要求 (11)5.2 齿轮组1设计 (11)5.3齿轮组2设计 (15)5.4 齿轮参数汇总 (16)第六章轴设计与校核 (17)6.1轴的设计 (17)6.1.1初步确定各轴的最小直径 (17)6.1.2轴的尺寸设计 (18)6.2轴的校核 (21)6.2.1输入轴校核 (21)6.2.2中间轴校核 (23)6.2.3输出轴校核 (26)第七章轴上零件设计与校核 (30)7.1轴承校核 (30)7.2键设计校核 (31)第八章齿轮轴承的润滑与轴承密封 (33)8.1齿轮轴承润滑 (33)8.2轴承的密封 (33)结论 (34)谢辞 (35)参考文献 (36)前言通过本次设计意在加强自己对机械设计的总体认识和计算、绘图、设计能力。
机械设计课程设计--设计带式输送机的传动系统
机械设计课程设计--设计带式输送机的传动系统目录前言........................................................ - 1 - 1 设计任务................................................... - 2 -1.1 设计题目 .......................................... - 2 -1.2 传动系统参考方案................................... - 2 -1.3 原始数据 .......................................... - 3 -1.4 工作条件 .......................................... - 3 -2 传动系统的总体设计......................................... -3 -2.1 电动机的选择 ...................................... - 3 -2.1.1 选择电动机的类型.......................... - 3 -2.1.2 选择电动机的容量.......................... - 3 -2.1.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 ...... - 5 -2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数.............. - 5 -3 皮带轮传动的设计计算....................................... - 7 -4 齿轮传动的设计计算........................................ - 10 -4.1 选择齿轮材料及精度等级............................ - 10 -4.2 按齿面接触疲劳强度设计............................ - 10 -4.3 主要尺寸计算 ..................................... - 12 -4.4 按齿根弯曲疲劳强度校核............................ - 12 -4.5 齿轮的圆周速度v.................................. - 12 -5 轴及键的设计计算.......................................... - 13 -5.1 选择轴的材料，确定许用应力........................ - 13 -5.2 按扭转强度估算轴径................................ - 13 -5.2 轴承的选择及校核.................................. - 18 -5.3 键的选择计算及校核................................ - 18 -6 联轴器的选择.............................................. - 18 -6.1 计算转矩 ......................................... - 19 -6.2 选择型号及尺寸.................................... - 19 -7 润滑、密封装置的选择...................................... - 19 -7.1 润滑油的选择 ..................................... - 19 -7.2 密封形式 ......................................... - 20 -7.3 箱体主要结构尺寸计算.............................. - 22 - 设计小结..................................................... - 23 - 参考资料..................................................... - 24 -前言机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:1)使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。
带式输送机机械设计课程设计(带式输送机)
机械设计工程学课程设计说明书题目：带式输送机传动设计（L10）学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：姓名：指导教师：机电工程学院2010年3月日机电工程学院课程设计任务书专业机械设计制造及其自动化课程设计名称机械设计工程学课程设计一、设计题目：带式运输机传动装置（减速器）设计（直齿、斜齿、同侧、两侧、卧式、立式）二、设计数据与要求如图1所示。
胶带运输机由电动机通过减速器减速后，再通过链条传动（传动比1：2，传动效率0.88），连续单向运转输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，每天工作8小时，每年300个工作日，运输带速允许误差为±5%。
已知条件如表1所示。
图1 带式输送机传动方案图表1 带式输送机设计条件三、设计内容及任务1、传动装置原理方案设计对比分析各种传动方案，确定本次设计的方案；选择并计算电动机；确定各级传动比；计算其他相关运动参数；绘制包括电动机、联轴器、减速器、链传动和胶带主卷筒部分的传动原理方案图。
2、减速器结构方案设计结构设计与计算（包括健、轴承、齿轮、轴、密封等装置），绘制出总装配图1张（1号图纸）。
3、绘制出箱体、齿轮、轴等主要零件工作图２～３张（3、4号图纸）。
4、设计计算说明书1份。
要求用计算机绘制图纸，计算机打印说明书。
四、计划与时间安排2009.6.8: 布置课程设计任务；2009.6.9~2009.6.12: 总体方案设计、运动及结构参数设计计算；2009.6.13~2009.6.22：绘制装配图、零件图；2009.6.22~2009.6.27：撰写设计说明书。
班级学号学生姓名日期指导教师日期2009.6.8目录一、前言 (2)二、设计方案 (3)2.1、电动机的选择 (3)2.2、传动装置传动比及各级传动比分配 (3)2.3、计算传动装置的运动和动力参数 (3)三、结构设计 (5)3.1、齿轮设计计算 (5)3.2、轴的设计计算 (8)3.3、轴承和键的选择 (11)四、附件设计 (13)4.1、轴及轴承的润滑 (13)4.2、箱体的设计和密封 (13)五、参考文献 (14)六、设计小结 (15)一、前言为便于整台机器的设计、制造、装配、运输和维修等，常将其中的减速传动部分设计和制造成独立部件的闭式传动装置，称为减速器。
机械设计课程设计--带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计
机械设计课程设计--带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计目录1 减速器设计要求 (1)2 计算原理 (1)2.1 减速机的功率传递性能计算 (1)2.2 二级斜齿圆柱齿轮减速器参数计算 (2)正文1 减速器设计要求减速器设计是机械设计课程中一个重要内容。
本文所讲解的是在带式输送机中使用的传动装置，其中要采用二级斜齿圆柱齿轮减速器作为其下游减速设备。
减速器的功率传递设计和参数计算，以及各部分的装配图绘制都是要做的事情。
具体设计要求如下：#1 输入功率P1=7.5KW，输入转速n1=1450r/min；#2 输出端功率P2=7.5KW，输出端转速n2=15r/min；#3 传动比为η1xη2=i比，即输出轴转速n2=i比·输入轴转速n1；#4 传动装置限制二级斜齿圆柱齿轮减速器最小惯量：M2min≥4.0Kg·m2/s；#5 由于该减速器用于带式输送机，噪音要求低，所以按照DB=15设计；#6 允许的耗散功率：P2≤6.0KW；#7 传动装置允许的最大安装尺寸：Lmax=100mm。
2 计算原理2.1 减速机的功率传递性能计算减速机功率传递性能是指输入功率、输出功率、功率传递系数及耗散功率之间的关系。
减速机的功率传递计算采用雷诺-祖斯定律（Lever-Zuis）。
其计算公式可表示为：P2 = η1×η2×P1−Pz式中：P2 由输入轴传递到输出轴的功率；η1 传动系统的第一次减速系数；η2 传动系统的第二次减速系数；P1 输入轴的功率；Pz 传动系统耗散功率。
2.2 二级斜齿圆柱齿轮减速器参数计算圆柱齿轮减速器是一种机械传动系统，可以实现输入轴转速和输出轴转速的降低和转矩的增大。
圆柱齿轮减速器参数计算采用Morrell公式。
其计算公式可表示为：3 装配绘图3.1 减速机结构示意图3.2 各齿轮的绘图图2 齿轮绘制示意图第一级齿轮的参数设计：注释：M1：主齿轮的模数；z1：主齿轮的齿数；a1：螺旋角；b1：压力角。
课程设计带式输送机传动装置的设计
太原工业学院机械设计基础课程设计课落款称带式输送机传动装置的设计系部材料工程系专业高分子材料与工程班级学号 122074308 姓名高旭指导教师高丽红完成日期 2021年12月25日目录1 、绪论2 、课题题目及要紧技术参数说明课题题目要紧技术参数说明传动系统工作条件传动系统方案的选择3 、减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构电动机选择传动比分派动力运动参数计算4、V带的结构选择设计及相关性能参数V带的型号选择要紧参数的计算验证带速计算取用V带根数5、齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)齿轮材料和热处置的选择齿轮几何尺寸的设计计算依照接触强度初步设计齿轮要紧尺寸齿轮弯曲强度校核齿轮几何尺寸的确信齿轮的结构设计6、轴的设计计算轴的材料和热处置的选择轴几何尺寸的设计计算依照扭转强度初步设计轴的最小直径轴的结构设计轴的强度校核7、轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核键的选择计算及校核联轴器的选择8 、减速器润滑、密封及附件的选择确信和箱体要紧结构尺寸的计算润滑的选择确信密封的选择确信减速器附件的选择确信箱体要紧结构尺寸计算9、总结10参考文献1 绪论本论文要紧内容是进行一级圆柱斜齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行画图，因此是一个超级重要的综合实践环节,也是一次全面的、标准的实践训练。
通过这次训练，使咱们在众多方面取得了锻炼和培育。
要紧体此刻如下几个方面：（1）培育了咱们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、经常使用机械传动或简单机械的设计，使咱们把握了一样机械设计的程序和方式，树立正确的工程设计思想，培育独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
机械设计课程设计带式输送机传动装置设计
机械设计课程设计带式输送机传动装置设计是一个相对复杂的项目，需要综合考虑多个因素，包括输送带的张力、速度、功率等。
以下是一个简单的带式输送机传动装置设计流程：
确定设计要求：明确输送机的用途、输送带的长度、宽度、速度、张力等参数，以及传动装置的功率、转速等要求。
选择合适的电机：根据设计要求，选择合适的电机类型和功率，确保电机能够满足传动装置的需求。
设计传动装置：根据电机的转速和传动比，设计合适的传动装置，包括减速器、联轴器等。
确定传动装置的尺寸和材料：根据设计要求和电机的参数，确定传动装置的尺寸和材料，并进行强度和刚度的校核。
绘制图纸：根据设计结果，绘制详细的传动装置图纸，包括装配图、零件图等。
编写设计说明书：编写完整的设计说明书，包括设计目的、方案选择、计算过程、图纸说明等内容。
审核与修改：将设计结果和图纸提交给指导老师或相关专家进行审核，并根据反馈进行必要的修改和完善。
在设计过程中，需要注意以下几点：
保证传动装置的可靠性和稳定性，避免输送带在运行过程中出现打滑、抖动等现象。
优化传动装置的结构和尺寸，降低制造成本和维护成本。
考虑传动装置的散热性能和润滑性能，确保其长期稳定运行。
在设计中贯彻节能环保的理念，尽可能采用高效、低能耗的元件和材料。
机械设计课程设计说明书(带式运输机传动装置)
机械设计课程设计说明书 机械设计课程设计说明书题号:43一、 传动方案-—V 带传动原始题目：课程设计题目五:带式运输机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5％。
滚筒效率：ηj =0。
96（包括滚筒与轴承的效率损失）。
1－电动机 2－带传动 3－减速器 4－联轴器 5－滚筒 6－传送带原始数据题 号 41 42 4344 45 46 47 4849 50运输带工作拉力（N ）1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600 运输带工作速度（m ·s －1） 1.50 1.60 1.70 1.50 1.55 1.60 1。
55 1.65 1.70 1.80 卷筒直径（mm ） 250 260 270 240 250 260 250 260 280 300已知条件： 1．工作参数运输带工作拉力F = 1200N 。
运输带工作速度V =1。
70 m/s（允许带速误差±5%). 滚筒直径D = 270 mm 。
滚筒效率0。
96(包括滚筒与轴承的效率损失）。
2．使用工况两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，空载起动。
3．工作环境室内,灰尘较大，环境最高温度35℃。
4．动力来源三相交流电，电压380/220V. 5．寿命要求使用期限10年,其工作期限（使用折旧期)为10年，大修期4年，中修期2年,小修期半Fν年。
6．制造条件一般机械厂制造，小批量生产.二、选择电动机（1)确定电动机额定功率、工作功率（输出功率）动力来源: 三相交流电，电压380/220V电动机是标准件，根据要求两班制,灰尘较大，最高温度35度，三相交流电，笼型异步，封闭式结构，电压380v，Y型根据，可得电动机额定功率因为总效率——为闭式齿轮传动效率(0。
97）;——带传动效率(0.96)-—为滚动轴承效率(0。
机械设计基础课程设计ZDL-4
机械设计基础课程设计说明书题目：设计胶带输送机的机械传动装置班级：新能源1101班姓名：黄艺凯学号：指导教师：李宝民成绩：日期：2014年1月14日目录1. 设计任务书 (3)设计题目 (3)工作条件 (3)技术数据 (3)2. 传动装置总体设计 (3)电动机的选择 (3)分配传动比 (5)传动装置的运动和动力参数计算 (5)3. 传动零件的设计计算 (7)减速器以外的传动零件设计计算 (7)减速器以内的传动零件设计计算 (8)4. 轴的设计计算 (13)初步确定轴的直径和长度 (13)轴的强度校核 (166)5. 滚动轴承的选择及其寿命验算 (20)低速轴轴承 (19)6. 键联接的选择和验算 (20)减速器大齿轮与低速轴的键联接 (20)小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 (20)联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 (21)7. 减速器的润滑及密封形式选择 (21)参考文献 (22)1. 设计任务书设计题目设计用于胶带运输机的机械传动装置。
工作条件技术数据2. 传动装置总体设计电动机的选择2.1.1选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷 式结构，电压380V ，Y 系列。
2.1.2选择电动机功率1）传动滚筒所需有效功率：kW Fv P w 7.210005.118001000=⨯==kW P w 4.2=2）传动装置总效率：按表2-11-1(P107)确定各部分效率如下:弹性联轴器的效率 99.01=η 一对深沟球轴承的效率 99.03=η闭式齿轮传动的效率 97.02=η（暂定精度为8级） 开式滚子链传动的效率 91.04=η 一对滚子轴承的效率 97.05=η 运输滚筒的效率 96.06=η 传动装置总效率7976.096.097.091.097.099.099.026542231=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=ηηηηηηη 7976.0=η 3）所需的电动机功率：kW P P wr 39.37976.07.2===ηkW P r 39.3= 查表2-19-1(P189),可选Y 系列三相异步电动机Y112M-4 型，或选Y 系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率均为kW P 0.40=，均满足r P P >02.1.3确定电动机转速1）传动滚筒轴工作转速：min 9.10130.06.16060w r/D v n =⨯⨯==ππ m in /9.101r n w =现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案进行比比较两方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动比较大。
东北大学课程设计ZDDB
一对滚动球轴承效率 η2 = 闭式齿轮的传动效率 η3 = 弹性联轴器效率 η4 = 滑动轴承传动效率 η5 = 传动滚筒效率 η6 = 则总的传动总效率：η = η1×η2η2 ×η3×η4×η5×η6 = ×××××× =3)、需要电动机的功率kw p p w r 91.28326.042.2===η 电机的转速 min3.13132.02.26060n =⨯⨯==ππD v w (r/min) 现以同步转速为Y100L2-4型（1500r/min ）及Y132S2-6型（1000r/min ）两种方案比较，传动比96.103.131144001===w n n i 31.73.13196002===w n n i ； 由表2-19-1查得电动机数据，比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选 用方案2 ，选电动机Y132S —6型 ，额定功率 kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。
同时，由表2-19-1和2-19-2查得电动机堵载转矩/额定转矩为，中心高H=132mm ，外伸轴段直径与长度分别为D=38mm ，E=80mm 。
三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比31.70==wn n i ;由表2-11-1得，V 带传 动的i 12= ，则齿轮传动的传动比为： i 23=i/i 12==此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动 零件的和尺寸确定后才能确定。
并且允许有±（3-5%）的误差。
（二）各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴）p1=pr=n1=960r/minT1=*p1/n1=**1000/960=1轴：（减速器高速轴）P2=p1*η12= *=N2=n1/i12=960/=384r/minT2=*p2/n2=**1000/384=2轴：（减速器低速轴）P3=p2*η23=**=N3=n2/i23=384/=minT3=**1000/=3轴：（即传动滚筒轴）N4=n3/i34=1=minP4=p3*η34=**=T4=**1000/=将以上计算结果汇总于下表，以供机械零件设计计算时查用。
胶带输送机卷筒的传动装置(机械设计课程设计)
过程装备与控制工程专业机械设计课程设计任务书设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置，见图。
原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年。
该减速器的动力来源为三相交流电，且减速器在中等规模机械厂小批量生产。
输送带速度允许误差为±５%。
原始数据数据编号A11 A12 A13 A14 A15 A16 A17 A18 A19 A20输送带工作拉力F（N）6500 7000 7200 7500 7800 8000 8500 6500 7000 7500 输送带速度v(m/s)0.8 1.2 1.0 0.7 1.0 0.9 1.2 1.5 1.4 1.0 卷筒直径D(mm)335 355 400 300 300 355 375 400 400 320 学生姓名学号注意：数据编号为单号的，设计的为斜齿圆柱齿轮减速器，数据编号为双号的，设计的为直齿圆柱齿轮减速器。
目录一绪论........................错误！未定义书签。
二电动机的选择.. (2)三确定传动装置的各级传动比 (4)四 V带传动设计 (5)五闭式直齿圆柱齿轮传动设计 (8)六轴的结构尺寸设计 (11)低速轴设计 (11)高速轴设计 (15)七滚动轴承的选择及计算 (19)八键联接的设计及校核 (21)九减速器尺寸计算表及附件选择 (22)十润滑与密封 (25)十一小结与附录 (25)一、绪论1.设计目的（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。
东北大学机械设计课程设计ZL
目录一、设计任务书 (3)二、电动机的选择计算 (4)三、传动比的分配: (5)四、传动装置的运动和动力参数： (6)五、闭式齿轮传动设计: (8)（一）高速级齿轮的设计： (8)（ 1 ）材料的选择： (8)( 2 ）按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (9)( 3 ) 验算齿面接触疲劳强度 (11)( 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (12)（ 5 ）齿轮主要几何参数 (13)（二）低速级齿轮的设计： (14)( 1 ) 材料的选择: (14)( 2 ) 按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (15)( 3 ）验算齿面接触疲劳强度 (16)（ 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (18)( 5 ）齿轮主要几何参数 (19)六、开式齿轮的设计 (20)( 1 ）选择材料 (20)（ 2 ）齿根弯曲疲劳强度确定模数 (20)( 3 ) 齿轮主要几何参数 (23)七、轴的设计及计算及联轴器的选择 (23)（一）初步确定轴的直径 (23)( 1 ）高速轴的设计 (23)( 2 ) 中间轴的设计 (24)( 3 ) 低速轴的设计 (24)(二）低速轴的强度校核 (252)（ 1 ）有关参数及支点反力.。
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..252 (三）高速轴的强度校核. (307)（四）中间轴的强度校核 (317)八．滚动轴承的选择及寿命验算 (328)（一）初选滚动轴承的型号 (328)（二）轴承寿命验算 (328)( 1 ) 低速轴轴承寿命验算 (328)（ 2 ) 中间轴的轴承寿命验算 (349)（ 3 ）高速轴的轴承寿命验算 (30)九．键联接和联轴器的选择和校核 (30)（一）键的选择 (30)( 1 ）高速轴上键的选择 (30)（ 2 ) 中间轴上键的选择 (30)（ 3 ) 低速轴上键的选择 (30)（二)键的校核 (30)( 1 ）齿轮处的键 (30)( 2 ）外伸出的键 (31)十. 减速器的润滑，密封形式和联轴器的选择 (351)十一.参考文献 (31)一、设计任务书1．设计题目：设计胶带输送机的传动装置2 。
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机械设计课程设计--设计胶带输送机的传动装置机械设计课程设计说明书目录1 设计任务书 (4)1.1 题目名称设计胶带输送机的传动装置 (4)1.2 工作条件 (4)1.3 技术数据 (4)2 电动机的选择计算 (4)2.1 选择电动机系列 (4)2.2 滚筒转动所需要的有效功率 (4)2.3 确定电动机的转速 (5)3 传动装置的运动及动力参数计算 (5)3.1 分配传动比 (5)3.1.1 总传动比 (5)3.1.2 各级传动比的分配 (5)3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 (6)3.2.1 Ⅰ轴（高速轴） (6)3.2.2 Ⅱ轴（中间轴） (6)3.2.3 Ⅲ轴（低速轴） (6)3.2.4 Ⅳ轴（传动轴） (6)3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴） (6)3.3 开式齿轮的设计 (7)3.3.1 材料选择 (7)3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 73.3.3 齿轮强度校核 (8)3.3.4 齿轮主要几何参数 (9)4 闭式齿轮设计 (10)4.1 减速器高速级齿轮的设计计算 (10)4.1.1 材料选择 (10)4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 (10)4.1.3 验算齿面接触疲劳强度 (12)4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度..... - 13 -4.1.5 齿轮主要几何参数............. - 14 - 4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 .................................................................... - 14 -4.2.1 材料选择............................. - 14 -4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距..................................................... - 15 -4.2.3 验算齿面接触疲劳强度..... - 16 -4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度..... - 18 -4.2.5 齿轮主要几何参数............. - 19 -5 轴的设计计算 .................................................................................................... - 19 - 5.1 高速轴的设计计算 ........................................................................................ - 19 - 5.2 中间轴的设计计算 ........................................................................................ - 20 -5.3 低速轴的设计计算 ........................................................................................ - 20 -6 低速轴的强度校核 ............................................................................................ - 21 -6.1 绘制低速轴的力学模型......... - 21 -6.2 求支反力................................. - 21 -6.3 作弯矩、转矩图..................... - 23 -6.1.4 作计算弯矩Mca图............. - 24 -6.1.5 校核该轴的强度................. - 24 -6.6 精确校核轴的疲劳强度......... - 24 -7 低速轴轴承的选择及其寿命验算 .................................................................... - 26 -7.1 确定轴承的承载能力............. - 26 -7.2 计算轴承的径向支反力......... - 26 -7.3 作弯矩图................................. - 26 -7.4 计算派生轴向力S.................. - 26 -7.5求轴承轴向载荷...................... - 27 -7.6 计算轴承的当量动载荷P...... - 27 -8 键联接的选择和验算 ........................................................................................ - 28 - 8.1 低速轴上键的选择与验算 ............................................................................ - 28 -8.1.1 齿轮处................................. - 28 -8.1.2 联轴器处............................. - 28 -8.2 中间轴上键的选择与验算 ............................................................................ - 28 -8.3 高速轴上键的选择与验算 ............................................................................ - 28 -9 联轴器的选择 .................................................................................................... - 28 - 9.1 低速轴轴端处 ................................................................................................ - 29 -9.2 高速轴轴端处 ................................................................................................ - 29 -10 减速器的润滑及密封形式选择 ...................................................................... - 29 -11 参考文献........................................................................................................... - 29 -1 设计任务书1.1 题目名称 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kW FvP W 5.4100024.0170001000=⨯==传动装置总效率 筒轴承开齿闭齿刚联弹联ηηηηηηη52=查表17-9得F弹性联轴器的效率 995.0=弹联η刚性联轴器的效率 99.0=刚联η闭式齿轮的啮合效率 级精度）（闭齿897.0=η开式齿轮的啮合效率 95.0=开齿η滚动轴承的效率 98.0=轴承η滚筒的效率 96.0=筒η传动装置的总效率 卷筒轴承开齿闭齿刚联弹联ηηηηηηη52=96.098.095.097.099.0995.052⨯⨯⨯⨯⨯=7625.0=2.3 确定电动机的转速滚筒轴转速 min /94.1160r Dv n W ==π 所需电动机的功率 kW kW P P w r 5.79.57625.05.4<===η同步转速1500r/min,满载转速1440r/min 。
查表27-2，电动机中心高 H=132mm ，外伸段 D×E=38mm ×80mm3 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 6.12094.1114400===W n n i 3.1.2 各级传动比的分配查表17-9 取656==i i 开减速器的传动比 1.2066.120===开减i i i 高速级齿轮传动比21.51.2035.135.112=⨯==减i i低速级齿轮传动比 86.321.51.201234===i i i 减3.2 各轴功率、转速和转矩的计算3.2.0 0轴 P=5.9kw,n=1440r/min, T=9.55*5.9/1440=40.246N*m3.2.1 Ⅰ轴（高速轴）kW8705.5995.09.51=⨯=⋅=弹联ηr P P m in /14400101r i n n == m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=93.381440108705.555.955.93111 3.2.2 Ⅱ轴（中间轴）5.666kW97.0995.08705.512=⨯⨯=⋅⋅=闭齿轴承ηηP P min /06.37386.314401212r i n n ===m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=04.14506.37310666.555.955.93222 3.2.3 Ⅲ轴（低速轴）5.386kW 97.098.0666.523=⨯⨯=⋅⋅=闭齿轴承ηηP Pmin /6.9686.306.3733423r i n n === m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=6.5166.9610386.555.955.93333 3.2.4 Ⅳ轴（传动轴）5.225kW 99.098.0386.534=⨯⨯=⋅⋅=刚联轴承ηηP P6.9616.964534===i n n mm N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=7.664848147.6110605.455.955.93444 3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴）4.864kW 95.099.0225.545=⨯⨯=⋅⋅=开齿轴承ηηP Pmin /1.1666.965645r i n n === m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=17.28851.1210864.455.955.93555 3.3 开式齿轮的设计3.3.1 材料选择小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算初取小齿轮齿数 205=Z则大齿轮齿数 1206205656=⨯==i Z Z计算应力循环次数84510908.1)2830010(0.1254.666060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N78565610180.3610908.1⨯=⨯==i N N 查图5-19 0.165==N N Y Y查图5-18(b) pa 2705lim M F =σ，pa 2006lim M F =σ由式5-32 0.165==X X Y Y取 0.2=ST Y ,4.1min =F S计算许用弯曲应力由式5-31 []X N F STF F Y Y S Y min lim σσ=[]pa 7.3850.10.14.10.22705M F =⨯⨯⨯=σ []pa 7.2850.10.14.10.22006M F =⨯⨯⨯=σ 查图5-14 21.2,81.265==Fa Fa Y Y查图5-15 78.1,56.165==Sa Sa Y Y则 []011365.07.38556.181.2555=⨯=F Sa Fa Y Y σ []013769.07.28578.121.2666=⨯=F Sa Fa Y Y σ 取[]013769.0}][,][max {666555==F Sa Fa F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y Y Y σσσ 初选综合系数1.1=t t Y K ε，查表5-8 5.0=d φ由式5-26mm Y Y Y Z KT m F Sa Fa d 254.4205.0013769.05082761.12][2323254=⨯⨯⨯⨯=≥σφε 考虑开式齿轮工作特点m 加大10%-15%，取m=53.3.3 齿轮强度校核mm mZ d 10020555=⨯==mm mZ d 600120566=⨯==mm m h d d a a 11050.121002*55=⨯⨯+=+=mm m h d d a a 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mmb b 76670665=+=+= 969.9320cos .55==d d b816.56320cos .66==d d b 则小齿轮转速为s m n d v /3467.01060254.6610014.310603345=⨯⨯⨯=⨯=π06934.0100203467.01005=⨯=vz 查图5-4（d ） 005.1=v k 查表5-3 1.1=A k70.0100705==d b 由图5-7(a) 18.1=βk 查表5-4 2.1=αk计算载荷系数 5654.12.118.1005.11.1=⨯⨯⨯==αβk k k k k v A 3215.31110969.93arccos arccos 555===a b a d d α 4387.22610816.563arccos arccos666===a b a d d α 715.1)]20tan 4387.22(120)20tan 3215.31(tan 20[21)]tan (tan )tan (tan [216655=-⨯+-⨯=-+-=tam z z a a πααααπεα 6873.0715.175.025.075.025.0=+=+=αεεY076.16873.05654.1=⨯=εkY与1.1=t t Y k ε相近 ，无需修正计算齿根弯曲应力[]安全555545305.19956.181.25100705082765654.122F sa Fa F Mpa Y Y Y m bd KT σσε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]安全6665556094.22278.121.256.181.2305.199F sa Fa sa Fa F F Mpa Mpa Y Y Y Y σσσ<=⨯⨯⨯== 3.3.4 齿轮主要几何参数205=Z 1206=Z 6u = 5=m mm a 350=mm d 1005= mm d 6006= mm d a 1105= mm d a 6106=mmd f 5.875= mm df 5.5876=969.935=b d 816.5636=b d mmb 765= mm b706=4 闭式齿轮设计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 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS 按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算9111046.3)283008(114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N812121063.6⨯==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 （精加工） 查图5-16（b ） pa 6501lim M H =σ,pa 5152lim M H =σ 由式5-28[]pa 59892.00.10.10.10.165011min1lim 1M Z Z Z Z SLVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯==σσ []pa 49.49792.00.10.105.10.151522min2lim 2M Z Z Z Z S LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯==σσ[][][]Mpa H H H 49.497},min{21==σσσ4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 小轮转矩mm N T ⋅=587051 初定螺旋角 13=β初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E = 减速传动 21.512==i u 取4.0=a φ 端面压力角4829.20)13cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t基圆螺旋角2035.12)4829.20cos 13arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-42 987.013cos cos === ββZ由式5-41 442.24829.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =⨯==t t bH Z ααβ 由式5-39[]mmZ Z Z Z u KT u a HE H a t 8.14149.497987.08.189442.221.54.02587050.1)121.5(2)1(32321=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥σφβε取中心距 mm a 145=估算模数 mm a m n 8.299.0)02.0007.0(-=-= 取标准模数 mm m 2=小齿轮齿数 ()()4.20121.5213cos 14521cos 21=+⨯⨯⨯=+= u m a z β大齿轮齿数 27.1064.2021.512=⨯==uz z取 211=z 1062=z 实际传动比 04.52110612===z z i 实 传动比误差 %5%1.3%10021.521.504.5%100<=⨯-=⨯-=∆理实理i i i i在允许范围内修正螺旋角 3329.121302)10423(2arccos 2)(arccos12=⨯+⨯=+=αβz z m n与初选 13=β相近, H Z ,βZ 可不修正轮分度圆直径 mm z m d n 99.423329.12cos /212cos /11=⨯== βmm z m d n 00.2173369.12cos /1062cos /22=⨯== β圆周速度 s m n d v /24.31060144099.4210603311=⨯⨯⨯=⨯=ππ查表5-6 取齿轮精度为8级 4.1.3 验算齿面接触疲劳强度电机驱动,稍有波动,查表5-3 1.1=A k681.010023366.21001=⨯=vz 查图5-4（d ） 007.1=v k 齿宽mm a b a 0.581454.0=⨯==φ34.10866.470.521==d b 查图5-7（a ） 12.1=βK 查表5-4 4.1=αK载荷系数 72.1==αβK K K K K v A齿顶圆直径 mm m h d d a a 99.462*11=+=mm m h d d aa 00.2212*22=+= 端面压力角4707.20)8386.12cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t 齿轮基圆直径 mm d d t b 275.404707.20cos 99.42cos 11=⨯== α mm d d t b 30.2034707.20cos 00.221cos 22=⨯== α端面齿顶压力角 008.3199.46275.40arccos arccos 111===a b at d d α09.2300.22130.203arccos arccos222===a b at d d α][[]971.1)4707.20tan 09.23(tan 106)4707.20tan 008.31(tan 2121)tan (tan )tan (tan 212211=-⨯+-⨯=-+-=πααααπεαt at t at z z 972.123329.12sin 58sin =⨯==ππβεβn m b由式5-43 712.0971.111===αεεZ 由式5-42 9883.03329.12cos cos === ββZ 由式5-415759.11)4707.20cos 3329.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-41445.24707.20sin 4707.20cos 5759.11cos 2sin cos cos 2=⨯==t t bH Z ααβ []安全H E H H M uu bd KT Z Z Z Z σσβε<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=pa 70.45021.5121.50866.475858705971.12987.0712.08.189445.21222114.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度查图5-18（b ） Mpa F 2701lim =σ，Mpa F 2002lim =σ 查图5-19 0.11=N Y 0.12=N Y 由式5-32 0.121==X X Y Y 取 0.2=ST Y 4.1min =F S 由式5-31[]Mpa Y Y SYX N F ST F F 7.3850.10.14.1227011min1lim 1=⨯⨯⨯==σσ []Mpa Y Y S Y X N F STF F 7.2850.10.14.1220022min2lim 2=⨯⨯⨯==σσ524.223329.12cos /21cos /3311=== βZ Z V691.1133329.12cos /106cos /3322=== βZ Z V 查图5-14 25.2,75.221==Fa Fa Y Y 查图5-15 80.1,575.121==Sa Sa Y Y由式5-47计算βY ，因0.1972.1>=βε，取0.1=βε897.01203329.12111201=⨯-=-=βεββY 由式5-48 6152.0971.15759.11cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+=αεεβbY由式5-44[]安全111111pa 92.110897.06152.0575.175.2299.425858706971.122F sa Fa nF M Y Y Y Y m bd KT σσβε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]安全2F 112212pa 714.103575.175.280.125.292.110σσσ<=⨯⨯⨯==M Y Y Y Y Sa F Sa Fa F F4.1.5 齿轮主要几何参数211=Z 1062=Z 21.5u = 2=m3329.12=β 05.2cos /==βn t m mmm d 99.421= mm d 00.2172= mm d a 99.461= mm d a 00.2212= mmd f 275.401= mm df 30.2032=mm d d a 145)(2121=+=mm b 661= mm b 582=mm d b 113.441= mm d b 56.1822=4.2 减速器低速级齿轮的设计计算4.2.1 材料选择小齿轮: 40Cr ，调质处理，齿面硬度241--286HBS 大齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--235HBS 按齿面硬度241HBS 和217HBS 计算8331092.8)283008(106.3736060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N834341037.2⨯==i N N 查图5-17 05.1,143==N N Z Z （允许一定点蚀） 由式5-29 0.143==X X Z Z取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工） 查图5-16（b ） pa 6503lim M H =σ,pa 6504lim M H =σ 由式5-28[]pa 59892.00.10.1.10.165033min3lim 3M Z Z Z Z S LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯==σσ[]pa 9.62792.00.10.105.10.165044min4lim 4M Z Z Z Z S LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯==σσ[][][]Mpa H H H 598},min{43==σσσ4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 小轮转矩mm N T ⋅=1450402 初定螺旋角 13=β初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E = 减速传动 86.334==i u 取4.0=a φ 端面压力角4829.20)13cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t基圆螺旋角2035.12)4829.20cos 13arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-42 987.013cos cos === ββZ由式5-41 442.24829.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =⨯==t t bH Z ααβ由式5-39[]mmZ Z Z Z u KT u a HE H a t 67.1469.627987.08.189442.286.34.021450400.1)1413.3(2)1(32321=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥σφβε取中心距 mm a 150=估算模数 mm a m n 305.1)02.0007.0(-=-= 取标准模数 mm m 5.2=小齿轮齿数 ()()058.24186.35.213cos 15021cos 23=+⨯⨯⨯=+=u m a z n β大齿轮齿数 863.95058.2486.334=⨯==uz z取 253=z 964=z 实际传动比 84.3259634===z z i 实 传动比误差 %5%52.0%10086.384.386.3%100<=⨯-=⨯-=∆理实理i i i i在允许范围内修正螺旋角 62.121552)9427(5.2arccos 2)(arccos34=⨯+⨯=+=αβz z m n与初选 13=β相近, H Z ,βZ 可不修正轮分度圆直径 mm z m d n 050.6462.12cos /255.2cos /33=⨯== βmm z m d n 942.24462.12cos /965.2cos /44=⨯== β圆周速度 s m n d v /25.11060323=⨯=π查表5-6 取齿轮精度为8级4.2.3 验算齿面接触疲劳强度 电机驱动,稍有波动,查表5-3 1=A k313.01002525.11003=⨯=vz 查图5-4（d ） 03.1=v k 齿宽mm a b a 0.601504.0=⨯==φ937.0050.640.603==d b 查图5-7（a ） 08.1=βK 查表5-4 4.1=αK载荷系数 557.14.108.103.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A齿顶圆直径 mm m h d d a a 050.695.20.12050.642*33=⨯⨯+=+=mm m h d d aa 942.2505.20.12942.2452*44=⨯⨯+=+= 端面压力角4546.20)62.12cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t 齿轮基圆直径 mm d d t b 012.604546.20cos 050.64cos 33=⨯== α mm d d t b 435.2304546.20cos 942.245cos 44=⨯== α 端面齿顶压力角645.29050.69012.60arccos arccos333===a b at d d α324.23arccos444==a b at d d α ][[]807.1)4546.20tan 324.23(tan 96)4546.20tan 645.29(tan 2521)tan (tan )tan (tan 214433=-⨯+-⨯=-+-=πααααπεαt at t at z z 7256.15.262.12sin 60sin =⨯==ππβεβnm b由式5-43 744.0807.111===αεεZ由式5-42 9878.062.12cos cos === ββZ 由式5-4185.11)4546.20cos 62.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-41 444.24546.20sin 4546.20cos 85.11cos 2sin cos cos 2=⨯==t t bH Z ααβ[]安全H E H H M uu bd KT Z Z Z Z σσβε<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=pa 649.48086.3186.3050.6460145040807.129878.0772.08.189444.2122232 4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度查图5-18（b ） Mpa F 2903lim =σ，Mpa F 2704lim =σ 查图5-19 0.13=N Y 0.14=N Y 由式5-32 0.143==X X Y Y 取 0.2=ST Y 4.1min =F S 由式5-31[]Mpa Y Y S Y X N F STF F2.4140.10.14.1229033min3lim 3=⨯⨯⨯==σσ []Mpa Y Y S Y X N F STF F 7.3850.10.14.1227044min4lim 4=⨯⨯⨯==σσ 174.2562.12cos /25cos /3333=== βZ Z V794.9662.12cos /96cos /3344=== βZ Z V 查图5-14 27.2,62.243==Fa Fa Y Y 查图5-15 80.1,6.143==Sa Sa Y Y由式5-47计算βY ，因0.1807.1>=βε，取0.1=βε898.012026.12111201=⨯-=-=βεββY由式5-48548.0807.185.11cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+=αεεβbY[]安全333323pa 215.120898.0898..056.162.25.2040.6560145040807.122F sa Fa n F M Y Y Y Y m bd KT σσβε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]安全⇒<=⨯⨯⨯==4F334434pa 8.1386.162.278.127.2215.120σσσM Y Y Y Y Sa Fa Sa Fa F F4.2.5 齿轮主要几何参数253=Z 964=Z 86.3u = 5.2=m62.12=β 56.2cos /==βn t m mmm d 050.643= mm d 942.2454= mm d a 050.693= mm d a 942.2504= mmd f 887.563= mm df 31.2274=mm d d a 150)(2143=+=mm b 703= mm b 604=mm d b 012.603= mm d b 435.2304=5 轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 9.5= 转速min /960r n = 查表8-2 1100=Amm n P A d 57.1714409.5110330=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则45.18~10.18)1%5~%3(57.17=+⨯≥ddd >min mmd32min=取估定减速器高速轴外伸段轴径查表17-2 电机轴径,38mm d =电机轴伸长mm E 80=则()()mm d d 38~4.30380.1~8.00.1~8.0=⨯==电机 取 mm d 32=根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯==246.401440109.555.955.93查表11-1 工作情况系数5.1,5.1~25.1==K K 取 计算转矩m N KT T c ⋅=⨯==369.60246.405.1 查表22-1 选TL6公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=688.59250 许用转速m in /1440m in /3300][1r n r n =>= 轴孔直径mm d mm d 38,30max min ==取减速器高速轴外伸段轴径d=32mm,可选联轴器轴孔mm d mm d d 32,3821===电机联接电机的轴伸长mm E 80=联接减速器高速轴外伸段的轴伸长mm L 82=5.2 中间轴的设计计算轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 386.5=，转速min /696.208r n = 查表8-2 1180=Amm n P A d 7.2806.373386.5110330=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则135.30~561.29)1%5~%3(7.28=+⨯≥ddd >min 取mmd40min=5.3 低速轴的设计计算轴的材料为选择40Cr, 调质处理，传递功率kW P 699.4=，转速min /147.61r n = 查表8-2 1180=Amm n P A d 08.456.96386.5118330=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则334.47~4324.46)1%5~%3(08.45=+⨯≥ddd >min 取mmd50min=因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯==033.5326.9610386.555.955.93计算转矩 m N KT T c ⋅==04.6653 查表22-1 选TL8查表11-1 工作情况系数.T 取1.25 公称直径m N T m N T c n ⋅=>⋅=04.665710 许用转速min /6.96min /2100][r n r n =>= 减速器低速轴外伸段mm L mm d 112,501== 从动端mm L mm d 112,02==6 低速轴的强度校核6.1 绘制低速轴的力学模型mm L 4.1241= mm L 8.602= 作用在齿轮的圆周力 N d T F t 045.4330942.2455324702243=⨯==径向力 N F F t r 028.16154546.20tan 045.4330tan =⨯=⋅= α 轴向力NF F t a 446.96962.12tan 045.4330tan =⨯=⋅= β6.2 求支反力水平支反力0=∑B M 0)(221=-+L F L L R t Ax955.20008.604.1248.60014.6095212=+⨯=+=L L L F R t Ax0=∑X ,N R F R Ax t Bx 059.4094955.2000014.6095=-=-= 垂直支反力0=∑B M 02)(221=-++-dF L F L L R ar AzNLL dF L F R ar Az 663.1358.604.124409.120570.13568.60329.22732212-=+⨯-⨯=+-=0=∑ZN R F R Az r Bz 992.2408)663.135(329.2273=--=-=6.3 作弯矩、转矩图（上图） 水平弯矩x MC 点 mm N L R M Ax Cx ⋅=⨯==015.192777139885.13861 垂直弯矩z MC 点左 mm N L R M Az Cz ⋅-=⨯=-=991.9127139669.651 C 点右 mm N L R M Bz Cz ⋅=⨯==654.1100855.65697.1680'2 合成弯矩C MC 点左 mm N M M M Cz CxC ⋅=+=995.19299222 C 点右 mm N M M Cz CxC ⋅=M +=110.221995'2'2 转矩 mm N T ⋅=5324706.1.4 作计算弯矩Mca 图（上图）该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑 取6.0=α C 点左mm N T M M C C caC ⋅=⨯+=+=306.373249)5324706.0()995.192992()(2222αC 点右mm N T M M C C caC ⋅=⨯+=+=110.221995)06.0()110.221995()(222'2''αD 点mm N T M M D D caD ⋅=⨯+=+=319482)5324726.0(0)(2222α6.1.5 校核该轴的强度根据以上分析，C 点弯矩值最大，而D 点轴径最小，所以该 轴危险断面是C 点和D 点所在剖面。