目錄1. 電動機的選擇計算2
2. 傳動裝置的運動和動力引數計算3
3. 傳動零件的設計計算4
4. 齒輪的設計計算7
5. 軸的設計計算10
6. 減速器高速軸的校核13
7. 減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算15
8. 高速鍵聯接的選擇和驗算16
9. 減速箱箱體的設計17
10. 潤滑與密封19
一、電動機的選擇計算
如圖2-1所示的帶式運輸機的傳動系統中傳送帶捲筒轉速130r/min，減速器輸出軸功率5.5kw。該傳動裝置兩班制連續工作，單向迴轉，有輕微振動，捲筒轉速允許誤差為±5%，使用期限10年。
試選擇電動機。
圖2-1
1.選擇電動機系列
按工作要求及工作條件選用三相非同步電動機,封閉自扇冷式結構,電壓為380v,y系列。
2.選擇電動機功率
傳動裝置的總效率：
v帶傳動的效率 η帶=0.96
閉式齒輪的傳動效率 η齒輪=0.97
一對滾動軸承的效率 η軸承=0.99
傳動總效率
η=0.96×0.97×0.992=0.9127；
所需電動機功率
===6.6026kw
可選用y系列三相非同步電動機y160m-6型，額定功率p0 =7.5kw,滿足p0 > pr。
3.選取電動機的轉速
捲筒轉速
=130r/min
根據滾筒所需的功率和轉速，可選擇功率為7.5kw，同步轉速為1000r/min型號的電動機。
電動機資料及傳動比
二、傳動裝置的運動及動力引數計算
1、分配傳動比
電動機的滿載轉數n0=970r/min
總傳動比
i總 = n0/nw = 970/130=7.46
取i帶 =2，則減速器的傳動比 i齒輪= i總/i帶=7.46/2=3.73
2、各軸功率、轉速和轉矩的計算
0軸：即電機軸
pr=7.5kw
nw=970r/min
tr =9550×pr/nw=95507.5/970=59.27n·m
ⅰ軸：即減速器高速軸採用帶聯接傳動比i帶 =2，帶傳動效率η帶=0.96，
p1= p0·η01= p0·η帶 =7.5×0.96=5.78kw
n1= n0/i 01=970/2=485r/min
t1=9550×p1/n1=9550×5.78/485=113.81
ⅱ軸：即減速器的低速軸，一對滾動軸承的傳動比效率為η軸承=0.99
閉式齒輪傳動的效率為η齒輪=0.97則η12=0.990.97=0.96
p=p·η12=5.78×0.96=5.55kw
n=n/i=485/3.73=130.03r/min
t=9550×p/n=9550×5.55/130.03=407.62
各軸運動及動力引數
三、傳動零件的設計計算
1、v帶傳動的設計算
(1)確定設計功率pc , 載荷有輕度衝擊， 2班制， =1.2
pc=×p=7.22kw
(2)選取v帶的型號根據pc和n0，因工作點處於b型區，故選b型帶。
(3)確定帶輪基準直徑、
①選擇小帶輪直徑
確定=125mm
②驗算帶速v
v==6.35m/s
在5m/s—25m/s之間，故合乎要求。
③確定從動輪基準直徑(書p211)
= (1-)=2×125 (1-0.02)=245mm
取從動輪基準直徑為=250mm
(4)確定中心距a和帶的基準長度ld
①初定中心a（書p220）
取初定中心距0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
a0=400mm
②確定帶的計算基準長度ld按式
l=2a+ ( +)+==1388.83mm
③取標準ld =1400㎜
④確定實際中心距
=+=400+=405.59㎜
(5)驗算包角
≈180°-×57.3°=180°-×57.3°=162.34°＞1200
符合要求
(6)確定帶根數z
根據電機的轉速n=970和小帶輪直徑125mm，
查得 p=1.67kw ， p=0.30 (i=2)，k=0.95，k=0.90
z===4.29根
取z=5根
（7）、計算作用於軸上的載荷f
單根v帶的初拉力：
f0=500 (-1)+q=500=192.37n
式中q查得q=0.17kg/m。
f=2fz=1900.90n
（8） 帶輪結構設計
<300mm 用實心式
e=190.4m f=11.5mm 取f=12mm
輪寬l=（1.5~2）p=63~84mm，取l=90mm。
輪緣寬b=(z-1)e+2f=（5-1）×19+2×12=100mm
總寬l+b=190mm
>300mm 用孔板式
輪緣與小輪相同，輪轂與軸同時設計。
四、齒輪的設計計算：
1.選擇齒輪材料精度等級
齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理，
小齒輪45鋼調質,硬度210～220hb，取220hbs；
大齒輪45鋼正火,硬度170～210hb，取200hbs。
計算迴圈次數n
n=60nj=604851 (1036516)=1.27×10
n==3.4210
取載荷係數s=1.1
由圖11-1（書166頁）查得 =500mpa ， =460mpa
計算許用接觸應力
= =454.55mpa
= =418.18mpa
取=420mpa
2.按齒面接觸強度確定中心距
小輪輪距 t
t=9.5510=9.5510=1.14×10nm
取得k=1.4，得=1，
a =133.66mm
取中心距a=140mm
取小輪齒數=20
則大齒輪數=75
所以=75/20=3.75
計算得到=（3.75-3.72）/3.72=0.8%
在正負5%之間，故合理。
模數m==2.87mm,取m=3mm
a==142.5mm
齒寬b==60mm
分度圓直徑：
=m=60mm
=m=225mm
圓周速度v=3.1460485/601000=1.52m/s
應選用9級精度。
3．驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動載荷輕度衝擊由表11-3得k=1.25
由圖11-2（b）按9級精度和vz/100=1.02425/100=0.256m/s得kv=1.02
4 校核齒根彎曲疲勞強度
===360mpa
===240mpa
===48.27mpa<=360 mpa，安全
===42.76mpa〈=240mpa，安全
5.齒輪主要引數及幾何尺寸計算
=21 =114 m=6.5mm u=5.428 d1=136.5mm d2=741mm
a =438.75mm ha ha* hf c*
五、 軸的設計計算
1．減速器高速軸的設計計算
高速軸傳遞的功率p=5.78kw，轉速n=485r/min，分度圓直徑d=60mm，齒寬b=60，轉矩t=113.81n·m,軸的材料為45號鋼，調質處理。
c=120，d≥c=27.41mm 因鍵槽要擴大3%~5%
d=27.41×（1.03~1.05）=28.23~28.78mm，取d=28.5mm；
帶輪輪轂寬度（1.5~2.0）d=42.75~57mm，取50mm；
略小於轂孔=48mm
軸肩高h=（0.07~0.1）d=1.995~2.85mm
軸頸= d+2h=32.49~34.2mm，取=35mm
用球軸承6008
內徑d=40mm，外徑d=68mm，寬度b=15mm， =46mm， =62mm
則=40mm。
擋油環 =2mm，δ=14mm
則=b+δ+=31mm
==40mm， ==31mm
δ≈0.025×+3=7.16mm，取δ=8mm
上箱壁厚≈0.98δ=7.2mm，取=8mm
=166.25mm＜300mm
軸承旁螺栓直徑m12， =20mm， =16mm
箱體凸緣連線螺栓直徑m10，地腳螺栓主直徑m16，軸承蓋連線螺栓直徑m8
取m8×25，端蓋厚e=1.2×=1.2×8=9.6mm，取e=10mm。
軸承座寬度為l=δ+++（5~8）=49~52mm，取l=50mm。
調整墊片的厚度δt=2mm；k=28mm
則=l+e+k+δt-δ-b=61mm
==50mm， =10mm， ==-=8mm
==65mm； =2+=85mm；a=b/2=7.5mm
=50/2++a=93.5mm， ==++/2-a=64mm
鍵選8×7×28
l=+++++=221mm
2. 低速軸的設計計算
=5.55kw， =130.03r/min， =407.62n·m， =225mm， =60mm。軸的材料為45號鋼，調質處理。
一級斜齒圓柱齒輪減速器計算說明書
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