1、目錄設計原始數據1第一章 傳動裝置總體設計方案11.1 傳動方案11.2 該方案的優缺點1第二章 電動機的選擇32.1 計算過程32.1.1 選擇電動機類型32.1.2 選擇電動機的容量32.1.3 確定電動機轉速3第三章 傳動比的分配及計算53.1 計算各軸轉速53.2 計算各軸輸入功率、輸出功率53.3 計算各軸的輸入、輸出轉矩63.4 計算結果6第四章 齒輪傳動的設計計算74.1高速級齒輪傳動計算74.2低速級齒輪傳動計算10第五章 軸的結構設計及校核155.1 軸的材料選擇及最小直徑的估算155.2 高速軸的結構設計與計算155.2.1 高速軸的結構設計155.2.2軸強度的校核計算1

2、75.2.3鍵聯接選擇與強度的校核計算195.3 中間軸的結構設計與計算205.3.1 中間軸的結構設計205.3.2軸強度的校核計算215.3.3 鍵聯接選擇與強度的校核計算255.4 低速軸的結構設計與計算255.4.1 低速軸的結構設計255.4.2 軸強度的校核計算275.4.3 鍵聯接選擇與強度的校核計算295.5軸承的選擇及校核305.5.1軸承的選擇305.5.2軸承的校核305.6 聯軸器的選擇31第六章 箱體的結構設計以及潤滑密封326.1 箱體的結構設計326.2 軸承的密封326.3 減速器潤滑方式33設計小結34參考文獻35設計原始數據參數符號單位數值工作機直徑Dmm2

3、20工作機轉速Vm/s1.1工作機拉力FN2600工作年限y年8第一章 傳動裝置總體設計方案1.1 傳動方案 傳動方案已給定，外傳動為電機直連減速器，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖 1.1傳動裝置簡圖 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求軸有較大的剛度。 1.2 該方案的優缺點 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方

4、案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。第二章 電動機的選擇 2.1 計算過程 2.1.1 選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V，Y 型。 2.1.2 選擇電動機的容量 電動機所需的功率為由電動機到工作機的傳動總效率為式中、分別為軸承、齒輪傳動、聯軸器和工作機的傳動效率。0.99（軸承），0.97（齒輪），0.99（彈性聯軸器），1（工作機效率，已包含工作機軸承效率），則：=0.89 所以=3.20 根據機械設計手冊可選額定功率為4 kW的電動機。2.1.3 確定電動機轉速 工作機軸轉速為=95.49

5、 取二級圓柱齒輪減速器傳動比，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為95.49 =573 1910 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量減速器的傳動比，選電動機型號為Y112M-4，電機主要技術參數如表2.1所示。表2.1 電動機主要技術參數電動機型號額定功率kw電動機轉速 r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比 滿載轉速滿載電流總傳動比Y112M-4414408.77 47.00 15.08 電動機型號為Y112M-4，主要外形尺寸見表 2.2。圖2.1 電動機安裝參數表2.2 電動機主要尺寸參數中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位

6、尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×24第三章 傳動比的分配及計算 按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比,取，得4.59 所以3.28 3.1 計算各軸轉速軸 1440.00 軸 313.40 軸 95.49 工作機軸 95.49 3.2 計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率軸 =3.16 KW軸 =3.04 KW軸 =2.92 KW工作機軸 =2.86 KW各軸輸出功率軸 =3.13 KW軸 =3.01 KW軸 =2.89 KW工作機軸 =2.83 KW3.

7、3 計算各軸的輸入、輸出轉矩電動機的輸出轉矩為21.20 軸輸入轉矩20.99 軸輸入轉矩92.60 軸輸入轉矩291.83 工作機軸輸入轉矩286.02 各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.99。3.4 計算結果 表 3.1 運動和動力參數計算結果軸名功率P（kw）轉矩T（N·m）轉速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/mini電動機軸3.20 21.20 1440.00 1.00 0.99 軸3.16 3.13 20.99 20.78 1440.00 4.59 0.96 軸3.04 3.01 92.60 91.67 313.40 3.28 0.96 軸2.92 2.89

8、291.83 288.91 95.49 1.00 0.98 工作機軸2.86 2.83 286.02 283.16 95.49 第四章 齒輪傳動的設計計算 4.1高速級齒輪傳動計算 選用直齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，齒輪2材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。齒輪1齒數20，齒輪2齒數92。按齒面接觸強度： 齒輪1分度圓直徑其中：載荷系數，選1.6齒寬系數，取0.8齒輪副傳動比，4.59 材料的彈性影響系數，查得189.8許用接觸應力，查得齒輪1接觸疲勞強度極限600。查得齒輪2接觸疲勞強度極限550。計算應力循環次數：（設2班制，一年工作292天，工作8年

9、）1440.00 2×8×292×832.29 7.03 查得接觸疲勞壽命系數0.95，0.97取失效概率為，安全系數1，得：570533.5則許用接觸應力=551.75有43.23 圓周速度3.26 齒寬34.58 模數2.16 4.86 7.11 計算載荷系數：已知使用系數1；根據3.26 ，8級精度，查得動載系數1.05；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數1.41 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數1.35；查得齒間載荷分配系數1；故載荷系數1.49 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑 42.17 計算模數：

10、2.11 按齒根彎曲強度：計算載荷系數1.42 查取齒形系數：查得2.80 ，2.20 查取應力校正系數： 1.55，1.782查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數1，得475368.6 計算齒輪1的并加以比較0.0091 0.0106 齒輪2的數值大則有：1.26 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取模數1.50 ，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的分度圓直徑42.17 來計算應有的齒數。則有：28.11 28取28，則12

11、8.65 129計算齒輪分度圓直徑：42193.5幾何尺寸計算計算中心距：=118計算齒輪1寬度：40齒輪2寬度35。4.2低速級齒輪傳動計算選用直齒圓柱齒輪，齒輪3材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，齒輪4材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。齒輪3齒數20，齒輪4齒數66。按齒面接觸強度： 齒輪3分度圓直徑其中：載荷系數，選1.6齒寬系數，取0.8齒輪副傳動比，3.28 材料的彈性影響系數，查得189.8許用接觸應力，查得齒輪3接觸疲勞強度極限600。查得齒輪4接觸疲勞強度極限550。計算應力循環次數：（設2班制，一年工作292天，工作8年）313.40 2×8

12、5;292×87.03 2.14 查得接觸疲勞壽命系數0.97，0.99取失效概率為，安全系數1，得：582544.5則許用接觸應力=563.25有71.57 圓周速度1.17 齒寬57.26 模數3.58 8.05 7.11 計算載荷系數：已知使用系數1；根據1.17 ，8級精度，查得動載系數1.05；用插值法查得8級精度、齒輪3相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數1.42 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數1.35；查得齒間載荷分配系數1；故載荷系數1.49 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑 69.91 計算模數：3.50 按齒根彎曲強度：計算載荷系數1.4

13、2 查取齒形系數：查得2.80 ，2.26 查取應力校正系數： 1.55，1.742查得齒輪3彎曲疲勞極限475查得齒輪4彎曲疲勞極限368.6取彎曲疲勞壽命系數0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數1，得475368.6 計算齒輪3的并加以比較0.0091 0.0107 齒輪3的數值大則有：2.06 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取模數2.50 ，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的分度圓直徑69.91 來計算應有的齒數。則有：27.96 28取28，則91.89 92計算齒輪分度圓直徑：7023

14、0幾何尺寸計算計算中心距：=150計算齒輪3寬度：65齒輪4寬度60。表4.1 各齒輪主要參數名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距 amm118150傳動比 i 4.59 3.28 模數 mnmm1.52.5端面壓力角a°2020嚙合角 a°2020齒數 z 281292892分度圓直徑dmm42.00 193.50 70.00 230.00 齒頂圓直徑damm45.00 196.50 75.00 235.00 齒根圓直徑dfmm38.25 189.75 63.75 223.75 齒寬 bmm40356560材料 40Cr（調質）45鋼（調質）40Cr（調

15、質）45鋼（調質）齒面硬度 HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章 軸的結構設計及校核 5.1 軸的材料選擇及最小直徑的估算根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按照扭轉強度法進行最小直徑估算，即：。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103126，則取A=110。軸14.30 軸23.46 軸34.39 考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸15.30 軸26.97 軸39.55 將各軸的最小直徑分別圓整為5的倍數：d1=

16、20 mm，d2=30 mm，d3=40 mm。5.2 高速軸的結構設計與計算5.2.1 高速軸的結構設計高速軸的軸系零件如圖所示圖5.1 高速軸的結構（1）各軸段直徑的確定d11：用于連接高速軸外傳動零件，直徑大小為軸1的最小直徑，d11=d1min=20mm。d12：密封處軸段，左端用于固定大帶輪軸向定位，根據大帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d11增大6mm，d12=26mm。d13：滾動軸承處軸段，應與軸承內圈尺寸一致，且較d12尺寸大1-5mm，選取d13=30mm，選取軸承型號為深溝球軸承6206。d14：考慮軸承安裝的要求，查的6206軸承安裝要求da=36，根據軸承安裝選擇d

17、14=36。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=36mm。d17：滾動軸承軸段，要求與d13軸段相同，d17=d13=30mm。各軸段長度的確定l11：根據大帶輪或者聯軸器的尺寸規格確定，取l11=32mm。l12：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l12=59mml13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=29mml14：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l14=77.5mml15：由小齒輪的寬度確定，取l15=40mml16：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l16=5mml17：由滾動軸承的型號

18、和外形尺寸確定，取l17=31mm圖5.2高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm2026303642.00 3630長度l11l12l13l14l15l16l17mm32592977.5405315.2.2軸強度的校核計算 5.2.2.1軸的計算簡圖 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。圖 5.3 軸的載荷分析圖5.2.2.2強度校核 已知=20.99 ，=2

19、0.78 ，齒輪分度圓直徑d=70.00 mm，則齒輪圓周力：999.32 N齒輪軸向力：0.00 N (由于為直齒輪=0°)齒輪徑向力：363.72 N (由于為直齒輪=0°)根據各軸段尺寸，求得跨距L1=81.00 mm；L2=120.50 mm；L3=48.00 mm；B點的水平支反力284.67 ND點的垂直反力714.65 NB點的垂直支反力103.61 ND點的垂直支反力260.11 N水平彎矩34302.97 N·mmC點左側垂直彎矩12485.26 N·mmC點右側垂直彎矩12485.26 N·mm總彎矩36504.46 N&#

20、183;mm總彎矩36504.46 N·mm扭矩T=20985.66 N·mm進行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面（即C處左側的強度）, 取0.60 ，查的高速軸60.00 MPa7408.80 =5.21 MPa因為<60.00 MPa，故該軸滿足強度要求。5.2.3鍵聯接選擇與強度的校核計算軸1上的鍵選擇的型號為鍵6×26 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=26-6=20mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度26.23 MPa150MPa，滿足強度要求。5.3

21、中間軸的結構設計與計算5.3.1 中間軸的結構設計中間軸的軸系零件如圖所示圖5.4 中間軸的結構（1）各軸段直徑的確定d21：滾動軸承處軸段為軸2的最小直徑，根據軸2的最小直徑， d21=30mm，選取軸承型號為深溝球軸承6206。d22：低速級小齒輪軸段，端面用于固定套筒，因此取d22=36mm。d23：用于固定低速小齒輪的軸向定位，取d23比d22大8mm，根據齒輪的定位要求d23=44mm。d24：高速級大齒輪軸段，取d24=36mm。d25：滾動軸承處軸段，與d21處軸的直徑相同d25=30mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l21=36mm。l22：由低速級小

22、齒輪的寬度確定，取l22=65mml23：軸環寬度，取l23=10mml24：由高速級大齒輪的寬度確定，取l24=33mml25：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l25=40.5mm圖5.5中間軸的尺寸圖表5.2中間軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25mm3036443630長度l21l22l23l24l25mm3665103340.55.3.2軸強度的校核計算 5.3.2.1軸的計算簡圖 1.軸上力的作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按計劃原則，應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的為深溝球軸承型號為6206，查數據可知他的負荷作用中心到軸承外

23、端面的距離a=10mm，因此可以計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距L164.5mm。低速級小齒輪的力作用點C到左支點A距離L158.5mm；兩齒輪的力作用點之間的距離L260mm；高速級大齒輪的力作用點D到右支點B距離L348mm。2.繪制軸的力學模型圖初步選定高速級小齒輪為直齒，高速級大齒輪為直齒；根據中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為直齒，低速級大齒輪為直齒。根據要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖如下。圖5.6 軸的力學模型及轉矩彎矩圖5.3.2.2強度校核齒輪2：989.32 360.08 (由于為直齒輪=0°)0.00 (由于為直齒輪=0

24、6;)齒輪3：2619.12 953.28 (由于為直齒輪=0°)0.00 (由于為直齒輪=0°)1.垂直面支反力（XZ平面）參照圖b。由繞支點B的力矩和0，得：-85670.54 因此-514.54 方向向下。同理，由繞支點A的力矩和0得：-13097.06 因此-78.66 方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。2.水平面支反力（XY平面）參看圖d。由繞支點B的力矩和0，得：330352.99 因此1984.10 方向向下。同理，由繞支點A的力矩和0得：270453.68 因此1624.35 方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。3.A點總支反力2049

25、.73 B點總支反力1985.66 1.垂直面內的彎矩圖參照圖c。C處彎矩：-30100.46 -30100.46 D處彎矩-3775.73 -3775.73 2.水平面內的彎矩圖參看圖e。C處彎矩：-116069.97 D處彎矩：-77968.63 3.合成彎矩圖參看圖f。C處：119909.45 119909.45 D處：78060.00 78060.00 4.轉矩圖參看圖g。91669.36 5.當量彎矩圖參看圖h。因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動循環變應力，折算系數=0.6。55001.61 C處：=119909.45 131922.15 D處：78060.00 78060.0

26、0 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。28.28 MPa根據選定的軸的材料45鋼，調質處理，查得60MPa。因為，因此強度足夠達到要求。5.3.3 鍵聯接選擇與強度的校核計算軸2上低速級小齒輪的鍵選擇的型號為鍵10×61 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=61-10=51mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度25.22 MPa150MPa，滿足強度要求。高速級大齒輪的鍵選擇的型號為鍵10×29 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=29-10=19mm

27、，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度67.69 MPa150MPa，滿足強度要求。5.4 低速軸的結構設計與計算5.4.1 低速軸的結構設計低速軸的軸系零件如圖所示圖5.7 低速軸的結構圖（1）各軸段直徑的確定d31：滾動軸承軸段，d31=d35=50mm，選取軸承型號為深溝球軸承6210。d32：齒輪處軸段，d32=57。d33：軸環，根據齒輪的定位要求取d33比d32大6mm，則d33=63mm。d34：考慮軸承安裝的要求，查的6210軸承安裝要求da=57，根據軸承安裝選擇d34=57mm。d35：滾動軸承處軸段，應與

28、軸承內圈尺寸一致，且較d36尺寸大1-5mm，選取d35=50mm。d36：密封處軸段，右端用于固定聯軸器軸向定位，根據聯軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d37增大6mm，d36=46mm。d37：為軸3的最小直徑處，取d37=d3min=40mm。各軸段長度的確定l31：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l31=42.5mm。l32：由低速級大齒輪的寬度確定，取l32=60mml33：軸環寬度，取l33=10mml34：根據箱體的結構和大齒輪的寬度確定，取l34=45mml35：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l35=33mml36：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l36=55m

29、ml37：根據減速器的具體規格確定，取l37=84mm圖5.8低速軸的尺寸圖表5.3低速軸各段尺寸直徑d31d32d33d34d35d36d37mm50576357504640長度l31l32l33l34l35l36l37mm42.56010453355845.4.2 軸強度的校核計算 5.4.2.1 軸的計算簡圖 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。圖 5.9 軸的載荷分析圖5.4.2.2強度校核已知=2

30、91.83 ，=288.91 ，齒輪分度圓直徑d=230.00 mm，則齒輪圓周力：2537.64 N齒輪軸向力：0.00 N (由于為直齒輪=0°)齒輪徑向力：923.62 N (由于為直齒輪=0°)根據各軸段尺寸，求得跨距L1= 105 mm；L2=110mm；L3=62.5mm；B點的水平支反力919.43 ND點的垂直反力1618.20 NB點的垂直支反力334.65 ND點的垂直支反力588.98 N水平彎矩101137.69 N·mmC點右側垂直彎矩36811.11 N·mmC點左側垂直彎矩36811.11 N·mm總彎矩10762

31、8.48 N·mm總彎矩107628.48 N·mm扭矩T=291828.21 N·mm進行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面，取0.6，查得60MPa，t=6mm。18138.32 所以11.33 MPa60MPa，故該軸滿足強度要求。5.4.3 鍵聯接選擇與強度的校核計算大齒輪鍵選擇的型號為鍵16×54 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=54-16=38mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度53.89 MPa150MPa，滿足強度要求。輸出軸端鍵選擇的型號為鍵

32、12×78 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=78-12=66mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度53.63 MPa150MPa，滿足強度要求。5.5軸承的選擇及校核5.5.1軸承的選擇軸選軸承為：6206； 軸選軸承為：6206； 軸選軸承為：6210。 所選軸承的主要參數見表5.4。表 5.4 所選軸承的主要參數軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm 基本額定 /kN dDBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r6206306216365619.511.56206306216365619.511.562105

33、0902057833523.25.5.2軸承的校核查滾動軸承樣本可知，軸承6210的基本額定動載荷Cr=35kN，基本額定靜載荷Cr0=23.2kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中B點總支反力=997.88 ND點總支反力=1712.90 N。2.由于是直齒傳動，兩軸承不承受軸向力3.求軸承的當量動載荷P根據工況，查得載荷系數fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1Fr1）=1197.46 NP2=fP（X2Fr2）=2055.48 N4.驗算軸承壽命因P1<P2，故只需驗算2軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8（年）×292（天）×16（小時）=37376h。=861669 h>37376h 軸承具有足夠壽命。5.6 聯軸器的選擇 低速軸伸出端直徑40 ，根據機械設計手冊第五篇-軸及其聯接表