1、目 錄摘要（3）第一章 電動機的選擇（4）1.1 電動機的型號（4）1.2 電動機功率的計算（4）1.3 確定電動機的轉速（5）第二章 總傳動比和分配各級傳動比（6）2.1計算總傳動比（6）2.2 分配傳動裝置傳動比（6）第三章 傳動裝置的運動和動力參數的計算（7）3.1計算各軸轉速（7）3.2計算各軸的功率（7）3.3計算各軸的轉矩（8）第四章 減速器的設計計算（9）4.1 v帶傳動的設計計算（9）4.2齒輪的設計（11）第五章 軸的設計（16）5.1選用軸的材料和初步估算軸徑（16）5.2軸的結構設計（17）5.3軸上受力分析（17）5.4繪制水平彎矩圖（17）5.5繪垂直面的彎矩圖（17

2、）5.6繪合成彎矩圖（18）5.7轉矩圖（18） 5.8確定危險截面并計算安全系數（18）第六章 軸承的壽命計算（23）6.1計算內部軸向力s（23）6.2計算實際軸向力（23）6.3取系數x、y值（23）6.4計算當量載荷p（24）第七章 曲柄的設計和杠桿的設計（25）7.1曲柄的設計（25）7.2杠桿的設計（26）第八章 選用鍵并校核強度（26）8.1主軸上安裝齒輪處選用鍵的內型（26）8.2主軸上安裝曲柄處選用鍵的內型（27）第九章 箱體的設計（27）第十章 齒輪和軸的潤滑油的選擇（28）第十一章減速箱加工工藝設計（28）11.1零件的工藝審查（29）11.2毛坯的選擇（29）11.3基

3、準選擇（30）11.3擬定機械加工工藝路線（30）設計小結（36）參考文獻（37）摘要 我設計的是一臺水果糖糖料拉白機。型號為tmj200型。該拉白機對熬出的糖料進行拉伸，讓糖料成為白色，使其光澤光亮，常用于酥芯糖糖衣的生產。該機的工作效率為25kg/次，次/810分鐘。該機是一個傳動機構，我對其傳動機構進行設計。該機的工作狀況是，通過電動機傳到減速器，再通過減速器的變速運動，經過軸帶動兩曲柄的運動，兩曲柄是進行相向運動，進行糖料的拉伸，達到工作的目的。在這次設計中我主要是對該拉白機的結構進行設計的。其主要步驟是，先選擇其電動機的型號，根據其工作效率和要求來選擇其型號的。然后再對其傳動機構進行

4、設計的，在這一部分我設計了主軸和齒輪，還計算了其傳動比。其機的主要部分就是曲柄和杠桿。關鍵字：傳動機構 減速器 曲柄一、電動機的選擇1.1 電動機的型號初選電動機型號：本拉白機在常溫下連續工作，載荷平穩，對啟動無特殊要求，啟動性能較好，所以選用y型三相鼠籠式異步電動機，封閉式結構，電壓為380v。1.2 電動機功率的計算所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率，這樣才能使拉白機很好的工作，拉出更多的糖料。 電動機的功率為： p=p / 工作機所需功率： p=fv/1000 =1.16（kw）式中：f-工作機的阻力（n） v-工作機的線速度（m/s） w-工作機的效率電動機到曲柄的總效率

5、為： =式中：-電動機到曲柄的總效率-電動機v帶傳動的效率 -滾子軸承的效率 -兩齒輪間的傳動效率由表7.3可查得： =0.96 =0.97 =0.98 代入得 =0.980.970.980.96=0.89 電動機的工作效率： p=p/=1.69/0.89=1.35（kw）查表7.2，所選電動機額定功率為1.5kw。1.3 確定電動機的轉速電動機的額定轉速是根據該拉白機的生產要求而選定。在確定電動機額定轉速時，要考慮減速裝置的傳動比，兩者相互配合，經過技術，經濟方面全面考慮才能確定。所以選用的電動機轉速要求不低于500r/min。 曲柄工作的轉速：n= =19.11(r/min) 式中: v-

6、工作機的線速度d-曲柄首端的直徑按表7.5推薦的傳動比合理范圍,取v帶傳動的傳動比i17。一級圓柱齒輪減速器傳動比1i2810,則總傳動比7i70。 則電動機的轉速的可選范圍為 n=in=(770)19.11133.71337.7（r/min） 符合這一頁范圍的同步轉速有1000r/min,1500r/min兩種，可查得方案如下：方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速(r/min)同步轉速滿載轉速1y100l-61.5kw10009402y90l-41.5kw15001400綜合考慮電動機的傳動裝置和產品生產的工作效率的提高,節約資金,選用第二方案,因此選定電動機的型號為y90l4,其主要性

7、能如下：電動機型號額定功率（kw）同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩y90l-41.5150014002.22.2 根據電動機型號,由可查的電動機的外型尺寸,軸伸尺寸,鍵連接尺寸,地腳螺栓等參數. 由可查得,y90l4型號的電動機主要外型和安裝尺寸如下： 中心高h外型尺寸l（ac/2+ak）hd安裝尺寸ab軸伸尺寸de平鍵尺寸fgd11033514012524j65087故，該水果糖糖料拉白機選用的電動機型號為y90l4。二、總傳動比和分配各級傳動比2.1 計算總傳動比傳動裝置的總傳動比要求應為：i=n/n式中：n-電動機滿載轉速 n-工作機的轉速 則i= n

8、/n=140019.11=73.262.2 分配傳動裝置傳動比i=ii式中：i -帶傳動的傳動比 i -減速器的傳動比 為使v帶傳動外廓尺寸不太過大，初步取i=3，則 i= i/ i=73.26/3=24.42則 i=4.33三、傳動裝置的運動和動力參數的計算3.1 計算各軸轉速n=n/in=n/i式中：n、n分別為、軸的轉速,其中軸為高速軸,軸為低速軸 軸: n=n/i=1400/3=466.7(r/min)軸: n=n/i=466.7/24.42=19.11(r/min)曲柄軸的轉速:n=19.11(r/min) 3.2 計算各軸的功率各軸的功率取決于電動機的功率: p=p p=p 式中：

9、p-高速軸的輸入功率 p-低速軸的輸入功率p-電動機的輸入功率-電動機軸與高速軸的傳動效率 -高速軸與低速軸的傳動效率 軸: p=p=p =1.350.96=1.296(kw)軸: p=p=p =1.2960.980.97=1.23(kw)曲柄的拉伸功率 p=1.23(kw)3.3 計算各軸的轉矩t=ti t=ti式中： t-電動機軸的輸出轉矩（nm） t-高速軸的輸出轉矩（nm） t-低速軸的輸出轉矩（nm） 電動機軸的輸出轉矩： t=9550p/ n =95501.35/1400=9.21(nm)軸: t=ti=tdi0 =9.2130.96=28.75（nm）軸: t=ti= ti =2

10、8.7524.420.980.97=667.4（nm）曲柄的輸入轉矩： t=t=667.4（nm）將計算數值列表如下：軸號功率p(kw)轉矩t(n/m)轉速n(r/min)傳動比i效率電動機軸1.359.211400324.4210.980.970.96軸1.29628.75466.7軸1.23667.419.11曲柄1.23667.419.11四、速器的設計計算4.1 v帶傳動的設計計算4.1.1 確定設計功率 p=kp式中：p-電動機的功率 k-v帶工作情況系數由機械設計基礎表5-13查得，取k=1.1 代入則 p=kp=1.11.35=1.485(kw)4.1.2 選v帶的型號根據p和電

11、動機轉速n，查機械設計基礎圖5-8，選a型號普通v帶。4.1.3 確定帶輪的直徑由機械設計基礎表5-8查得，取小帶輪基準直徑d=50mm,查機械設計實用手冊取v帶的傳動比i=3。則從動輪的轉速： n=n/3=1400/3=466.7(r/min)4.1.4 驗算帶速 v=dn/601000=501400/601000 =0.5(m/s)所以v帶的速度合適。4.1.5 確定帶的基準長度和中心距由0.7(d+d)a2(d+d)初定中心距，取a=400mm，則帶的基準長度為： l=2a+(d+d)/2+( dd)4a =2 =1120.25（）式中：l-帶的基準長度 a-初定的中心距查機械設計基礎圖

12、5.3，取帶的基準長度ld0=1120 4.1.6 驗算小帶輪包角 =18060( dd)/a =180 =165120所以，小帶輪的包角合適4.1.7 計算帶的根數 z= 式中：p-基本額定功率增量 p-v帶輪傳遞的功率 k-小帶輪的包角系數由d=50，n=1400r/min，查表5-9，得p=0.68kw。由i=3，n1=1400r/min，查表5-10得p1=0.13 kw。由ld=1120，查表5-15，得k=0.91。則 z=2.2 所以取v帶的根數為z=3根 所以，該水果糖糖料拉白機減速器的v帶，選用a型號帶，根樹為3根。4.2 齒輪的設計4.2.1 選定齒輪傳動類型、精度等級、材

13、料、許用應力根據該糖料拉白機的工作要求，選用圓柱齒輪傳動。該減速器受沖擊強度較小，功率也比較小，大小齒輪均可選用 軟齒面。選用大小齒輪的材料為45鋼。大小齒輪采用調質處理，齒輪硬度為162217hbs。齒輪精度按6級精度制造。查機械設計基礎圖7-33和圖7-34，得 =1250mpa =210mpa查表得， s=1， y=1式中：s-齒輪的最小安全系數 y-彎曲強度的尺寸系數故， = / s=1250/1=1250 mpa = y/ s=2101/1=210 mpa式中：-齒輪的許用接觸應力 -齒輪的許用彎曲應力4.2.2 齒輪彎曲疲勞強度的計算計算齒輪的模數 m式中： m-齒輪的模數 k-齒

14、輪的載荷系數 t-小齒輪傳遞的名義轉矩n -圓柱齒輪的齒寬系數 z-齒輪系數 y-齒輪的復合齒形系數 y-齒輪的重合度系數 -齒輪的許用彎曲應力確定公式內的各計算數據值4.2.2.1 選定齒輪的參數 z=20， z=iz=4.3320=86.6 取z=88查機械設計實用手冊，可得=0.74.2.2.2 計算小齒輪的名義轉矩 t=9550p/n=95501.5/1400=10.23（nm）=10230（nmm）4.2.2.3 計算齒輪的載荷系數k查機械設計實用手冊，因水果糖糖料拉白機的電動機，在工作時平穩轉動，所以取k=1.0。所以，初步估計轉速v=4m/s查機械設計實用手冊可得，k=1.4，k

15、=1.15，k=1.13則 =1.883.2（1/ z+1/z）cos =1.883.2（1/201/88）1 =1.7055式中： -齒輪的端面重 cos-齒輪的螺旋角系數 k-齒輪間的載荷分配系數 k-齒輪齒向載荷分配系數則 k=k k kk =1.01.41.151.13=1.824.2.2.4 查取齒輪的復合系數y根據機械設計實用手冊查得，y=4.2，y=3.55式中：y-齒輪的復合齒形系數 4.2.2.5 計算大小齒輪的y/ y/ =4.2/210=0.02 y/=3.15/210=0.015所以， y/ y/4.2.2.6 計算齒輪的重合系數 y=0.250.75/=0.250.7

16、5/1.7055=0.68984.2.2.7 齒輪的設計計算求出齒輪的模數 m = =1.355將齒輪模數為標準值，所以，取m=24.2.3 齒輪的幾何尺寸計算d=mz=220=40d=mz=288=176 a=m（zz）/2=2（2088）/2=108（） b= d=0.740=28（） b= b（510）=28（510）=3338（） 式中：d-小齒輪齒頂圓直徑d-大齒輪齒頂圓直徑a-兩齒輪間的中心距b-小齒輪的齒寬b-大齒輪的齒寬4.2.4 校核齒輪齒面接觸疲勞強度 =zzz式中：ze=189.8 ，z=2.5，z=0.76=-齒輪齒面接觸疲勞強度z-材料的彈性系數z-齒輪節點區域系數z

17、-齒輪重合度系數k-齒輪的載荷系數u -兩齒輪的齒數比 則， =zzz =189.8 =1023.15(mpa) 所以，接觸疲勞強度足夠。4.2.5 齒輪的實際圓周速度 v=d1n1/601000=3.14140038/601000=2.78（m/s） 所以，實際圓周速度小于初估的速度 即 vv1， 合適參照機械設計實用手冊，可知，該減速器齒輪選用6級精度是合適的。根據計算，由于v1z1/100與vz1/100所選kv值差距不大，對k值的影響很小，故無需修正以上設計計算。4.2.6 繪制齒輪零件圖 小齒輪的齒頂圓直徑為d1=40mm 大齒輪的齒頂圓直徑為d2=174mm 小齒輪的齒寬為b2=2

18、8mm 大齒輪的齒寬為b=38mm故,選用齒輪的中心距為107,小齒輪的直徑為40,齒寬為28,大齒輪的直徑為164,這樣的一對閉式圓柱直齒嚙合齒輪,構成了該拉白機減速器的內部結構.五、軸的設計5.1 選用軸的材料和初步估算軸徑主軸的設計軸的材料選用45鋼.經調質,b=637mpa,e=210gpa。按機械設計實用手冊表24-4查得，軸徑d=40。由表24-4查得軸轂長度為65（軸上軸伸長度為58）。軸傳遞的轉距t為 t=9550p/n=95501.23/19.11=614.67(nm)5.2 軸的結構設計根據軸的受力情況，選用向心球面球軸承，為了便于軸承的裝卸，取軸承處的直徑為d1=40mm

19、,裝卸齒輪處的軸徑為d2=46。初選調心球軸承308型號，軸承寬度b=25，根據結構要求，取軸承環寬度為15。5.3 軸上受力分析齒輪分度圓上的切向力 ft=2000t/d1=2000614.67/（872/cos）=6970.5（n）齒輪的徑向力 fr=ft=tann/cos=6970.50.364/0.986=2550（n）齒輪的軸向力 fx=fttan=6970.5tan10=1139.4（n）5.4 繪制水平彎矩圖水平面軸的受力簡圖，如圖，支點反力為 raz=rbz=ft/2=6970/2=3485（n）彎矩圖如圖所示 mdz=raza=34850.08=277.8（n）5.5 繪垂直

20、面的彎矩圖垂直面軸的受力簡圖，如圖，支點反力為 rby=（frafxd1/2）/(ab) =(25500.081139.40.202/2)/(0.08+0.08) =556（n） ray=frrby=2550556=1994(n) mdy=raya=19940.08=159(nm) mdy=mdyfxd1/2 =15911390.202/2=44(nm)5.6 繪合成彎矩圖合成彎矩圖，如圖， m= =320（nm） m= = =281（nm）5.7 轉矩圖如圖,已求出t=614.67n5.8 確定危險截面并計算安全系數 根據軸的結構尺寸和彎矩圖,轉矩圖,可知道危險截面可能有三處:d、b、e截面

21、.因為d截面處彎矩最大,且受轉矩,又有過盈聯接的應力集中,鍵槽的應力集中;b截面彎矩較大但軸徑亦小,且有圓角的應力集中。以下將逐個校核之：5.8.1 校核d截面的安全系數由公式（24-9）及（24-10）,可知,n=n=式中：1、,1-對稱循環下材料試件的扭剪疲勞極限k，k-彎曲，扭剪時的有效應力集中系數-表面品質系數，彎曲，扭剪的絕對尺寸影響系數，-材料拉伸，扭剪的平均應力計算系數，-正應力，扭剪應力的平均應力式中：由機械設計使用手冊表24-1查得， =238nmm. =138n/mm k、，k由表24-16可以知道，過盈配合的應力集中系數遠大于鍵槽的，故只按過盈配合考慮即可。查得，k=2.

22、6，k=1.88。 查表24-19，取=0.92 查表24-13，得=0.84，=0.78 ，查表24-24，得=0.34，=0.21則 =m/w=320/8.18=39(n/mm2) w由表24-27可以知道，單鍵槽d=46mm時，w=8.18cm,wp=17.1 cm. =fx/a=0因為 ，fx為d截面以左的軸向應力，d截面以右（即，受轉矩的一段）不受軸向力。 =t/w=17.9（n/mm）將上列諸值代入公式， n= =2.6 n= =2.9代入式中 n= =1.945.8.2 校核b截面的安全系數公式 =m/w =17.55（n/mm） =0 =t/2wp =9.24（n/mm）查表2

23、4-19，得=1，其它系數同前面一樣代入式中 n=4.3 n=5.7則 n = = =3.43n=1.31.55.8.3 校核e截面的安全系數 公式 =m/wm/w=17.55（n/mm） =0 =12.3（n/mm）查表24-17可得，應力系數k=1.6，k=1.4。其它系數同上 n=5.7 n=5.6 n = =3.99n由計算可知,選取的三個危險截面的強度都滿足要求,所以該主軸強度滿足要求。以下繪制該主軸的受力圖和彎矩圖： 六、軸承的壽命計算 根據該水果糖糖料拉白機的功率和工作情況，選用雙列向心球面球軸承，初選型號為308. 查機械設計實用手冊表25-24，得如下數據： 額定動載荷 c=

24、29.2kn,e=0.25,y=2.5 載荷系數 f=1.1 溫度系數 由前面的計算可知： r=1994n, r=556n即，軸承的徑向力： f= r=1994n, f= r=556n6.1 計算內部軸向力ss=f/2y=398.8（n）s=f/2y =111.2（n） 6.2 計算實際軸向力 f=maxssf =max398.8,11.21139 =398.8（n） f=maxs,sf=max11.2,398.81139=1537（n）6.3 取系數x、y值 f/f=398.8/1537=0.26e f/f=1573/556=2.8e由機械設計實用手冊查表得 x=x=0.65, y=y=2.

25、66.4 計算當量載荷p p=f（xfyf） =1.1（0.6515372.6398.8） =2239.5（n） p=f（xfyf） =1.1（0.655562.61573） =4896.3（n）因為 pp，所以軸承的額定壽面為lh： l= =184757（h）若該水果糖糖料拉白機，使用期限為5年，若每年以300工作日計，則，軸承的預期壽命為： l=823005=24000（h）由于 lhl，所以該軸承合乎要求七、曲柄的設計和杠桿的設計7.1 曲柄的設計7.1.1 選擇曲柄的材料選用曲柄的材料為ht20-40。7.1.2 設計曲柄的工作直徑該拉白機的工作效率為25kg/次，次/810min,根

26、據經驗，估算兩曲柄間的工作直徑為d=516mm,即曲柄的長度l=208mm。7.1.2.1 軸套的直徑d等于外伸軸的直徑，即d=36mm。7.1.2.2 軸套的工作長度l為外伸軸頭的直徑，即l=65 mm。7.1.2.3 軸套外壁厚度的計算 軸的受力彎矩為 t=667.4nm。 該拉白機的工作效率為25kg/次，次/810min。 則，杠桿的受力為 f=gm=1025=250n 因為 t=fl 則 l=t/f=667.4/250=260mm 壁的厚度為 d=（ll）/2=26（mm）根據該拉白機的工作要求和工作強度，取軸套一端的壁厚為22mm，套杠桿的壁厚為20mm。7.1.2.4 根據經驗，

27、估算經驗值：兩孔的距離為 d=60mm外曲柄的半徑為 r=192mm內曲柄的厚度為 l=32mm裝擺動杠桿孔的直徑 d=30mm、 長度l=50 mm7.2 杠桿的設計擺動杠桿的設計擺動杠桿與曲柄的連接部分直徑 d=30mm長度 l=50mm7.2.1 工作長度 l=t/n=667.4/（2510）=266.96（mm）為使擺動杠桿有足夠的工作強度，所以取l1=350mm7.2.2 按經驗估算值可知，擺動杠桿的外側和內側的半徑都為r=380mm。八、選用鍵并校核強度8.1 主軸上安裝齒輪處選用鍵的內型為：a型鍵1475gb/t10961970。由機械設計實用手冊表27-23，查得，鍵的寬度b=

28、14mm，鍵的高度為h=9mm,鍵的長度l=45mm,鍵槽深t=3.5mm則鍵的工作長度為 l=lb=4514=31mm. 由前面的計算可以知道,t=667.4mm,d=46mm。 因為對于按標準選擇的平鍵連接，具有足夠的剪切強度，鼓按擠壓強度進行強度校核。 則 =4t/dhl = =143.2（mpa）由教材查表得，鍵的許用擠壓應力p=（125150）mpa。顯然pp，故，連接強度達到，能夠滿足要求，安全。8.2 主軸上安裝曲柄處選用鍵的內型為：a型鍵1052gb/t10961979。由機械設計實用手冊表27-23，得b=10mm,h=8mm,l=63mm,t=5.0mm則鍵的工作長度 l=

29、lb/2=635/2=60.5mm 由前面的計算可以知道， t=667.4nm d=36mm 則 p=4t/dhl=143.2（mpa）同樣，故，連接強度達到，能夠滿足要求，安全。九、箱體的設計箱體，箱座，箱蓋的材料均為ht1836，鑄造而成。其結構尺寸如下：箱座壁厚： =0.025a18（mm）則 =0.0251071=3.675 取=8mm箱蓋壁厚： =（0.80.85）8mm =0.858=6.8mm 取1=8mm箱座凸緣厚度： b=1.5 =1.58=12（mm）箱蓋凸緣厚度： b=1.51=1.58 =12（mm）箱底座凸緣厚度： b=1.51=1.58 =12（mm）地腳螺栓直徑：

30、 d=0.036a12=0.03610712=15.58（mm）取為16軸承旁連接螺栓的直徑： d=0.75 d=0.7516=12（mm）箱蓋連接螺栓的直徑： d=0.6 d=0.616=9.6mm, 取d2=10軸承端蓋螺釘的直徑： d3=0.5 d=0.516=8mm 取d3=8mm箱座加強筋的厚度： m0.85=0.850.8=6.8（mm） 取m=8 mm箱蓋加強筋的厚度： m0.85=0.85 0.8=6.8（mm） 取m1=8 mm 十、齒輪和軸的潤滑油的選擇由于齒輪圓周速度v12m/s，因而采用浸油潤滑。減速器選用潤滑油牌號：n46機械潤滑油。減速器傳動所需用油量：對于單級傳動

31、，按每傳遞1kw的功率時，需要的用油量為v=0.70l計算。 v= （0.350.70）1.5=0.5251.05故，實際用油量為v1=0.79l。十一、減速箱加工工藝設計11.1零件的工藝審查。11.1.1 一級圓柱齒輪減速器箱體由上箱體下箱體主軸孔，通過高速軸與低速軸之間的轉速來實現運動，從而實現拉白機對糖料的拉伸。零件的主要工作表面為主軸孔內表面，主要配合面為40mm36mm和上下箱體的接觸面即中分面。由于在工作時承受一定的力，因此要有足夠的強度剛度和韌性。11.1.2 主要技術要求。一級圓柱齒輪減速器箱體的主要技術要求為:鑄件。進行時效處理，退火去應力處理，去毛刺，倒棱，打磨，清理，箱

32、體內外非工作表面涂耐防銹漆。11.1.3 加工表面及其要求。11.1.3.1 主軸輸入孔40mm的孔:孔徑40mm，兩端到角145，表面粗糙度ra為1.6um，平行度不大于0.015。11.1.3.2 主軸輸出孔36mm的孔:孔徑為36mm，兩端到角145，表面粗糙度ra為1.6um，平行度不大于0.15。11.1.3.3 上端面4m8內六角螺釘的孔：孔徑為8mm，表面粗糙度ra為6.3。11.1.3.4 16m8的內六角螺釘的孔：孔徑為8mm，表面粗糙度ra為6.3，左右均勻分布。11.1.3.5 下端面4m16內六角螺釘的孔：孔徑為16mm，表面粗糙度ra為6.311.1.3 零件材料箱體

33、材料為ht1836，是鑄鐵。為了盡量減少鑄件內應力對以后加工質量的影響，零件工藝應設置退火工序，然后熱處理，以獲得所需的機械性能。11.2 毛坯的選擇11.2.1 確定毛坯的類型及制造方法由于零件的材料為ht1836，零件的行狀不規則，因此選用鑄造毛坯，由于零件年生產量為成批生產，零件的輪廓尺寸不大，而且工件有很多表面不切削，所以選用砂型機械器制造。11.2.2 確定毛坯的形狀、尺寸及公差毛坯的形狀及尺寸如圖所示，鑄件采用帶芯的分摸造型。由于該零件，零件圖上列出精鑄，所以確定鑄件尺寸公差等級為jb737-65之三，機械加工余量等級為am-h。11.2.3 確定毛坯的技術要求11.2.3.1 鑄件無明顯的鑄造缺陷 11.2.3.2 為注明鑄造圓角為