1、一、設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器1 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、鏈、工作機構成。2 已知條件：工作拉力：F=2800N，帶速V=1.05m/s,卷筒直徑d=420mm。二、 傳動裝置總體設計：1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.95每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.98聯軸器的傳動效率：0.99滾

2、筒的傳動效率：0.96一鏈傳動的傳動比：0.97說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：=0.81=kw=2.94kw=3.63kw=47.772確定電機轉速：有功率和轉速.所以電動機的轉速有3000和1500兩種可選方案電動機型號額定功率同步轉速r/min額定轉速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.79綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y112M-2型，其主要參數如下：四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：，取

3、V帶傳動比=2二級圓柱齒輪減速器傳動比=3,=3.9,=2.6注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。五 計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。0.由n=2890 一軸：二軸：三軸：四軸：運動和動力參數結果如下表：軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.631228901軸3.633.45-22.7914452軸3.453.381-67481.663軸3.3813.31-256.2123.54軸3.313.21-645.5247.5六 設計

4、V帶和帶輪以及鏈傳動的計算：1.設計V帶求計算功率 則根據=4.4, =2890r/min，選擇普通A型V帶，。取大小帶輪直徑并驗算帶速：取。由式所以。帶速在525(m/s)范圍內，合適取V帶基準長度和中心距a：初步選取中心距a：，整合查表13-2，對A型帶選用計算實際中心距驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：合適求V帶根數Z：由課本式13-15得：由表13-3得，由表13-5得由查表13-7得查表13-2 得由此得Z=3.39根，所以取4根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本表13-1得q=0.10kg/m，故由課本式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：鏈傳動的計算：鏈輪齒數，

5、由n=123.5r/min,i=2.6,P=3.31KW由表13-12選，實際傳動比 鏈條節數 初定中心距 由式13-21得 取鏈節數 計算功率 由表13-15 鏈條節距 故此鏈傳動工作于圖13-33所示曲線頂點的左側，即有可能出現鏈板疲勞破壞，采用單排鏈， 故由圖13-33查得當n=123.5r/min時16A鏈條能傳遞的功率為5.0kw>2.36kw,故采用16A鏈條，節距P=25.4mm 實際中心距，將中心距設計成可調節的，不必計算實際中心距。可取計算鏈速及作用在軸上的壓力：符合原來的假定。如前所述，安全七 齒輪的設計：1高速級大小齒輪的設計：材料：高速級小齒輪選用40MnB鋼調質

6、，齒面硬度為241286HBS。高速級大齒輪選用ZG35SiMn鋼調質，齒面硬度為241269HBS。參數的選取：取 按齒面接觸強度設計：8級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數K=1.5，取齒寬系數 1 小齒輪上的轉矩：取 按齒數取 故實際傳動比模數 齒寬 按表4-1取m=1.5mm,實際的中心距驗算輪齒彎曲強度：齒形系數由式齒輪的圓周速度： 查課本表11-2知選用8級的的精度是合適的。2低速級大小齒輪的設計：材料：低速級小齒輪選用40MnB鋼調質，齒面硬度為241286HBS。低速級大齒輪選用ZG35SiMn鋼調質，齒面硬度為241269HBS。取：按齒面接觸強度設計：齒輪按8

7、級精度制造載荷系數K=1.5，取齒寬系數 取 模數齒寬按表4-1取m=2mm,實際的中心距：驗算輪齒彎曲強度，齒形系數安全：齒輪的圓周速度查課本表11-2知選用8級的的精度是合適的。八 減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯結螺栓直徑M12蓋與座聯結螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸

8、承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內箱壁距離>1.215齒輪端面與內箱壁距離>10箱蓋，箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯結螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）九 軸的設計：1高速軸設計： 材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=110。各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得：又因為裝小帶輪的電動機軸徑d=28，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且=(0.81.2)d=22.4mm33.6mm考慮到此處應該有鍵槽d值應增達5%，,因大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以

9、取, 段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取=25mm。選用角接觸球軸承代號7005C軸承。B=12mm，D=47mm,=15mm 段主要是定位軸承，取=28mm。L4根據箱體內壁線確定后在確定。裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸： m,由該齒輪上裝配的小齒輪內徑d=48mm可知，所以不用做成齒輪軸，此處需安放一個鍵槽，圓整為30mm又知齒輪寬度為b=40mm,取=40mm 段裝配軸承，所以 2 校核該軸和軸承：L1=34mm L2=150mm L3=60mm作用在齒輪上的圓周力為：950N徑向力為: 348N作用在軸1帶輪上的外力：1257N 求垂直面的支反力：284N64N求垂直彎矩，

10、并繪制垂直彎矩圖：9.6N.m9.7N.m求水平面的支承力：由得774N176N求并繪制水平面彎矩圖：26.3N.m26.4N.m求F在支點產生的反力：409.9N1666.9求并繪制F力產生的彎矩圖：75.4N.m13.9N.mF在a處產生的彎矩：13.9N.m求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。41.9N.m42N.m求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）44.2N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：19.5mm因為28mm>d，所以該軸是安全的。3軸承

11、壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本表16-9，10取取按最不利考慮，則有:1234.4N 1854.2N 則4.7年。 因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下：5鍵的設計與校核: 根據16mm,22.79N.m，確定V帶輪選鑄鐵，參考教材表10-9,由于d在1217范圍內，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=1.75d1-3=25綜合考慮取=20得76MPa<【】課本表10-10所選鍵為：中間軸的設計：材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取C=110。根據課本第230頁式14-2得：21.1mm段要裝

12、配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取25mm，查手冊62頁表6-1選用7005C型角接觸軸承，L1=15mm。裝配低速級小齒輪，且取30mm，L2=53mm，因為要比齒輪孔長度少。段主要是定位高速級大齒輪，所以取40mm，L3=75.6mm。裝配高速級大齒輪，取40mm L4=35-2=33mm。段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取25mm，查手冊62頁表6-1選用7005C角接觸球軸承，28mm。校核該軸和軸承：L1=34 L2=119.5 L3=30.5作用在2、3齒輪上的圓周力：2094N 931N徑向力為: 762N 339n求垂直面的支反力：求垂直彎矩：19.2N.m-4.3N

13、.求水平面的支承力： 1861N1164N計算、繪制水平面彎矩圖：63.3N.m-67.4N.m 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：66N.m68N.m求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）79N.m77N.m計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: 23.6mm m-m截面: 由于，所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取1945N1173N則7.2年，軸承使用壽命在7-8年范圍內，因此所該軸承符合要求。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設計與校核：已知，所以取因為

14、齒輪材料為45鋼。查課本表10-10得MPaL=40mm和L=25mm取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70根據擠壓強度條件，鍵的校核為： 所以所選鍵為: 從動軸的設計：確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：32.9mm考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑50mm查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取50mm。設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環給軸承定位。選軸承7010CD=80 B=16 d=5

15、6 設計軸段，考慮到擋油環軸向定位，故取設計另一端軸頸，取，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設計軸頭，取，查手冊9頁表1-16取。設計軸環及寬度b使齒輪軸向定位，故取確定各軸段長度。有聯軸器的尺寸決定（4）校核該軸和軸承：L1=39mm L2=173mm L3=117.5mm求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 2050mm徑向力：746N求垂直面的支反力：609N137N計算垂直彎矩：23.7N.m 23.8N.m求水平面的支承力：由得1673N377N計算、繪制水平面彎矩圖。 65.2N.m65.2N.m求F在支點產生的反力：26

16、3N737N求并繪制F力產生的彎矩圖：55.7N.m10.3N.mF在a處產生的彎矩：10.3N.m求合成彎矩圖。考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）173.2N.m計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調質，查課本表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：30.7mm考慮到鍵槽的影響，取d=30.71.05=32.2mm因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有：則71.8年該軸承壽命為71

17、.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設計與校核：因為d1=38mm裝聯軸器查課本表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:裝齒輪查課本表10-9選鍵為查課本表10-10得因為L6=55mm初選鍵長為40,校核所以所選鍵為:十 高速軸大齒輪的設計因 采用腹板式結構代號結構尺寸和計算公式結果輪轂處直徑72輪轂軸向長度84倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設計 代號結構尺寸和計算公式結果 手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.聯軸器的選擇：計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。十二潤滑方式的確定：因為傳動裝置屬于輕型的，且