1、第 38 頁2021-6-2040目錄一、傳動方案擬定.2二、電動機的選擇.3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數及動力參數計算.4五、傳動零件的設計計算.5六、軸的設計計算.17七、鍵聯接的選擇及計算.30八、滾動軸承的校核計算. 31九、減速器機體結構尺寸及附件32十、 潤滑密封設計.34十一、聯軸器設計.34十二、零件圖設計.35十三、完成裝配圖.36十四、設計小結.36參考文獻計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計二級圓柱斜齒輪減速器已知條件：1. 運輸帶工作拉力：F1500N；2. 運輸帶工作速度：v2.3m/s；3. 卷筒直徑：D270mm；4. 滾筒效率：；4. 使

2、用壽命：10年；5. 工作情況：兩班制，(每年300天),連續單向運轉，載荷較平穩;6. 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產. 確定傳動裝置總體設計方案: 傳動裝置簡圖如下：二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）工作機所需功率按下式計算: 其中，F=1500N,v=1.4m/s,代入，得 (2)電機所需的輸出功率為： 式中：為電動機至工作機軸的傳動裝置總效率。 其中，V帶傳動的效率；滾動軸承效率；8級齒輪傳動效率；聯軸器效率；所以因載荷平穩，電動機額定功率只需略大于即可。由表 查的=5.5KW。3、 確定電動機轉速： 經查表按推薦的傳動

3、比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為ni（16160）162.82604.86512r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S12的三相異步電動機，它為臥式封閉結構方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量Kg傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S1-25.5300029007017.828.9三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：2、分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓

4、尺寸不致過大，初步取2.0，則減速器傳動比為8.9根據各原則，查圖得高速級傳動比為，則2.7四、運動參數及動力參數計算1、各軸轉速取電動機為0軸，高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速軸為3軸，工作機軸為IV軸。各軸轉速為：2.各軸輸入功率按電動機所需的工作功率計算各軸輸入功率：3.各軸轉矩將以上計算結果整理如下表：項目O軸I軸II軸III軸IV軸轉速（r/min）29001450447.53165.75162.8功率（kw）4.354.1333.973.813.58轉矩（Nm）14.32527.22184.717206.331206.331傳動比2.03.242.71效率0.960.960.960

5、.94五、傳動零件的設計計算 5.1.設計帶和帶輪1.確定計算功率查課本表8-7得：1.2,式中為工作情況系數， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.2.選擇帶型號根據，,可選用帶型為A型帶3.選取帶輪基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑. 4.驗算帶速v 在530m/s范圍內，帶充分發揮。5.確定中心距a和帶的基準長度由于,即0.7(90+180)2(90+180) 初步選取中心距，計算帶的基準長度,.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距取6.驗算小帶輪包角，包角合適。7.確定v帶根數z（1）計算單根V帶的額定功率Pr因，帶速，傳動比查課本表8-4a和8-4b

6、,并由插值法得.查課本表8-2得查課本表8-5,并由內插值法得=0.97綜上 (2) 計算V帶的根數故選Z=4根帶。8.計算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得,故:應使帶的實際初始拉力9. 計算作用在軸上的壓軸力利用公式8-24可得: 5.2.齒輪傳動的設計計算（一）：設計減速器的高速級齒輪 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）。 材料選擇。由機械設計P191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為260HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為230HBS，二者材料硬

7、度差為30HBS。 選小齒輪齒數24，大齒輪齒數圓整后齒數取。按齒面接觸強度設計按照下式試算：確定公式內的各計算數值轉矩試選載荷系數由機械設計P205表10-7選取齒寬系數由表機械設計P201表10-6查得材料的彈性影響系數由機械設計P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由機械設計P206式10-13計算應力循環次數由機械設計P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得： 設計計算 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： 計算圓周速度 計算齒寬b及模數 計算載荷系數 查機械設計P190表

8、10-2得載荷系數=1根據v=3.24m/s，8級精度，由機械設計P194圖10-8查得動載荷系數=1.15 由機械設計P196表10-4查得： 直齒輪，由機械設計P195表10-13查得=1.39因此，載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑計算模數 按齒根彎曲強度設計按下式計算： 確定公式內的各計算數值 計算載荷系數 查取齒形系數由機械設計P200表10-5查得，查取應力校正系數由機械設計P200表 10-5查得， 由機械設計P208圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由機械設計P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數， 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲

9、勞安全系數S=1.4，由式10-12得： 計算小、大齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大。 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取m=2.0mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由：取，則，取。 幾何尺寸計算 計算中心距 小、大齒輪的分度圓直徑 計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。（二）：設計減速器的低速級齒輪 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。精度等級仍選用8級精度（GB10095-88）。材料選擇。由機械設計P189表10-1選擇小齒輪材料為

10、40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數，大齒輪齒數，圓整齒數取65。按齒面接觸強度設計按照下式試算：確定公式內的各計算數值轉矩試選載荷系數由機械設計P205表10-7選取齒寬系數由機械設計P201表10-6查得材料的彈性影響系數由圖機械設計P 207 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由機械設計P206式10-13計算應力循環次數由機械設計P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得：設計計算試算小齒

11、輪分度圓直徑，由計算公式得：計算圓周速度計算齒寬b及模數 計算載荷系數查機械設計P190表10-2得載荷系數=1根據v=1.46m/s，8級精度，由圖10-8查得動載荷數=1.1由機械設計P196表10-4查得：由機械設計P198表10-13查得=1.37直齒輪，因此，載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑計算模數 按齒根彎曲強度設計按下式計算：確定公式內的各計算數值計算載荷系數 查取齒形系數由機械設計P200表10-5查得，查取應力校正系數由機械設計P190表 10-5查得，由機械設計P208圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由機械設計P206圖1

12、0-18查得彎曲疲勞壽命系數，計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得：計算小、大齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大。設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取m=2.0mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直來計算應有的齒數。于是由：33.47取，則，取。 幾何尺寸計算 計算中心距 小、大齒輪的分度圓直徑 計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬參數齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒數z24793492分度圓d4815868184齒寬b53487368中心距a1031266. 軸的設計計算（

13、）中間軸的設計計算 1。選擇材料：因傳遞的功率不大，并對重量以及結構尺寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調制處理 2。初算軸頸 3。結構設計：軸的理想結構如圖 （1） 軸承部件的結構設計：軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從開始設計。（2） 軸承的選擇與軸段1及軸段5的設計：該軸段上安裝軸承，其設計與軸承的選擇同步進行。考慮齒輪上無軸向力存在，選用深溝球軸承。軸段1與5上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取6207,經過驗算，符合壽命要求。由手冊查的軸承內徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度17mm，定位軸肩直徑為42mm，外徑定位直徑為6

14、5mm。通常一根軸上兩個軸承選擇相同的型號，則。（3） 軸段2與4的設計：軸段2上安裝齒輪3，軸段4上安裝齒輪2，為方便齒輪的安裝，與應分別略大于和，可以初選。齒輪2輪豰寬度范圍為，取其寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右采用套筒固定。齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪豰寬度與齒輪寬度相等，其右軸肩定位，左套筒定位。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段2與4的長度應比相應齒輪的輪豰略短，故取（4） 軸段3設計：該段為中間兩個齒輪定位，其軸肩高度范圍為，取高度h=3mm,故。齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面與箱體內壁距離均取為，齒輪2與齒輪3的距離初定為，則箱體內壁之間的距離為

15、，取，則箱體內壁距離為。齒輪2的右端面與箱體內壁距離，則軸段3的長度。（5） 軸段1與5的長度：該減速器齒輪的圓周速度小于3m/s,故采用脂潤滑，需要用擋油環阻止箱體內的潤滑油濺入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為，中間軸上的兩個齒輪的固定均由擋油環完成，則軸段1的長度為。軸段5的長度為。（6） 軸上力作用點的間距：由上面中間軸結構的理想圖可得到支點及其受力點間的距離為4。鍵連接：齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，型號為16x44與16x685。軸的受力分析： （1）受力簡圖如下 （2） 計算支承反力 在水平面上為 式中負號表示與圖示所選擇方向相反 在垂直平面上為 軸承1與2的總支座反力分別

16、為 （3）畫彎矩扭矩圖： （6）校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據已經算的數據，以及軸單向旋轉看扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，查表得，因為，故安全。（）高速軸的設計計算 1。選擇材料：因傳遞的功率不大，并對重量以及結構尺寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調制處理 2。初算軸頸 3。結構設計：軸的理想結構如圖 (1) 軸承部件的結構設計：軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從開始設計。(2) 軸段1的設計：軸段1上安裝帶輪，此軸段的設計應與帶輪輪豰孔的設計同步進行。初定軸段1

17、的直徑為，帶輪輪豰寬度為，取帶輪輪豰寬度，軸段1的長度略小于輪豰寬度，故取。(3) 密封圈與軸段2直徑的設計：帶輪用軸肩定位，軸肩高度，所以軸段2的直徑，其最終由密封圈決定。該處軸的圓周速度,可選用氈圈油封，查表得選擇氈圈30，則。(4) 軸承的選擇與軸段3及軸段7的設計：該軸段上安裝軸承，其設計與軸承的選擇同步進行。考慮齒輪上無軸向力存在，選用深溝球軸承。軸段3與7上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取6208,經過驗算，符合壽命要求。由手冊查的軸承內徑,外徑,寬度，定位軸肩直徑為，外徑定位直徑為。軸承采用脂潤滑，需用擋油環阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，為補償箱體鑄造

18、誤差和安裝擋油環，軸承靠近箱體內壁的端面距里箱體取，擋油 環軸孔寬度初定，則。 通常一根軸上兩個軸承選擇相同的型號，則 。 (5) 齒輪與軸段5的設計：該段上安裝齒輪，為便于齒輪安裝，應略大于,初選，該處鍵的公稱尺寸，輪豰鍵槽深度，則該處齒輪上的齒根圓與豰孔鍵槽頂部的距離為 故該軸設計為齒輪軸，則有 。 (6) 軸段4與6的設計：該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，則，齒輪右端面距箱體內壁距離，則軸段6的長度。軸段4的長度。(7) 軸段2的長度設計：該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，下箱座壁厚 取，取軸承旁鏈接螺栓為M16，則，箱體軸承座寬度，

19、取L=58mm.查表得軸承端蓋凸緣厚度為，取端蓋與軸承間的調整墊片厚度，為了方便，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離，則，取。(8) 軸上力作用點的間距：由上面中間軸結構的理想圖可得到支點及其受力點間的距離為4。鍵連接：帶輪與軸段1間采用A型普通平鍵連接，型號為 鍵5。軸的受力分析： （1）受力簡圖如下 （3） 計算支承反力 在水平面上為 式中負號表示與圖示所選擇方向相反 在垂直平面上為 軸承1與2的總支座反力分別為 （3）畫彎矩扭矩圖： （6）校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據已經算的數據，以及軸單向旋轉看扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力

20、：前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，查表得，因為，故安全（）低速軸的設計計算 1。選擇材料：因傳遞的功率不大，并對重量以及結構尺寸無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調制處理 2。初算軸頸軸與聯軸器相連，有一個鍵槽，軸頸應增大3%5%，軸段最細處直徑。 3。結構設計：軸的理想結構如圖(1) 軸承部件的結構設計：軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從開始設計。(2) 軸段1的設計：軸段1上安裝聯軸器，所以軸段1的設計應與聯軸器同步，為了補償聯軸器所連兩軸的安裝誤差，選用彈性柱銷聯軸器，查表取，則計算轉矩為。查表16-5得，型彈性聯軸器符合要求：公稱轉矩為,需用轉速為，軸孔

21、直徑范圍為，考慮，取聯軸器豰孔直徑為35mm，軸孔長度為82mm，J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端代號。相應的軸段1的直徑，其長度略小于豰寬度，取。(3) 密封圈與軸段2直徑的設計：帶輪用軸肩定位，軸肩高度，所以軸段2的直徑，其最終由密封圈決定。該處軸的圓周速度,可選用氈圈油封，查表得選擇氈圈40，則。(4) 軸承的選擇與軸段3及軸段6直徑的設計：該軸段上安裝軸承，其設計與軸承的選擇同步進行。考慮齒輪上無軸向力存在，選用深溝球軸承。軸段3與6上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取6209,經過驗算，符合壽命要求。由手冊查的軸承內徑,外徑,寬度，定位軸肩直徑為，外徑定位直徑

22、為。擋油 環軸孔寬度初定，則。 通常一根軸上兩個軸承選擇相同的型號，則 。 (5) 齒輪與軸段5設計：該段上安裝齒輪4，為便于齒輪安裝，應略大于，可初選定，齒輪4輪豰寬度范圍，齒輪寬度為，所以取輪豰寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒定位。軸段5的長度應比輪豰略短，故取。(6) 軸段4的設計：該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩高度，取，則，齒輪左端面距離箱體內壁為，則軸段4的長度為 (7) 軸段2與6的設計：取圖中則有 則軸段6的長度(8)軸上力作用點的間距:由上面中間軸結構的理想圖可得到支點及其受力點間的距離為4。鍵連接：聯軸器與軸段1及齒輪4與軸段5間均采用A型普通平鍵連接，型號為

23、 鍵，鍵5。軸的受力分析： （1）受力簡圖如下 （2）計算支承反力 在水平面上為 式中負號表示與圖示所選擇方向相反 在垂直平面上為 軸承1與2的總支座反力分別為 （3）畫彎矩扭矩圖： （6）校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據已經算的數據，以及軸單向旋轉看扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，查表得，因為，故安全七 . 鍵聯接的選擇高速軸鍵的校核:轉矩 T = 33950 N.mm軸徑 d = 19軸段長 28.5鍵長 20公稱尺寸 故 2T/kld=2*33950/(3*14*19)=85.2Mpa110M

24、pa故該鍵合格中速軸鍵（1）的校核:轉矩 T =141500N.mm軸徑 d = 50軸段長 40鍵長 32公稱尺寸 14*9故 2T/kld=2*141500/(4.5*18*50)=50.5Mpa110Mpa故該鍵合格低速軸鍵（1）的校核:轉矩 T = 462000N.m軸徑 d = 50軸段長 58鍵長 45公稱尺寸 14*9故2T/kld =2*462000/(4.5*31*50)=13.2Mpa110Mpa故該鍵合格低速軸鍵（2）的校核:轉矩 T = 462000N.m軸徑 d = 36軸段長 75鍵長 50公稱尺寸 10*8故2T/kld =2*462000/(7*40*50)=6

25、6Mpa110Mpa故該鍵合格八. 滾動軸承選擇和校核:經過分析可得各個軸均須承受一定的軸向力,故考慮選擇角接觸球軸承.由各個軸的結構尺寸可查表可以選擇:高速軸選7205C, 中間軸選7208C, 低速軸選7209C在此僅以中速軸的滾動軸承為典型進行校核（1求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr22求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2，初取e=0.5 由表135書321 得e再算 兩次計算值相差不大,因此確定3求軸承當量動載荷P3和P4因為由表135分別查得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承3 X3=0.44,Y3=1.17對軸承4 X40.44, Y4=1.23查表選fp1.1,則4驗算軸承壽命因

26、為P11.212齒輪端面與內機壁距離12機蓋，機座肋厚7 9軸承端蓋外徑+（55.5）1軸92 2軸3軸122軸承旁聯結螺栓距離3端蓋至箱體內壁的距離114旋轉零件之間的距離125齒輪頂圓至軸表面的距離126大齒輪頂圓至箱底內壁的距離407軸承端蓋凸緣厚度7.2附件：包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。、窺視孔：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。、通氣器：使箱體內受熱膨脹的氣體自由排出，以保持箱體內外壓力平衡，不致使潤滑油沿分箱面或軸伸密封件處向外滲漏。、定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯

27、接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。、啟箱螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1 2 使油易于流出。十. 潤滑密封設計由于低速傳動齒輪V=0.81r/min,所以用脂潤滑十一.聯軸器設計查課本,選取k=1.31 載荷計算公稱轉矩T=9550000321120N.mmT=1.3321120=417N.m軸

28、徑 D36mm所以選定金屬滑塊聯軸器型 十二、零件圖設計（一）、零件圖的作用： 作用：1、反映設計者的意圖，是設計、生產部門組織設計、生產的重要技術文件。 2、表達機器或部件運載零件的要求，是制造和檢驗零件的依據（二）、零件圖的內容及繪制：1、選擇和布置視圖：（1）、軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。（2）、齒輪：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；剖視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。2、合理標注尺寸及偏差：（1）、軸：參考3P113，徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要

29、求，不允許出現封閉尺寸鏈。（2）、齒輪：參考3P116117：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏差。4、合理標注形狀和位置公差：（1）、軸：取公差等級為6級，查3P115表8-2，及1P103表6-16，P104表6-18并參考3P119圖8-5軸求得形位公差推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。（2）、齒輪：取公差等級為8級。查3P117表8-4及1P103表6-16，P104表6-18并參考3P121圖8-7求得形位公差。推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。5、合理標注表面粗糙度：（1）、軸：查3P115表8-1軸加工表面粗糙度Ra薦用值。、與傳動件及聯軸器等輪轂相配合的表面取1.6。、與滾動軸承相配合的表面，軸承內徑d80mm取1.0.、與傳動件及聯軸器相配合的軸肩端面取3.2。、平鍵鍵槽工作面取3.2，非工作面取6.3。、與滾動軸承相配合的軸肩端面，d80m