計算過程及計算說明一、傳動方案的選擇依據設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1）工作條件使用年限15年，每年300天，每天16個小時，單向運轉，載荷穩定。（2）原始數據輸送帶牽引力F4000N；帶速V13M/S；輸送帶鼓輪直徑D180MM；該傳動方案能夠滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低、傳動效率高、操作維護方便。帶傳動傳動平穩，緩沖吸振能力強。缺點是帶傳動承載能力較低，不適應繁重的工作要求和惡劣的工作環境。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇本減速器在常溫下連續工作，載荷平穩，對起動無特殊要求，但工作環境灰塵較多，故選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電源電壓為380V。結構形式為臥式電動機。2、電動機功率選擇F4000NV13M/SD180MM（1）工作機所需功率W4013KW52FVP2電動機到輸送帶的總效率為31245由表127查得V帶傳動效率；1096滾子軸承效率（兩對齒輪軸軸承和一對2098卷筒軸軸承）；齒輪副效率（齒輪精度3097為8級）；齒輪聯軸器效率；卷筒效率450973609870970841（3）電動機的工作功率WD52K618KW08P查表131，選電動機額定功率為75KW。3、確定電動機轉速計算滾筒工作轉速N筒601000V/（D）60100013/（180）138R/MIN按表126推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比；由表21知，取圓柱齒輪傳動一級減14I082D63KWPN筒138R/MIN速器傳動比范圍，則總傳動比合理范圍為236I，電動機轉速的可選范圍為624AIDW138R/MIN28R/MINANI2符合這一范圍的同步轉速有1000、1500和3000R/MIN。根據容量和轉速，由表131查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案?？蛇x電動機參數比較電動機轉速/（RMIN1）方案電動機型號額定功率/（KW）同步轉速滿載轉速1Y132S2275300029002Y132M475150014403Y160M6751000970綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選N1500R/MIN。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M4。其主要性能額定功率75KW，滿載轉速1440R/MIN，額定轉矩22。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比I總N電動/N筒1440/13810432、分配各級傳動比（1）據指導書，取齒輪減速器I5（單級減速器I36合理）（2）I總I齒輪I帶I帶I總/I齒輪1043/5208四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（R/MIN）NIN電機1440R/MINNIINI/I帶1440/2086923R/MINNIIINII/I齒輪6923/51385R/MIN2、計算各軸的功率（KW）電動機型號為Y132M4I總1043I帶208NI1440R/MINNII6923R/MINNIII1385R/MINPI75KWPII72KWPIII68KWPIP工作75KWPIIPI帶7509672KWPIIIPII軸承齒輪7209809768KW3、計算各軸扭矩（NMM）TI955106PI/NI95510675/144049739NMMTII955106PII/NII95510672/692399321NMMTIII955106PIII/NIII95510668/1385468881NMM五、傳動零件的設計計算1、帶傳動的設計計算（1）選擇普通V帶截型計算項目電機軸高速軸低速軸功率/（KW）757268轉速/（RMIN1）144069231385轉矩/（NMM）4973999321468881傳動比2085效率096095TI49739NMMTII99321NMMTIII468881NMM由課本P208表1110得KA12PDKAP12759KW由課本P209圖1112得選用A型V帶（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本P204表116得，推薦的小帶輪基準直徑為75160MM則取DD1140MMDMIN75DD2（N1/N2）DD1（1440/6923）140291MM由課本P210表1111，取DD2280MM實際從動輪轉速N2N1DD1/DD21440140/280720R/MIN轉速誤差為（N2N2）/N2（7206923）/6923004120（適用）（5）確定帶的根數據課本P216和表（116）由插入法得P1227KW據課本P216和表（117）由插入法LD2000MMP1017KW據課本P216和表（118）由插入法K097據課本P216和表（119）得KL103由課本P211式（1128）得ZPD/PPD/P1P1KKL9/227017097103369取Z4根6計算軸上壓力由課本P197表111查得Q01KG/M，由式（1129）單根V帶的初拉力F0500PD（25/K1）/ZVQV2500925/0971/410550110552N17933N則作用在軸承的壓力FQ，由課本P212式（1114）FQ2ZF0SIN1/22417933SIN168/2142678N2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級Z4根F017933NFQ142678NZ125Z2125考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45鋼40調質，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P249表133選7級精度。齒面精糙度RA1632M，為增加傳動的平穩性選Z125,Z2UZ1125因選用閉式軟齒面傳動故按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度。2按齒面接觸疲勞強度設計1D3212HEDZUKT初選載荷系數KT13初選螺旋角12小齒輪傳遞轉矩TI49739NMM由表138選取齒寬系數D14由表136的彈性系數ZE1898（MPA）1/2節點區域系數ZH24512由圖136查的接觸疲勞強度極限HLIM1700MPAHLIM2570MPA由式132可得接觸應力循環次數N160N1JLH60692311630015HLIM1700MPAHLIM2570MPAN1299109N2598108ZN11ZN2114YN11,YN21299109N2N1/299109/5598108由圖138可得接觸疲勞強度壽命系數ZN11ZN2114彎曲疲勞強度壽命系數由圖139可得YN11,YN21彎曲疲勞強度安全系數取最小值即SF14接觸疲勞強度安全系數取失效概率為1接觸強度最小安全系數SH1計算許用接觸應力由式133H1HLIM1ZN1/SH700/1700MPAH2HLIM2ZN2/SH570114/16498MPAHMINH1H2/2,123H2MIN7006498/2,1236498MIN6749,79936749MPA端面重合度188321/Z11/Z2COS188321/251/125COS12169縱向重合度0318DZ1TANH1700MPAH26498MPAH6749MPA169234Z077Z09903181425021234重合度系數0771Z螺旋角系數099COS修整小齒輪分度圓直徑由1D3212HEDZUKT313MM圓周速度VT314D1TN1/（601000）3143136923/（601000）113M/S由表135確定載荷系數KA1根據VZ1/10011325/100028M/S由圖1313可得KV097由403查圖1314可得K125由于D14由圖1315可得K11故載荷系數KKKKAKV111251097133修整小齒輪分度圓直徑31/TTD3154MM確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸確定模數MND1COS/Z1VT113M/SK133D13154MMMN2MMA155MM14D1515MMD22577MM3154COS12/25123MM圓整為標準值MN2MM中心距AM（Z1Z2）/2COS15335MM圓整為A155MMARCCOSMN（Z1Z2）/2AARCCOS09714分度圓直徑D1,D2D1MNZ1/COS225/COS14515MMD2MNZ2/COS2125/COS142577MM計算齒寬B1，B2BDD114515721MM取B178MMB272MM校核齒根彎曲疲勞強度YBMKFSANTYBDKTSAFN12F端面重合度188321/Z11/Z2COS188321/251/125COS14168縱向重合度0318DZ1TAN0318142502528重合度系數Y025075/070螺旋角系數由圖1322可得Y087B178MMB272MMA16828Y070ZV1275ZV21375YFA1256YFA2215YSA11605YSA2182當量齒數ZV1Z1/COS325/091275ZV2Z2/COS3125/0911375齒形系數由260表137可得YFA1256YFA2215應力修正系數YSA11605YSA2182彎曲疲勞強度極限由圖137可得FLIM1560MPAFLIM2440MPA計算許用彎曲應力F1FLIM1YN1/SF560/14400MPAF2FLIM2YN2/SF440/143143MPA由課本P266式1317可得446MPA1F112FASNKTBDMF1400MPA同理425MPA2F12FASNKTYBDMF23143MPAFLIM1560MPAFLIM2440MPAF1400MPAF23143MPA滿足彎曲疲勞強度要求傳動零件各設計參數附表1各傳動比V帶齒輪20852各軸轉速NNIR/MINNIIR/MINNIIIR/MIN1440692313853各軸輸入功率P（KW）（KW）（KW）7572684各軸輸入轉矩TNMMNMMNMM49739993214688815帶輪主要參數小輪直徑（MM）大輪直徑（MM）中心距A（MM）帶基準長度（MM）帶的根數14028095200046其他主要參數MNZ1Z222512514六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS根據課本P358表171可得B637N/MM2S353N/MM21268N/MM21155N/MM21B216N/MM20B98N/MM21B59N/MM2計算軸的載荷由于軸所傳遞的轉矩TII99321KNMM故作用在齒輪上的圓周力為FT2TII/D2TCOS/Z1MN299321COS14/25238537N故作用在齒輪上的徑向力為FRFTTANN/COS38537TAN20/COS141446N故作用在齒輪上的軸向力為FAFTTAN38537TAN14961N以上各力方向如課本P372圖1722FT38537NFR1446NFA961NDI27MM圖例1初步估算軸的最小直徑，查表172，取A115由式172可得251MM3PDAN考慮有鍵槽，將直徑增大5，則D25115MM264選DI27MM2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定，軸上大部分零件包括齒輪、套筒、左端軸承和軸承端蓋依次由左端裝配，僅右端軸承和軸承端蓋由右端裝配。（2）根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度I段裝帶輪段上一步確定DI27MM帶輪與軸配合部分長度LI50MM為保證軸端擋圈壓緊帶輪LI應略小于50MM故LI49MMDII32MMLII24MMDII32MMDIIIDVI35MM取LI49MMII段裝左軸承端蓋段帶輪右端用軸肩定位故取DII32MM軸段II的長度由軸承端蓋寬度及其固定螺釘的裝拆空間要求決定取LII24MMIII段裝軸承段這兩段軸徑由軸承內圈孔來決定。根據斜齒輪有軸向力及DII32MM，選角接觸球軸承7207C其尺寸為DDB357217故取DIIIDVI35MM，軸段III的長度由滾動軸承寬度B、軸承與箱體內壁距離S510MM、齒輪端面與箱體內壁之間距離A1020MM及大輪輪轂與其裝配軸段的長度差等尺寸決定LIIIBSA217520244MM齒輪箱對于軸承對稱配置，LVIASB（軸環寬度）B20591733MMIV段齒輪段考慮齒輪裝拆方便，故取DIV42MM為保證套筒緊靠齒輪左端使齒輪軸向固定，LIV76MMV段軸環段齒輪右端用軸環定位，按設計手冊推薦軸環高度H007D3007423594MM取H6MMLIII44MMLVI33MMDIV42MMLIV76MMH6MMDV54MMLV9MM故軸環直徑DVDIV2H54MM軸環寬度一般為高度的14倍，取LV9MM軸上零件的軸向固定、齒輪、帶輪與軸的軸向固定均采用平鍵連接。同時為了保證齒輪與軸由良好的對中性，采用H7/R6配合，帶輪與軸的配合采用H7/K6，滾動軸承與軸的配合采用H7/K6定出軸肩處R的值，見下圖。軸端倒角取245插入軸的結構簡圖A由軸的結構簡圖，可確定出軸承支點跨距L2L3653MM，懸臂L1642MM由此可以畫出軸的受力簡圖如下圖所示插入軸的受力簡圖B水平面支反力圖CRBHRDHFT/238537/2192685N垂直面支反力圖ERDV（FRL2FAD/2）/L2L3（1446653961252/2COS14）/653653L2L3653MML1642MMRBHRDH192685NRDV533NRBV913NMCH125823305NMCV1596189NMMMCV2348049NMM533NRBVFRRDV913N畫彎矩圖、轉矩圖水平面彎矩圖MH圖D截面C處MCHRBHL2192685653125823305N垂直面彎矩圖MV圖F截面C左邊MCV1RBVL2913653596189NMM截面C右邊MCV2RDVL3533653348049NMM合成彎矩圖圖G截面C左邊MC1（M2CHM2CV1）1/2（12582330525961892）1/2139233NMM截面C右邊MC2（M2CHM2CV2）1/2（12582330523480492）1/2130548NMM轉矩圖圖H轉矩T99321NMMMC1139233NMMMC2130548NMMME151450E173N/MM2按彎扭W合成強度條件校核軸的強度從圖G可以看出C處彎矩最大，校核該截面的強度。截面C的當量彎矩15145022EMT式中1B/0B06由式175可得EME/WME/01D3151450/014232044N/MM2校核結果E1B59N/MM2截面C強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS根據課本P358表171可得B637N/MM2S353N/MM21268N/MM21155N/MM21B216N/MM20B98N/MM21B59N/MM2計算軸的載荷由于軸所傳遞的轉矩TIII468881KNMM故作用在齒輪上的圓周力為FT2TIII/D2TIIICOS/Z2MN2468881COS14/1252FT3640NFR1366NFA908N3640N故作用在齒輪上的徑向力為FRFTTANN/COS3640TAN20/COS141366N故作用在齒輪上的軸向力為FAFTTAN3640TAN14908N以上各力方向如課本P372圖1722初步估算軸的最小直徑，查表172，取A115由式172可得421MM3PDAN考慮有鍵槽，將直徑增大5，則D42115MM442選DIII45MM2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定，軸上大部分零件包括齒輪、套筒、左端軸承和軸承端蓋依次由左端裝配，僅右端軸承和軸承端蓋由右端裝配。聯軸器選擇彈性DIII45MMDI45MMLI82MMDII52MMLII40MM柱銷聯軸器LX3型。（2）根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度I段裝聯軸器段由于上一步確定DI45MM易得聯軸器與軸配合部分長度LI84MM為保證軸端擋圈壓緊聯軸器LI應略小于84MM故取LI82MMII段裝左軸承端蓋段聯軸器右端用軸肩定位故取DII52MM軸段II的長度由軸承端蓋寬度及其固定螺釘的裝拆空間要求決定取LII40MMIII段裝軸承段這兩段軸徑由軸承內圈孔來決定。根據斜齒輪有軸向力及DII52MM，選角接觸球軸承7211C其尺寸為DDB5510021故取DIIIDVI55MM，軸段III的長度由滾動軸承寬度B、軸承與箱體內壁距離S510MM、齒輪端面與箱體內壁之間距離A1020MM及大輪輪轂與其裝配軸段的長度差等尺寸決定LIIIBSA221520248MM齒輪箱對于軸承對稱配置，DII52MMDIIIDVI55MMLIII48MMLVI33MMDIV65MMLIV70MMH8MMDV81MMLV12MMLVIASB（軸環寬度）B205122133MMIV段齒輪段考慮齒輪裝拆方便，故取DIV65MM為保證套筒緊靠齒輪左端使齒輪軸向固定，LIV70MMV段軸環段齒輪右端用軸環定位，按設計手冊推薦軸環高度H007D3007653755MM取H8MM故軸環直徑DVDIV2H81MM軸環寬度一般為高度的14倍，取LV12MM軸上零件的軸向固定、齒輪、帶輪與軸的軸向固定均采用平鍵連接。同時為了保證齒輪與軸由良好的對中性，采用H7/R6配合，帶輪與軸的配合采用H7/K6，滾動軸承與軸的配合采用H7/K6定出軸肩處R的值，見下圖。軸端倒角取245插入軸的結構簡圖A由軸的結構簡圖，可確定出軸承支點跨距L2L3606MM，懸臂L11019MM由此可以畫出軸的受力簡圖如下圖所示L2L3606MML11019MMRBHRDH1820NRDV2824NRBV1648N插入軸的受力簡圖B水平面支反力圖CRBHRDHFT/23640/21820N垂直面支反力圖ERDV（FRL2FD/2）/L2L3（13666069081252/2COS14）/6066062824NRBVFRRDV136628241648N畫彎矩圖、轉矩圖水平面彎矩圖MH圖D截面C處MCHRBHL21820606110292NMM垂直面彎矩圖MV圖F截面C左邊MCV1RBVL21648606998688NMM截面C右邊MCV2RDVL328246061711344NMM合成彎矩圖圖G截面C左邊MC1（M2CHM2CV1）1/2MCH110292NMMMCV1998688NMMMCV21711344NMMMC1148789NMMMC2111612NMMME（11029229986882）1/2148789NMM截面C右邊MC2（M2CHM2CV2）1/2（110292217113442）1/2111612NMM轉矩圖圖H轉矩T468881NMM按彎扭W合成強度條件校核軸的強度從圖G可以看出C處彎矩最大，校核該截面的強度。截面C的當量彎矩221EMT318251NMM式中1B/0B06由式175可得EME/WME/01D3318251/01653116N/MM2校核結果E1B59N/MM2截面C強度足夠。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命163001572000小時318251NMMFS1112064NFS2192NFA908N1、計算輸出軸承（1）已知NII1385R/MIN，軸承背對背安裝。兩軸承徑向反力FR11648NFR22824N初先兩軸承為角接觸球軸承7207AC型根據課本P316表（159）得軸承內部軸向力FS068FR則FS1068FR10681648112064NFS2068FR20682824192N2FS2FAFS1FA908N現2端為壓緊端FA2FS2FA192908716NFA1FS1112064N3求系數X、YFA1/FR1112064N/1648N068FA2/FR2716N/2824N25根據課本P315表（158）得E068FA1/FR1EX11FA2/FR2EX2041Y10Y20874計算當量載荷P1、P2根據課本P314表（157）取FP12根據課本P314（159）式得FA1127044NFA236244NX11Y10X2041Y2087CR29000NP1FPX1FR1Y1FA11211648019776NP2FPX2FR2Y2FA2120411648087716155832N5軸承壽命計算P1P2故取P19776N角接觸球軸承3根據手冊得7207AC型的CR29000N由課本P314（155）式得379546H72000H167HLNTPFC預期壽命足夠2、計算輸入軸承（1）1已知N6923R/MIN兩軸承徑向反力FR1913NFR2533N初先兩軸承為角接觸球軸承7307AC型根據課本P316表（159）得軸承內部軸向力FS068FR則FS1068FR106891362084NFS2068FR206853336244N2FS2FAFS1FA961N故現取2端為壓緊端FA2FS236244NFR1913NFR2533NFS162084NFS236244NFA961NFA1132344NFA236244NX21Y20X1041Y1087P11831NP210956NFA1FS2FA36244961132344N3求系數X、YFA1/FR1132344N/913N145FA2/FR236254N/533N068根據課本P315表（158）得E068FA1/FR1EX1041FA2/FR2EX21Y1087Y204計算當量載荷P1、P2根據課本P314表（157）取FP12根據課本P314（159）式得P1FPX1FR1Y1FA1120419130871323441831NP2FPX2FR2Y2FA212191303318410956N5軸承壽命計算P1P2故取P1831N角接觸球軸承3根據手冊得7307AC型的CR32800N由課本P314（155）式得167HLNTPFC138419H72000H預期壽命足夠D127MM,L149MMB8MMH7MML45MMK35MML37MM八、鍵聯接的選擇及校核計算輸入軸上皮帶輪鍵軸徑D127MM,L149MMB8MMH7MML45MM校核擠壓強度，由式1713可得PDKLT2PKH/235MML45837MM由上步可知T99321NMM查表177的許用應力P（100120）N/MM2P299321/（273537）568N/MMP（100120）N/MM2擠壓強度滿足要求。輸入軸上齒輪鍵軸徑D142MM,L176MMB12MMH8MML71MM校核擠壓強度由式1713可得PDKLT2PKH/24MMLLB711259MM由上步可知T99321NMMD142MM,L176MMB12MMH8MML45MMK4MML35MMD165MM,L145MMB20MMH12MML41MMK6MML25MM查表177的許用應力P（100120）N/MM2P299321/（42459）160N/MMP（100120）N/MM2擠壓強度滿足要求。輸出軸上齒輪鍵軸徑D165MM,L170MMB18MMH11MML65MM校核擠壓強度由式1713可得PDKLT2PKH/255MML651847MM由上步可知T468881NMM查表177的許用應力P（100120）N/MM2P2468881/（655547）1116N/MMP（100120）N/MM2擠壓強度滿足要求。輸出軸上聯軸器鍵軸徑D145MM,L182MMB12MMH8MML77MM校核擠壓強度由式1713可得PDKLT2PKH/24MML771265MM由上步可知T468881NMM查表177的許用應力P（100120）N/MM2P2468881/（45465）801N/MMP（100120）N/MM2擠壓強度滿足要求。九、減速器的箱體、附件及潤滑I、箱體的結構設計箱體材料為鑄鐵，結構尺寸如下表單位/MM名稱符號尺寸關系箱座壁厚8箱蓋壁厚18箱體凸緣厚度B、B1、B2B12B112B220加強肋厚度M、M1M68M168地腳螺栓直徑DFDF1542地腳螺栓數目NN4個軸承旁連接螺栓直徑D1D111565箱蓋、箱座連接螺栓直徑D2D29252軸承蓋螺釘直徑和數目D3、ND38N4個軸承蓋（軸承座端面）外徑D2D21102D22130觀察孔蓋螺釘直徑D4D46168DF、D1、D2至箱外壁距離DF、D2至凸緣邊緣的距離C1、C2螺栓M10M12M16C1MIN161822C2MIN141620軸承旁凸臺高度和半徑H、R1H由結構決定，R1C2箱體外壁至軸承座端面距離L1L1C1C210II、減速器附件設計窺視孔及視孔蓋為了便于檢查箱內傳動零件的嚙合情況，潤滑狀態，接觸斑點和齒側間隙，并向箱體內注入潤滑油，在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區的位置開設了窺視孔。窺視孔應有足夠大的空間，以便手能深入箱體進行檢查操作。平時用視孔蓋、墊片和螺釘封閉窺視孔，以防止潤滑油外漏和灰塵、雜質進入箱內。與視孔蓋接觸的窺視孔處設計出凸臺以便加工，一般高出35MM。如P36圖44所示。窺視孔及視孔蓋結構和尺寸見P37表42通氣器的設計減速器工作時，各運動副之間的摩擦發熱將使箱體內的溫度升高、氣壓增大。為了避免在這種情況下由于密封性能的下降而導致潤滑油向外滲漏，故在箱蓋頂部安裝通氣器。其結構尺寸見P38表45油面指示器的設計視孔蓋結為了加注潤滑油或在使用過程中能方便檢查箱內油面高度，故在箱內安裝油面指示器。油面高度由最高油面和最低油面之分。最低油面為傳動件正常運轉時的油面，其高度由傳動件浸油潤滑時的要求確定；最高油面是指油面靜止時的高度，靜止時的油面高度應高于運轉時的油面高度。油標的安裝高度以能測出最低和最高油面為宜。油面指示器選油標尺類。油標尺的結構和尺寸見P39表46放油孔及放油螺塞油面指示為了換油及清洗箱體時排出油污，在減速器箱座底部的油池最低處設置放油孔，并安置在不與其他部件靠近的一側，以便于放油。見P41圖48。箱體底面想放油孔方向傾斜115并在其附近做一凹坑，以便于攻螺紋和污油的匯集和排放。放油孔不能低于油池底面，以避免