1、一設計題目3二應完成的工作3三傳動裝置總體設計方案31電動機的選擇 42. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比. .3矚慫潤厲釤瘞睞櫪廡賴。3. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5聞創溝燴鐺險愛氌譴凈。4. V帶的設計和帶輪設計 65. 齒輪的設計 殘騖樓諍錈瀨濟溆塹籟。6. 傳動軸承和傳動軸的設計 97鍵的設計和計算148箱體結構的設計 159.潤滑密封設計17四.設計小結18五參考資料 1釅錒極額閉鎮檜豬訣錐。、設計題目帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器（斜齒）1-電動機 2-帶傳動3-減速器4-聯軸器5-滾筒6-傳送帶給定數據及要求：已知條件：運輸帶拉力F（N）=2600 N.m ；運輸帶工

2、作速度v=1.6m/s；滾筒直徑D=450mm ；二、應完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖1 2張（從動軸、齒輪）3. 設計說明書1份。三、 傳動裝置總體設計方案：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：初步確定傳動系統總體方案如：傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器傳動裝置的總效率總1為V帶的傳動效率，2為軸承的效率，3為對齒輪傳動的效率，（齒輪為 7級精度，油脂潤滑）4為聯軸器的效

3、率，5為滾筒的效率查機械設計手冊知：葉帶=0.96 葉齒=0.97 葉軸=0.98 葉聯=0.99 葉卷=0.96 彈貿攝爾霽斃攬磚鹵廡。4n a = n帶n齒n軸n聯n卷=0.96*0.97*0.984*0.99*0.96=0.81631. 電動機的選擇工作機功率：Pw =FNV/1000=2600*1.6/1000=4.16kw電動機功率：Pd = Pw / n a=4.16/0.8163=5.10kw滾筒軸工作轉速：1000 60v 1000 60 1.6n=67.94r/min，二Dn 450經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比L = 24, 一級圓柱斜齒I輪減速器傳動比L

4、= 36， 則總傳動比合理范圍為i總=624,電動機轉速的可選范圍為n電動機n=（624）x 69.94r/min = 419.641678.56r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為丫132M2 6的三相異步電動機電動機型號額定功率/kw電動機轉速/（r/mi n）同步轉速、卄 +、，滿載轉速Y132M2-65.51000960滿載轉速nm =960 r/min，同步轉速1000r/min，重量84kg，額定電流12.6A。2. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉速n滿和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置

5、總傳動比為i總=n滿/n = 960/67.94= 14.13謀養摶篋飆鐸懟類蔣薔。(2) 分配傳動裝置傳動比1總=io x i式中io,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io = 3.0 (實際的傳動比要在設計 V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算)，則減速器傳動比為廈礴懇蹣駢時盡繼價騷。i = i總 /i0 = 14.13/3.0= 4.713. 計算傳動裝置的運動和動力參數計算各軸轉速：電動機軸為軸I,減速器高速軸為軸II,低速軸為軸III ,卷筒 軸為軸IV(1) 各軸轉速n - = nm = 960r/minnn = n / i0 = 96

6、0/3.0= 320r/minn = nn / i = 320/4.71=67.94r/minn = n 皿=67.94r/m in由于nw 與 rw的誤差在5沱內，所以上述選取的傳動比合理。(2) 各軸輸入功率P = Pd = 5.10kWPn = pi帶=5.10X 0.96= 4.90 kWPm = Fn齒 軸=4.90 x 0.97X 0.98= 4.66 kWPw = Pm聯 軸二4.66 x 0.99X 0.98= 4.52 kW(3) 各軸輸入轉矩3、 軸輸入轉矩Ti =9550 = 9550 5.10 = 50.73 N -m n j960R4 90Tn =9550=95501

7、46.23 N-mnn320Tm =9550 比=9550 土66655.03Nmn 出67.94p4 52Tw =9550 =9550635.35N-mnw67.94運動和動力參數結果如下表項目電動機軸I高速軸II低速軸III卷筒軸IV轉速 /(r/mi n)96032067.9467.94功率/KW5.104.904.664.52轉矩/(N.m)50.73146.23655.03635.35傳動比3.004.711效率n0.960.950.974. V帶的設計和帶輪設計(1) 確定 V帶型號，由書上表得 kA=1.2,Pc=Fd X Ka=1.2 5.10=6.12kw又nm =960 r

8、/min由書上圖確定選取B型普通V帶。小帶輪D不小于125。 小帶輪現取D-! =125mm,得D2=i0 D1 (1一；)=3 125 (1 0.02)mm = 367.5mm標準化取D2=375 mm(2) 驗算帶速：uDmI兀勺25760Vm/s=6.28m/s60 1000 60 1000帶速在5 25m/s范圍內，合適(3) 確定V帶的基準長度Ld和中心距a 初取中心距a。=1.(D1 D2) 1.5 125 375 mm = 750mm符合 0.7( D1 D2) ： a0 : 2( D1 - D2)Lo = 2ao q(Di 亠D2)(Di D2)24ao=2 750 (125

9、375) .(i25-375)mm 二 2306mm|L24 750由書上表13-2，確定B型帶長L, =2500mm(4) 確定實際中心距Ld-L?！遍T 2500 -2306a750mm = 847mm2 2(5) 驗算小帶輪的包角0 D2 D100：1 =180 -57.3 =180a計算V帶的根數:Zn j= 960r/min , D =125mm由書上表375 一125 57.30 =1630120084713-3得，額定功率P0=1.64kw由書上表由書上表由書上表13-513-713-2得，功率增量得，包角系數得，帶長系數P0=0.30kw (i>2)K，0.96Kl = 1

10、.035.10Pd=2.66 ： 3(P0：P0)KLKa - (1.64 0.3) 1.03 0.96因結果只比3小一點，可取Z=3,即需3根Z型V帶(7)計算初拉力F。及作用在軸上的力Fq由書上表13-1得V帶每米長質量為q=0.17kg/m 根據書上計算公式得：l500PC/2.5 八2F 0(1) qvZVKa500 6.122.5210.17 6.282 N =267NIL 3 6.280.96壓軸力耳，根據書上公式得：163°Fq =2ZF0sin 丄=2 3 267 sin1584N2 25. 齒輪的設計1. 選擇齒輪材料、熱處理、精度等級、許用應力及齒數材料：所設計齒

11、輪傳動屬于閉式傳動，為使結構緊湊，小齒輪選用20CrMnTi 合金鋼，該對齒輪為硬齒面齒輪，熱處理工藝：滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC，-B=1500MFa，二s=850MPa。大齒輪選用20CrMnTi合金鋼，該對齒輪為硬齒面齒輪，熱處理工藝：滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC,二B=1500MPa，二S=850MR。運輸機一般工作機器，速度不高，因此由表可選擇齒輪精度為7級。煢楨廣鰳鯡選塊網羈淚。取 S =1.25,Sh =1（表 11-5）取 ZH =2.5, ZE =189.8（表 11-4）、1 0.7；FE1 0.7 850：-:,'f - F2MPa = 476M P

12、 aSF1.25黑1 1- ！H2rMPa =1500MPaSh12、按輪齒彎曲強度設計計算及計算傳動的幾何尺寸 取齒輪按7級精度制造。查表11 3和表11 6,由于硬齒面齒輪取載荷系數K= 1.3,齒寬系數 0.8小齒輪上的轉矩： =9550 E =9550 510 =50.73N m =50730N mm n1960初選螺旋角：1 =15°取齒數乙=30, u=i= 4.71，Z2=4.71X 乙=141.3,取 Z2=142實際傳動比 u' = Z2/Z1 =142/30=4.73傳動比相對誤差為u' -u / u =0.422% c5%，齒數選擇滿足要求齒形系

13、數:Z1COS3 :30cos3150 = 33.29，"Z2cos315°142-157.56COS3150查圖11 8,得YFa1=2.55 , YFa2=2.17查圖11 9,得Ysa1h.63 , Ysa2h.83因為:YFa 1YSa1!?F1 12.55 1.63476YFa 2YSa2= 0.00872.17 1.83476= 0.0083所以，應對小齒輪進行彎曲強度計算。 法向模數：2KT1 YFa1YSa12 -2 1.3 507302 0mn _32ii cos =3 20.0087 cos 15 = 1.22mm、也Z12 晶V 0.8漢302查表4

14、1,得取標準模數 mn = 1.25mm中心距：a =mn(Z1 +Z2) J.25"30"：2) =111 29mm 取a =112mm 2cosB2 漢 cos150確定螺旋角：Emn(Z1 + Z2)1.25(30+142)0-二 arccosarccos16.302a2"12與初選螺旋角1 =150相近。齒輪分度圓直徑：di 二 mnZ1 = 1.25 30 =39.07mm cos P cos16.3mnZ2cos :1.25 1420cos16.3= 184.93mm齒寬：b = dd1 =0.8 39.07 = 31.3mm2 二取 b2=35mm

15、, b1=40mmTH 二 ZeZhZ2KT1 u _1bd， u= 189.8 2.5cos16.3003、驗算齒面接觸強度2 1.3 50730 5.7135 39.0724.71=8 0M4P 討11-1 5 Ml (P a由于二H ”：；HP,故接觸疲勞強度足夠齒輪的圓周速度:d1 m60 1000 :39.07 96060 1000= 2.0m/s6. 傳動軸承和傳動軸的設計1.傳動軸的設計.求輸出軸上的功率P3，轉速n3，轉矩T3P3 =4.66 0.98 KW=4.57KWn3=67.94r/mi nT3=655.03 0.98.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d

16、2 =184.93mm2 641.93184.93 10-3=6942.41NFr = Ft= 6942.41tan 200cos16.300二 2632.65 NFa = Fttan 一： =6942.41 xtan 16.3°0=2030.10N.初步確定軸的最小直徑先按課本14-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據dmin C3= 110 3457 67.94課本表14-2取C =110mm=44.74mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑dm jv ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號查課本表17-1選取Ka =1.5Tc 二K

17、aT3 =1.5因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，所以查機械設計手冊表12-1選取LH4型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為1250Nm半聯軸器的孔徑d1 =48mm，故取di=48mm，半聯軸器的長度L=112mm半聯軸器與軸配合的 轂孔長度為L1=84mm。鵝婭盡損鶴慘歷蘢鴛賴。.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求，1 -軸段右端需要制出一軸肩故取-川的直徑d=53mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =58mm半聯軸器與 軸配合的輪轂孔長度.為了保證軸端擋圈只壓 在半聯軸器上而不壓在軸端上，故I -的長度應比 L1略短一些，現取I=82mm.

18、籟叢媽羥為贍債蟶練淨。初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角 接觸球軸承.參照工作要求并根據d二53mm,由軸承產品目錄中初步選 取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7011C型.預頌圣鉉儐歲齦訝驊 糴。dDBd2D2軸承代號55901865.479.77011C55901965.579.77011AC551002268.986.17211C551002168.986.17211AC551002172.483.47211B551202980.596.37211B對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的d xD=55mmx:90mmx:18mm ,故d皿出=d町

19、二55mm;而I町=18mm .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由手冊上查得7011C型軸承定位軸 肩高度 h 0.07d,取h =3.5mm,因此二62mm 取安裝齒輪處的軸段dy=65mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為42mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短 于輪轂寬度，故取Iv二40mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取d刑衛二72mm.軸環寬度b _1.4h ,取b=8mm.滲釤嗆儼勻諤鱉調硯錦。 軸承端蓋的總寬度為 20mm由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據 軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右 端面

20、間的距離I = 30mm ,故取|口=50mm.鐃誅臥瀉噦圣騁貺頂廡。 取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離 c=20mm.考慮 到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承寬度 T=18mm,擁締鳳襪備訊顎輪爛薔。I 皿=T s a (75 - 72) = 18 8 16 3mm = 45mmI iv v = l j = 8mm至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度.2.求軸上的載荷首先根據結構圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時， 查機械設計手冊表.對于7011C型的角接觸球軸承,a=18.7mm,因此，做為簡支梁的

21、軸的支承跨距.L2 L3 =114.8mm 60.8mm = 175.6mmL360.8Fnh13 Ft =6942.412403.75NL2+L3175.6L22L3Ft114 8= 6942.414538.66N175.6F nv1fl3+Mr 3-2L2 ' L3=1022.15NFnv2 =Fr -Fnv2 =2055.96-1022.15 = 1033.54NMh = 172888.8N mmMV1 =FNV丄2 =1022.15 114.8 =62146.7N mmMv2 =FNv2L3 =821 60.8 = 49916.8N mmMy；M H +M =占728892 +

22、1173422 =208949N mmM2 -183719N mm從動軸的載荷分析圖：6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據Jm,+(£T3)2(2089492 +(1x486.07)2 “ ”；ca 二=16.72W.0.1 12500前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得二訂=60MPa%a此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A, n ,川,b只受扭矩作用。所以a n m b無需校核.從應力集中對軸的 疲勞強度的影響來看，截面切和處的配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看, 截面C上的應力最大.截面切的應力集中的影響和截面的相近，但是截面切不 受扭矩作

23、用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大，但是 應力集中不大，而且這里的直徑最大，故C截面也不必做強度校核，截面W和V顯 然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數比過盈 配合的小，因而，該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可.贓熱俁閫歲匱閶鄴鎵騷。.截面左側?？箯澫禂?W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系數wT=0.2d3=0.2 503 =25000截面的右側的彎矩 M為 M =208949 608 16 = 153962.42N mm60.8截面W上的扭矩T3為 T3=486.07N m截面上的彎曲應力M _ 153962.42W 125

24、00= 12.32MPa截面上的扭轉應力T =486070Wt 25000= 19.44MPa軸的材料為45鋼。調質處理由課本表查得:二 B =640MPa匚 4，=275MPaT4155MPa因 I20 =0.04d50經插入后得'-2.0軸性系數為亠 1.1650S =1.31q 一一 =0.82q =0.85.K_=1+q_：-1）=1.82K =1+q （二 t-1 ） =1.26所以 j =0.67； =0.82= 0.92cr T綜合系數為：K二=2.8K=1.62碳鋼的特性系數I二0.仁0.2 取0.1= 0.05- 0.1取 0.05s._：安全系數Sca= 25.13

25、S1=13.71 't mSca S S : 10.5 > S=1.5所以它是安全的s"2截面W右側同理，也是安全的。7. 鍵的設計和計算1. 選擇鍵聯接的類型和尺寸一般7級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用普通平鍵根據d1 =48mm d2 =65mm查機械設計手冊，?。篵 =14 m =9 J =38b2 =18h2 =11L2 =302. 聯軸器和帶輪鍵的選擇d 聯=48mm d帶=29mm查機械設計手冊，?。郝撦S器b=14 h=9 L=74帶輪 b=8h=7 L=383. 主動軸鍵的校核由普通平鍵連接的擠壓強度校核查課本表10-1 匚p=110MPal 齒

26、=L 齒b 齒=24 mm則其工作長度l 帶=L 帶b 帶=30 mmh齒二 9 mm, k 齒二 5h帶二 7 mm, k 帶二 4Tm=143.2Nm由式（6-1 ）得:-p =4T = 4 143 .25 二 60.3MP 乞 t J - 110 MPadkl dhl 44 x 9 x 242T4Tdkl dhl4 143 .2529730二 94 MP <t J - 110 MPa兩者都合適.8. 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合 質量，大端蓋分機體采用也配合.is61. 機體有足夠的剛度機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座

27、剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺 起，齒頂到油池底面的距離 H為40mm壇搏鄉囂懺蔞鍥鈴氈淚。為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創, 其表面粗糙度為6.3 -3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間， 以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機 械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6緊固

28、蠟變黲 癟報倀鉉錨鈰贅。B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊， 由機械加工成螺塞 頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 買鯛鴯譖曇膚遙閆擷凄。C油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 .D通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部 的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.綾鏑鯛駕櫬鶘蹤韋轔糴。E蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋F位銷：為保證剖分式機體的

29、軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方 向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.驅躓髏彥浹綏譎飴憂錦。G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚aa =0.025a3 _810箱蓋壁厚-i-i=0.02a 3_89箱蓋凸緣厚度bid =1.512箱座凸緣厚度bb = 1.5二15箱座底凸緣厚度b2b2 =2.525地腳螺釘直徑dfdf=0.036a 12M24地腳螺釘數目n查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑did1 =0.72dfM12機蓋與機座聯接螺栓直d2d2 =（0.50.6）dfM10徑軸承端蓋螺釘直徑d3d3=

30、:（0.40.5）df10視孔蓋螺釘直徑d4d4 =（0.30.4）df8定位銷直徑dd =:（0.70.8）d2834df，di，d2至外機壁距Ci22查機械課程設計指導書表4離1828df，d2至凸緣邊緣距離C2查機械課程設計指導書表416外機壁至軸承座端面距離1111 = C1 +C2 + （ 812）50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.2 二15齒輪端面與內機壁距離-2 ： 2 > -10機蓋，機座肋厚m1, mm 常 0.85i1,m 止 0.85cm1 ： 9m 8.5軸承端蓋外徑D2D2 = D + （55.5 ） d3120（1 軸）125 （150 （3 軸）2軸）軸承旁聯結螺栓距離SS ： D2120（1 軸）125 （150 （3 軸）2軸）9. 潤滑密封設計（1）對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以5其速度遠遠小于（1.52）"0 mnK/min，所以采用脂潤滑，箱體內選用 SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.貓蠆驢繪燈鮒誅髏貺廡。油的深度為H+hiH=30 h1=34