目錄（一）電動機(jī)的選擇31、選擇電動機(jī)的類型32、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速33、選擇電動機(jī)3（二）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比41、計算運(yùn)動裝置的總傳動比42、分配傳動比4（三）計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)41、各軸的轉(zhuǎn)速42、各軸的輸入功率53、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5（四）傳動零件的設(shè)計計算61、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算6（1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)6（2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計6（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計8（4）幾何尺寸計算102、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算101、選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)102、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計113、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計134、幾何尺寸計算14（五）軸的設(shè)計161、中間軸的設(shè)計16（1）作用在齒輪上的力16（2）確定軸的最小直徑16（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計16（4）中間軸的校核172、高速軸的設(shè)計20（1）作用在齒輪上的力20（2確定軸的最小直徑20（3）選擇聯(lián)軸器20（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計213、低速軸的設(shè)計22（1）作用在齒輪上的力22（2確定軸的最小直徑22（3）選擇聯(lián)軸器22（4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)22（六）軸承壽命的校核241、中間軸承的校核24（1）軸承所受的軸向力和徑向力24（2）求軸承的當(dāng)量動載荷24（3）驗(yàn)算軸承壽命25七箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計251、減速器箱體結(jié)構(gòu)表252、箱體附件的設(shè)計26（一）電動機(jī)的選擇1、選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件,選用Y系列三相異步電動機(jī)。1）選擇電極的容量工作及輸入功率PW295KW從電動機(jī)到工作機(jī)之間的總效率為分別為1224324式中1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由相關(guān)手冊取1099，2098，3097，4095，則0992X0984X0972X0950808所以電機(jī)所需功率為PD3651KWPW295KW08082、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速由相關(guān)手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比840,而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速M(fèi)IN/78RW所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍MIN/312064MIN/7840RRIWD符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750R/MIN、1000R/MIN、1500R/MIN、3000R/MIN四種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000R/MIN的電動機(jī)。3、選擇電動機(jī)根據(jù)電動機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有相關(guān)手冊選定電動機(jī)型號Y132M16。其性能如下表電動機(jī)型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速NM/（R/MIN）啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1649602020電動機(jī)的主要安裝尺寸型號HABCDEGFGKB12HAABBFAL1Y132M1613221617889388010X833122802101353156023818515（二）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1、計算運(yùn)動裝置的總傳動比總傳動比為330812796WMNI式中為工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速WN2、分配傳動比21I考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故214I高速級的傳動比為5130841II低速級的傳動比為9625112I（三）計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速軸MIN/9601RN軸IN/27315412RI軸I/896I/23RIN卷筒軸MI/783W2、各軸的輸入功率軸3651KW0993614KW1PD軸3614KW0980973435KW23軸3435KW0980973265KW3卷筒軸3265KW0990983168KW卷P123、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為DTMNRKWNPMDD3620IN/90515105966軸36320099359571TDN軸3595741510980971418842I23軸141884296509809739990443MN卷筒軸399904099098387987卷T312MNMN將上述結(jié)果匯總于下表，以備查用。軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/轉(zhuǎn)速N/R/MIN傳動比I效率電機(jī)軸3651363209601099軸361435957096041510951軸3435141884002312729650951軸32653999040078卷筒軸3168387987007810970（四）傳動零件的設(shè)計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。20N1ANH025NC1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度2）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計第八版表101選擇小齒輪材料為40CR調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)Z124大齒輪齒數(shù)Z2Z124415199624,取Z297，則齒數(shù)比I，可滿足要求。0429712Z5371544）選取螺旋角，初選螺旋角。（2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計3211HEADTTZTK確定公式內(nèi)的各計算值1）試選4T2）計算小齒輪傳遞的扭矩95500003614/9603595X1046I9501NIPTMN3）由表107選取齒寬系數(shù)10D4）由表106查得材料彈性影響系數(shù)1898EZ21MPA5）由圖1030選區(qū)域系數(shù)ZH24336）由圖1026查得，則1627501A86502A21AA7）由圖1021D查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPA；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度LIMH極限550MPA。2LIMH8）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。60X960X12X8X365X51682X109HJLNN1601682X109/4042416X10829由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)091；0941HNK2HN10）計算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1，安全系數(shù)S1）091X600MPA546MPASH1LIM1094X550MPA517MPAKHN2LI2（2）設(shè)計計算1計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值H32112HEADTTZTK32451789430261059439512M2）計算圓周速度314X39512X960/60X1000M1985106NVTSM/S/3計算齒寬B及模數(shù)NT10X3951239512TDB1159741COS539COS1ZMTNTM4計算齒寬齒高比225X15973593NTH2510997931B5計算縱向重合度0318X10X24XTAN141903TAN801ZD6計算載荷系數(shù)由工作條件，查表102得使用系數(shù)100。根據(jù)V1985M/S,8級精度，由圖108查得AK動載系數(shù)115；VK由表103查得12FH由表104利用插值法查得14498K由圖1013查得138。故載荷系數(shù)F100X115X12X1449820HVAK7按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010A得4450033141259TTDM8計算法面模數(shù)1799ZMN2COS0COS1（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計321COSFSAADNYZKTM（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)100X115X12X1381904FVAK2由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPA大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1FE380MPA。2FE3）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)091，095。1FNK2FN4）計算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14325MPASFENF415091257857KFEF3822A5根據(jù)縱向重合度1903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)088Y6計算當(dāng)量齒數(shù)2627214COS2331ZV10618497332ZV7）查取齒形系數(shù)由表105利用插值法算得2592，21751FAY2FA8）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105利用插值法算得1596，17951SA2SA9）計算大小齒輪的并加以比較。FAY0012733259611FSA0015148572912FSAY大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算MYZKTMFSAADN323210154610COS941COS1198由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，取15，已可滿足N彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑445來計1D算應(yīng)有的齒數(shù)。于是287855514COSCS1NMDZ取29，則4042X291171Z12Z（4）幾何尺寸計算（1）計算中心距112852MMZAN14COS2579COS21將中心距圓整為113。M（2）按圓整后的中心距修正螺旋角141751132579ARCS2ARCS1ZN因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。HZK,（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑44890“15174COS29NMZDM181109“2N（4）計算齒輪寬度1X44890448901DBM圓整后取45；502BM12、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1、選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1選用8級精度2）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計第八版表101選擇小齒輪材料為40CR調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)Z124大齒輪齒數(shù)Z2Z12429657116,取Z272，則齒數(shù)比，I32471Z可滿足要求。5329654）選取螺旋角，初選螺旋角。142、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計32112HEADTTZTK（1）確定公式內(nèi)的各計算值1）試選4T2）計算小齒輪傳遞的扭矩95500003435/231273595X104261059NPTMN3）由表107選取齒寬系數(shù)10D4）由表106查得材料彈性影響系數(shù)1898EZ21MPA5）由圖1030選區(qū)域系數(shù)ZH24336）由圖1026查得，則16057501A8502A21AA7）由圖1021D查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPA；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度LIMH極限550MPA。2LIMH8）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。60X23127X1X2X8X365X54052X108HJLNN1604052X109/31351X10829由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)094；0961HNK2HN10）計算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1，安全系數(shù)S1）094X600MPA564MPASH1LIM1096X550MPA528MPAKHN2LI2（2）設(shè)計計算1計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值H32112EADTTZTK325819436014863136M2）計算圓周速度314X63136X23127/60X1000M0764106NVTSM/S/3計算齒寬B及模數(shù)NT10X6313663136TDB12553241COS36COS1ZMTNTM4計算齒寬齒高比225X25535744NTH251099274136B5計算縱向重合度0318X10X24XTAN141903TAN801ZD6計算載荷系數(shù)由工作條件，查表102得使用系數(shù)100。根據(jù)V0764M/S,8級精度，由圖108查得AK動載系數(shù)106；VK由表103查得12FH由表104利用插值法查得1458K由圖1013查得14。故載荷系數(shù)F100X106X12X14581855HVAK7按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010A得6934533141856TTDM8計算法面模數(shù)2804ZMN2COS9COS13、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計321COSFSAADNYZKTM（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)100X106X12X141781FVAK2由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500MPA大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1FE380MPA。2FE3）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)093，097。1FNK2FN4）計算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14332143MPASFENF4150931A263286KFEF87225根據(jù)縱向重合度1903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)088Y6計算當(dāng)量齒數(shù)2627214COS2331ZV788177332ZV7）查取齒形系數(shù)由表105利用插值法算得2592，22221FAY2FA8）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105利用插值法算得1596，17691SA2SA9）計算大小齒輪的并加以比較。FAY00124514325961FSA001493872FSAY大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算MYZKTMFSAADN323210149346051COS7COS1891由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，取2，已可滿足彎N曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑69345來計1D算應(yīng)有的齒數(shù)。于是33642214COS3569COS1NMDZ取34，則3X341021Z12Z4、幾何尺寸計算（1）計算中心距140163MMZAN14COS203COS21將中心距圓整為141。M（2）按圓整后的中心距修正螺旋RCS2ARCS1ZN因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。HZK,（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑705“11485COS23NMZDM2115“20N（4）計算齒輪寬度1X7057051DB圓整后取71；762BM齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù)Z2911734102中心距A112852140163法面模數(shù)NM152端面模數(shù)T15792553螺旋角141751151814法面壓力角N2020端面壓力角T203511204027齒寬B50457671齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值A(chǔ)NH11齒頂高系數(shù)ATHNCOS0969009810齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值025025當(dāng)量齒數(shù)VZ262721061842627278817分度圓直徑D44891811097052115齒頂高AH152齒根高F187525齒全高337545齒頂圓直徑AD47891841097452155齒根圓直徑F41141773596552065（五）軸的設(shè)計1、中間軸的設(shè)計（1）作用在齒輪上的力高速級齒輪上的力NFDTTATRT407“514TAN761598N6COS2CS435962212低速級齒輪上的力NFDTTATRT5610“485TAN3402N91COSCS402121（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C135取35MNPCD09342715332MIMIND（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下1）查手冊取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其尺寸DXDXT35X80X2275。故。軸承用套MMMLMDVIDAIVII75235。筒定位。2）取。齒輪用軸肩定位，軸肩高度H007013。軸環(huán)寬度DVII40IDB14H6左端齒輪寬度B176,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸IIIII段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取74，同樣由B245取43。ILMMVIL3）齒輪端面距機(jī)體內(nèi)壁的距離28取210，滾動軸承與內(nèi)壁應(yīng)有一段距離S4M4）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面BXH12X8鍵長L63，IDMM鍵槽距軸肩距離為5，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合M為，同樣按選用平鍵BXHXL12X8X36，鍵槽距軸肩距離為3。67NHVIDM齒輪與軸配合為。67NH5）確定圓角和倒角查表127取軸端倒角為C16，軸環(huán)兩側(cè)倒圓角R4，其余倒圓角R2MM（4）中間軸的校核為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，做出軸的計算簡圖水平方向22NFFTTH157615983402375653643752116226N4020553N159876N226226N16451N1212HTTH鉛垂方向?qū)⒏髁σ频捷S心，產(chǎn)生附加彎矩21AM、3880057061DFAMN241002422則N15159024380653753764563712121RAARVF1260N6005N1519N（1260N）3145N12VRVB截面的彎矩MNMNFMVVHH411510678605322C截面的彎矩VVHH42231475扭矩MNT50419由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險截面。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面。（危險截面）因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取A06。B截面的總彎矩MPAMAVHB5212106軸的計算應(yīng)力2504PAWTBCA325241109MPA前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。，故安全。PA6011C2、高速軸的設(shè)計（1）作用在齒輪上的力NFDTTATRT407“514TAN761598N6COS2CS435962212（2確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C135MNPCD7196041332MI該段軸上有一鍵槽，將計算值加大3，應(yīng)為1832INDM（3）選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩為MNKTC7598351式中T聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩NPM8360490K工情況系數(shù)，查有關(guān)教科書得工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時K12515該處取K15由手冊HL型聯(lián)軸器中HL1型聯(lián)軸器就能滿足傳動轉(zhuǎn)矩的要求（TN160NMTC）。但其軸孔直徑范圍為D1222MM,滿足不了電動機(jī)周徑（D38）的要求，最后選擇HL3型聯(lián)軸器（TN630NM,N5000R/MINN）其軸孔直徑D3042MM,可滿足電動機(jī)的軸徑要求。半聯(lián)軸器長度L112MM,半聯(lián)軸器與軸配合的孔轂長度。最后確定減速器高速軸軸伸處的ML841直徑D30IN（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，III軸段右端需制出一軸肩，故IIMDI30III段的直徑左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑MDI3D40。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，III段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。MLI822）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，MDI3由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其，故MTDD752835LMDVIVII75235。3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)4壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)12軸器的距離為30MM所以MLI44）軸承用軸肩定位，取軸肩高度為3，則至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑MMDVI41和長度。5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面BXH8X7鍵長IML70，鍵槽距軸肩距離為5M6確定圓角和倒角查表127取軸端倒角為C16，定位軸承的軸肩倒圓角R2，其余倒圓角R1M3、低速軸的設(shè)計（1）作用在齒輪上的力NFNDTTATRT5610“485TAN3402N91COS0CS71492211（2確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C112MNPCD93872651332MI（3）選擇聯(lián)軸器取K13由389MIND聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩MNKTC57093813按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，由389查表選取LH3型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630MIND。半聯(lián)軸器孔徑D140,軸孔長度L184N（4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VIIVIII軸段左端需制出一軸肩，MDVI401故VIVII段的直徑左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D50。I6M為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，VIIVIII段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。MLVI822）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其DVI46，故MTD259150MLDVIVII25950。3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)43壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)2軸器的距離為30MM所以MLVI44）取。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度H007015。軸環(huán)寬度DI56IDB14H10左端用套筒定位，齒輪寬度B271,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸IIIII段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取69，至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。ILM5）聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面BXH12X8鍵長L70VIDM,鍵槽距軸肩距離為5M6）確定圓角和倒角查表127取軸端倒角為C16，軸環(huán)左側(cè)倒圓角R5，軸環(huán)右側(cè)倒圓角R4，定位軸承的軸肩倒圓角R4，其余倒圓角R2M（六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。（1）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力21RF，25895NFHVR221603549R2225432求出軸承所受的軸向力21AF，派生軸向力，由軸承代號30307查表得Y19，E035YFRD2因此NRD54681951YFRD3242外加軸向載荷110156N40744N69412N,因，所以軸承1AAE12DAEF1被壓緊，軸承2被放松。于是NNFDAE5178396945812（2）求軸承的當(dāng)量