1、目 錄第1章傳動方案的擬定21.1原始數據21.2傳動方案的確定2第2章電動機的選擇及運動參數的計算32.1電動機的選擇32.2計算傳動裝置的總傳動及其分配52.3 計算傳動裝置的運動和動力參數6第3章 帶輪設計計算73.1 V帶設計計算7第4章 箱內傳動件設計104.1高速齒輪傳動設計104.2低速齒輪傳動設計14第5章 裝配草圖前期準備205.1 軸徑初算及軸承初選215.2軸承與聯軸器的選擇215.3減速器箱體的設計225.4減速器的潤滑選擇235.5減速器的密封23第6章軸的結構設計246.1確定軸的徑向尺寸246.2確定軸的軸向尺寸242.3 確定軸上鍵槽的位置和尺寸25第7章 軸、

2、軸承、鍵的校核計算267.1 確定軸上力作用點及支點跨距267.2軸的強度校核267.3軸承壽命校核計算287.4鍵聯接強度校核計算31第8章 減速器的附件338.1 視孔蓋和窺視孔338.2 放油孔和螺塞338.3 油標338.4 通氣器348.5 定位銷348.6 起蓋螺栓34第9章 拆裝和調整的說明34第10章 減速箱體的附件說明35計算與說明主要結果第1章 傳動方案的擬定1.1原始數據（1）運輸機工作軸轉矩 （2）運輸帶工作速度 （3）卷筒直徑 （4）帶傳動的效率 （5）工作壽命 （6）工作條件 連續單向運轉,工作時有輕微振動,運輸帶速度允許誤差為。（7）傳動方案簡圖圖1-1傳動方案簡

3、圖1.2方案分析本設計中原動機為電動機，工作機為帶式傳動機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為兩級斜齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級斜齒輪傳動。總體來講，該傳動方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2章電動機的選擇及運動參數的計算2.1電動機的選擇

4、(matlab程序見附錄1)選擇電動機的類型由第一章的工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。選擇電動機的容量工作機的有效功率為其中， 工作機阻力矩（） 工作機效率，帶式傳動機=0.96 工作機轉速（）由參考文獻1表12-8可知：V帶輪傳動效率 0.95：滾動軸承效率 0.98：7級精度齒輪傳動效率 0.98：彈性聯軸器效率0.99所以從電動機到工作機傳送帶間的總效率為所以電動機所需工作功率為則電動機的額定功率 ，查書可得 確定電動機轉速工作機卷筒軸的轉速為：按參考文獻1表2-2和表2-2推薦的傳動比合理范圍，經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比，則總

5、傳動比合理范圍為，電動機轉速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500三種。三種電機技術數據見表2-1。表2-1 三種電機技術數據方案電動機型號額定功率/kw電機轉速(r/min)電機重量價格同步滿載1Y132S-45.515001440輕低2Y132M2-65.51000960中中3Y160M2-85.5750720重高綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，決定選用同步轉速為1500的電動機。即選用表2-1中電機Y132S-4型號。其主要性能和參數如下表2-2：表2-2 Y132-4型號電機中心高H外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳

6、安裝尺寸A×B地腳螺栓直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G132475×345×315216×1401238×8010×332.2計算傳動裝置的總傳動及其分配總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為 分配傳動裝置傳動比由參考文獻1第一章第四節可知，式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。令分別表示高速級與低速級傳動比，則有 編寫matlab程序（見附錄2）計算出所有滿足條件的傳動比分配方案表2-3。表2-3傳動比分配方案方案12.54.25393.038522.44.34163.1011

7、32.34.4353.167842.24.53473.23952.14.64143.3153624.7563.3971為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，同時也使齒輪的分度圓直徑相差不致過大，初選方案2，即。2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數各軸的轉速 2.3.2各軸的輸入輸出功率 各軸的輸入轉矩及輸出功率分別表示第軸的輸入轉矩、輸入功率及轉速。輸出功率即為乘以軸承效率0.98。編寫matlab程序（見附錄3）計算以上各運動和動力參數，計算結果見表2-4，供以后設計計算使用。表2-4 運動和動力參數軸名功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸4.667614402.400.95軸4.43424

8、.345570.57869.1666004.340.96軸4.25694.1717294.06288.18138.25 3.100.96軸4.08664.0048875.11857.6144.5961.000.97卷筒軸3.9643.8847848.86831.8844.596第3章 帶輪設計計算3.1 V帶設計計算確定計算功率查參考文獻2表8-7或參考文獻5的6-11頁表6.1-13得： 工作情況系數所以設計功率,為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.選擇帶型號根據，,查參考文獻1表8-11選用V帶型:A型帶選取帶輪基準直徑帶速 ，又，所以編寫matlab程序（見附錄4），將所有可選方案算出，

9、見表3-1。表3-1 所有速度滿足的方案方案vdd1dd215.65497518026.03198020036.40888522446.78589022457.16289525067.539810025077.992210628088.444611228099.4248125315109.95261323551110.5561403551211.311504001312.0641604001413.5721804501515.082005001616.8892245601718.852506301821.1122807101923.75315800據參考文獻5的6-9頁可知，為提高V帶壽命，宜

10、選取較大的帶輪直徑，但不可過大，所以初選方案8，即確定V帶的中心距和基準長度由于,所以初步選取中心距：，所以帶長=.查參考文獻1表8-2選取基準長度得實際中心距則有所以中心距的變化范圍為430mm502mm驗算小帶輪包角，包角合適。確定v帶根數z根據和，查課本表8-4a插值法得，根據傳動比,，查參考文獻1表8-4b，用插值法得， 查參考文獻1表8-5并由內插值法得查參考文獻1表8-2,并由內插值法得 于是由公式8-22得故選Z=4根帶。計算單根V帶初拉力最小值查參考文獻1表8-3可得,故:單根普通帶張緊后的初拉力為應使帶實際初拉力計算作用在軸上的壓軸力壓軸力的最小值為傳動比誤差校核帶輪的實際傳

11、動比則誤差所以實際傳動比在誤差范圍內。帶輪結構設計因為電機型號為Y132S-4，由表1-2可知軸伸直徑D=38mm，軸伸長度為80mm，所以小帶輪軸孔直徑=38mm,榖長應小于80mm。查參考文獻5的6-26頁表6.1-25得小帶輪結構為實心輪。查參考文獻5的6-24頁可獲得帶輪寬度為mm暫定大帶輪的軸孔直徑為38mm，同理可查得其相應參數。將所有數據列于表3-2。表3-2 帶輪的設計參數小帶輪大帶輪輪寬（mm）直徑（mm）輪結構孔徑（mm）直徑(mm)輪結構孔徑(mm)112實心輪38280六孔板輪3865注：至3.1.7matlab程序見附錄5第4章 箱內傳動件設計4.1高速齒輪傳動設計由

12、于齒輪設計流程統一，設計出的兩大齒輪的分度圓直徑之差又要求小于20mm,故為避免大量計算，編寫了matlab程序以減少計算量，程序見附錄6。設計流程如下。選定齒輪類型、精度等級、材料齒數及螺旋角：（1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。（2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3)材料選擇。查參考文獻1表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4)選小齒輪齒數（），則大齒輪齒數。 （5）選螺旋角為14°（）。 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，

13、再按齒根彎曲疲勞強度計算。按齒面接觸疲勞強度設計，即 （1）確定公式內的各計算數值1>.試選載荷系數。2>.由計算公式（見參考文獻7）得區域系數3>.由參考文獻1圖10-26得， 則4>.小齒輪傳遞的轉矩5>.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由參考文獻1表10-7選取齒寬系數。6>.由參考文獻1表10-6查得材料的彈性影響系數。7>.由參考文獻1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。8>.計算應力循環次數 9>.由參考文獻1圖10-19取接觸疲勞壽命系數；。10>.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%

14、，安全系數S=1則， （2）.設計計算1>. 試算小齒輪分度圓直徑，代入各參數的值。 2>.計算圓周速度。 3>.齒寬b及模數 4>.計算縱向重合度5>.計算載荷系數 已知使用系數=1.25;根據、7級精度查參考文獻1圖10-8得動載系數；查參考文獻1圖10-4插值得，查參考文獻1表10-13插值得。查參考文獻1表10-3查得 則載荷系數 6>.按實際載荷校核所算得的分度圓直徑 7>.計算模數按齒根彎曲強度設計由公式 (1).確定公式內的各參數值1.計算載荷系數2>.根據縱向重合度，查參考文獻1圖10-28得螺旋角影響系數。3>.計算當量齒

15、數：4>. 查取齒形系數、和應力修正系數、由參考文獻1表10-5插值法得；。 5>. 由參考文獻1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；6>.由參考文獻1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，；7>.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得應力修正系數 8>.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪的值大。（2）.設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面摸數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面摸數，取已可滿足彎曲強度，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

16、度圓直徑來計算應有的齒數。于是由， 則4.1.4幾何尺寸計算（1）計算中心距。（2）按圓整后的中心距修整螺旋角：因值改變較多，故參數需要修整（3）計算大小齒輪的分度圓直徑：（4）計算齒輪寬度 圓整后取 ， 結構設計后續繪圖才可以進行完整的齒輪結構設計4.2低速齒輪傳動設計所選定齒輪類型，精度等級和材料與高速級齒輪相同。初選小齒輪齒數為，則大齒輪齒數，初選螺旋角。按齒面接觸強度設計：（1）確定公式內各計算數值 1） 試選：2） 選 3) 由圖10-26查得 則4) 小齒輪的傳遞轉矩 5） 由表10-7選取齒寬系數6） 許用接觸應力：7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數，8）計算接觸疲勞許用應力取

17、失效概率為1% 安全系數S=1則 則（2）計算1) 則小齒輪的分度圓直徑為 2) 計算圓周速度：3)計算齒寬b及模數 4)計算縱向重合度： 5）已知使用系數根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數由表10-4查得;由圖10-13查得： 由表10-3查得：故載荷系數： 6)按實際的載荷系數校正所謂的分度圓直徑： 7)計算模數： 按齒根彎曲強度設計： (1)確定計算參數：1)計算載荷系數：2)根據計算重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數：3)計算當量齒數： 4)查取齒形系數。由表10-5查得：； 5)由表10-5查取應力校正系數 ； 由參考文獻1圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限齒輪的

18、彎曲強度極限；由參考文獻1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，；6）計算彎曲疲勞許用應力: 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，應力修正系數為7)計算大小齒輪的并加以比較。， 顯然，大齒輪的數值大。（2）設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取已可滿足彎曲強度，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,于是有：，則： 幾何尺寸計算:1)計算中心矩2)按圓整后的中心矩修正 因值改變不多，故參數等不必修整3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 4）計算齒輪寬度 圓整后取結構設計后續繪圖才可

19、以進行完整的齒輪結構設計4.3傳動比誤差校核高速級的傳動比誤差校核滿足要求。低速級的傳動比誤差校核滿足要求。運用matlab編程（程序見見附錄7）計算各齒輪參數，結果見表4-1.表4-1 四個斜齒圓柱齒輪的參數及幾何尺寸名稱符號尺寸計算值一級傳動二級傳動小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪螺旋角基圓柱螺旋角0.248020.248020.238090.23809法面模數222.52.5端面模數2.07192.07192.58272.5827法面壓力角0.349070.349070.349070.34907端面壓力角0.360580.360580.359650.35965法面齒距6.28326.28327.

20、8547.854端面齒距6.50926.50928.11378.1137法面基圓齒距5.90435.90437.38037.3803法面齒頂高系數1111法面頂隙系數0.250.250.250.25分度圓直徑53.871234.1380.063247.94基圓直徑50.406219.0774.94232.07齒頂高222.52.5齒根高2.52.53.1253.125齒頂圓直徑57.871238.1385.063252.94齒根圓直徑48.871229.1373.813241.69法面齒厚3.14163.14163.9273.927端面齒厚3.25463.25464.05684.0568當量齒

21、數28.908125.6434.178105.84注：除螺旋角外，其他角度均為弧度制。第5章 裝配草圖前期準備5.1 軸徑初算及軸承初選按扭轉強度初算，其式為式中 軸所傳遞的功率；軸的轉速；C由軸的許用切應力所確定的系數。45鋼為118107,40Cr為10798。當有一個鍵槽時，直徑增大3%5%,有兩個鍵槽時，直徑加大7%。所以三個軸的最小直徑分別為：5.2軸承與聯軸器的選擇軸承的選擇考慮到各軸都既承受徑向力又承受軸向力，選擇向心推力軸承。考慮到減速器使用時間并不是太長，所以選用角接觸球軸承。由以上各軸的軸徑最小值可選出三個軸的軸承分別為7208AC,7209AC,7211AC.連軸器的選擇

22、只有軸才有聯軸器，取=55mm. 聯軸器的計算轉矩，查參考文獻1表14-1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查參考文獻1，選用HL5型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 。彈性聯軸器的孔徑 ，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。5.3減速器箱體的設計減速器箱體的選擇減速器箱體是用以支撐和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好潤滑及密封的重要零件。考慮到鑄造箱易獲得合理和復雜的結構形狀，剛度好，易進行切削加工，所以選用鑄造箱體。同時為便于拆分與安裝，箱體選擇剖分式。減速器箱體尺寸計算由參考文獻1的22頁可獲得鑄鐵減速器箱體的結構尺寸，編寫matlab程序（程序見附錄8）計算結

23、果見表5-1.表5-1鑄鐵減速器箱體結構尺寸名稱符號尺寸箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度 12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑20地腳螺栓數目4軸承旁聯接螺栓直徑15箱座與箱蓋聯接螺栓直徑10聯接螺栓d2的間距180軸承端蓋螺釘直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑8df、d1、d2至外箱壁距離26df、d2至凸緣邊緣距離24軸承旁凸臺半徑24外箱壁至軸承座端面距離58大齒輪頂圓與內機壁距離8齒輪端面與內機壁距離8箱蓋肋厚6.8箱座肋厚6.8由表5-1內容與表4-1齒輪個參數即可繪制出箱體的大致輪廓如可獲得箱體內壁寬度為164mm5.4減速器的潤滑選擇傳動件的潤滑選擇兩大齒輪的速度分

24、別為由上可知齒輪圓周速度并不快，都小于，所以選擇浸油潤滑。考慮到該裝置用于小型設備查參考文獻4的1060頁選用L-AN15潤滑油。查參考文獻1的24頁表4-3可知，兩大齒輪浸油深度均為10mm。滾動軸承的潤滑因為兩浸油齒輪，所以軸承采用脂潤滑。查參考文獻4的1066頁選用ZG-4號潤滑脂。所以在繪制裝配草圖時應空出8mm左右的封油盤的空間。5.5減速器的密封伸出軸端密封由于軸承采用脂潤滑且接觸面速度不超過5m/s，采用氈圈密封。氈圈及梯形槽結構尺寸可由參考文獻1的142頁表16-9查出。軸承蓋的結構和尺寸凸緣式軸承端蓋調整軸承間隙方便，密封性能好，應用廣泛，所以采用凸緣式軸承蓋。其結構尺寸見參

25、考文獻1的39頁。第6章 軸的結構設計6.1確定軸的徑向尺寸有配合或安裝標準件處的直徑圖6-1軸 結構設計以軸軸 為例，軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖6-1中安裝齒輪和聯軸器處的直徑 和 應采用優先系數的值，這樣方便制造。安裝軸承等標準件時，應與標準件的標準尺寸一致，如圖6-1中 。軸肩高度和圓角半徑軸肩高度及寬度的大小可查機械設計書364頁獲得，如圖6-1中軸肩高度mm圓角半徑與倒角的尺寸可查參考文獻1的89頁表12-13。安裝軸承處的尺寸，如圖6-1中 可由軸承標準處查取，即 的大小。6.2確定軸的軸向尺寸由軸上安裝零件確定的軸段長度圖6-1中的 就分別由安裝在其上的聯軸器和齒輪確定。由

26、相關零件確定得出軸段長度圖6-1中， 就與箱體軸承座孔的長度、軸承的寬度及其軸向位置、軸承蓋的厚度及伸出軸承蓋外部的長度有關。 與安裝在其上的軸承以及封油盤有關。同理，可得到軸 與軸 的結構設計圖，見圖6-2與圖6-3.圖6-2軸 的結構設計圖6-2軸的結構設計6.3確定軸上鍵槽的位置和尺寸命名軸 上的鍵槽為鍵1，軸上的鍵為鍵2，軸上的安裝齒輪的鍵為鍵3，安裝聯軸器的鍵為鍵4。根據各軸徑d查設計手冊表14-24可得其結構尺寸，再根據其安裝處的軸長在鍵長系列里選擇鍵長。則可得表6-1。表6-1鍵的結構尺寸鍵號寬高長鍵1鍵2鍵3鍵4鍵槽的位置應距傳動件裝入一側13mm.。當軸沿鍵長方向有多個鍵槽時

27、，為便于一次裝夾加工，各鍵槽應布置在同一母線上。如軸徑徑向尺寸相差較小，各鍵槽斷面可按直徑較小的軸段取同一尺寸，以減少鍵槽加工時的換刀次數。第7章 軸、軸承、鍵的校核計算7.1確定軸上力作用點及支點跨距當采用角接球軸承時，軸承支點取在距軸承端面距離為a處，a值可由軸承標準中查出。傳動件的力作用點可取在輪緣寬度的中部。帶輪、齒輪和軸承位置確定之后，即可從裝配圖上確定軸上受力點和支點的位置。見圖7-1.7.2軸的強度校核計算對一般機器的軸，只需用當量的彎矩法校核軸的強度。軸上運動參數的確定軸的輸入功率P、轉速n，轉矩T皆可由表2-1查出。軸上零件引入力的計算.1齒輪作用力的計算標準斜齒圓柱齒輪受力

28、切向力：徑向力：軸向力：所以可得各齒輪受力如下齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4.2帶輪壓軸力的計算，式中，為帶輪總的壓軸力，Z為帶的根數，為最小帶的初拉力所以，大帶輪，則x,y方向的壓軸力為軸的剛度校核.1軸 的強度校核采用當量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-1其中，圖7-1軸 的受力分析及彎矩圖由圖可知軸 的危險截面在第二個軸承處，其彎矩為M=233680 軸的彎扭合成強度條件為 其中=0.58（參見參考文獻4的624頁）所以 該軸滿足強度要求.2軸的強度校核采用當量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-2其中，圖7-2 軸的受力分析及彎矩圖由圖可知軸的危險截面在第二個齒輪處，其最大彎矩為M=33

29、8737 軸的彎扭合成強度條件為 其中=0.58（參見參考文獻4的624頁）所以 該軸滿足強度要求.3軸的強度校核采用當量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-3其中，圖7-3軸 的受力分析及彎矩圖由圖可知軸的危險截面在齒輪處，其最大彎矩為M=324518軸的彎扭合成強度條件為 其中=0.58（參見參考文獻4的624頁）所以 該軸滿足強度要求7.3軸承壽命校核計算各軸承型號及尺寸見表7-1表7-1 所選軸承型號及尺寸軸號型號尺寸（ ）7208AC7209AC7211AC 由前面計算可知，軸受力最大，所以只要低速軸的軸承校核滿足，則其他軸承校核都滿足要求。圖7-4軸承的受力分析查機械設計手冊得（1

30、）求兩軸承受到的徑向載荷 和 （2） (2)求兩軸承的計算軸向力和對于角接觸軸承70000AC系列，軸承派生軸向力， 查表13-6得(3)求軸承當量動載荷和因為對軸承1 對軸承2 (4)驗算軸承壽命因為，所以按1的受力大小驗算又減速器工作總時間因為，故所選軸承滿足年限要求7.4鍵聯接強度校核計算普通平鍵聯接的強度條件為式中：T傳遞的轉矩，； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，為鍵的高度，mm； 鍵的工作長度，mm； 軸的直徑，mm； 許用擠壓應力，。查書106頁表6-2可獲得值。 4個鍵的各尺寸參數見表6-1。則通過計算可獲得4個鍵的校核結果，見表7-2。表7-2各鍵校核結果鍵號寬高長是否通過校核鍵11

31、6.58100是鍵258.34100是鍵365.21100是鍵463.64100是第8章 減速器的附件8.1 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，并有足夠的空間，以便于能將手伸入進行操作，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，蓋板用鋼板制成，視孔蓋用軋制剛板制成，它和箱體之間應加紙質密封墊片，以防止漏油。8.2 放油孔和螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞（螺塞選用）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。8.3 油標油

32、標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩定之處，如低速軸附近。常見的油標有油尺、圓形油標、長形油標等。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。油尺螺紋連接處采用M12。8.4 通氣器由于減速器運轉時，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（選用），以便達到體內為壓力平衡.。從而避免了減速器的潤滑油的漏出。8.5 定位銷為保證剖分式機體的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，并盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的位置還應考慮到鉆、餃孔的方便，且不應妨礙鄰近聯接螺栓的裝拆。.8.6 起蓋螺栓為了防止漏油，在箱體與箱座接合

33、面處常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為了便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設1-2個起蓋螺栓。拆卸箱蓋時，可先凝動此螺栓頂起箱蓋，啟蓋螺栓上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。第9章 拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。第10章 減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體

34、的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。電機Y132S-4軸承7208AC7209AC7211AC.設計總結體會：幾乎一個月的早6:30起，晚10:30歸的設計生活著實讓我累得夠嗆，身體都快吃不消了。雖然總是慢于進度，到現在還是熬夜寫設計書。可是對每一步驟都精益求精的，力求最精的設計過程讓我收獲很多。在這段時間里

35、，復習了機械設計，機械原理，材料力學對以前所學知識有了更深的認識。同時對機械設計的整個流程有了了解，認識了什么是機械設計。本來想要再加上計算機輔助設計的，可是過程冗長繁雜，只能進行部分。但是這些程序對數據檢驗及錯誤改正起到很大作用。怎么說呢，本以為是次痛苦的旅程，可是走了下來，卻很珍惜這段時光。設計的優點：說不上有什么優點，只是每一步都實實在在按部就班的設計的，每一項都是滿足要求的。我想亮點可能就是加入了計算機輔助設計的部分。設計的缺點：本來沒覺得有什么太大的缺點，可是畫圖時才覺得尺寸太大了，整個箱體的尺寸有點大。再就是選用的材料可能都太好了，有些地方浪費。參考文獻1. 機械設計課程設計. 陸

36、玉 主編. 機械工業出版社（2007. 07）2. 機械設計. 濮良貴 主編. 高等教育出版社（2006.05）3. 機械原理. 孫桓 主編. 高等教育出版社（2006.05） 4. 新編機械設計手冊. 蔡春源 主編. 遼寧科學技術出版社（1993.07）5. 機械設計手冊. 聞邦椿 主編. 機械工業出版社（2010.09） 6. 材料力學. 范欽珊 主編. 清華大學出版社（2008.07） 7. 齒輪節點嚙合系數的精確算法. 孟兆明 第一作者. 機械工程師（1991.02） 附錄1. %電動機的選擇disp('請輸入工作軸轉矩T,工作速度v,卷筒直徑D')T=input(&#

37、39;T=');v=input('v=');D=input('D=');n=(1000*60*v)/(pi*D)disp('請確定工作機效率nw的值，帶式運輸機nw=0.96，卷揚機nw=0.97')nw=input('nw=');pw=(T*n)/(9550*nw)disp('請確定總效率na的值，見參考文獻1的第11頁公式及第86頁表12-8')disp(' ')disp('計算總效率na時應注意的幾個問題：')disp(' ')disp('1、所

38、取傳動副效率中是否包括其支撐軸承的效率，如已包括，則不再計入該對軸承的效率。*軸承效率均指一對軸承而言。*')pause(3)disp('2、同類型的幾對傳動副、軸承或聯軸器，要分別計入各自的效率。')pause(3)disp('3、蝸桿傳動嚙合效率與蝸桿參數、材料等因數有關，設計時可先初估蝸桿頭數，初選其效率值，待蝸桿傳動參數確定后再精確地計算效率，并校核傳動功率。')pause(3)disp('4、資料推薦的效率一般有一個范圍，可根據傳動副、軸承和聯軸器等的工作條件、精度等要求選取具體值。')disp(' ')disp

39、(' ')pause(5)disp('親，計算na時一定要謹慎哦！把選擇計算的過程記錄下來讓老師審一遍再把其值寫在下面繼續后面的計算')na=input('na=');pd=pw/nadisp('查參考文獻1的第193頁表19-1,選取ped的值')disp('選用時，注意 電動機的實際輸入功率pedpd')ped=input('ped=')disp('請查機械設計第7頁表2-1，確定傳動機構的傳動比范圍，將其最小值和最大值輸入')x1(1)=input('min1='

40、;);x1(2)=input('max1=');disp('請查機械設計第8頁表2-2，確定減速器的傳動比范圍，將其最小值和最大值輸入')x2(1)=input('min2=');x2(2)=input('max2=');disp('總傳動比合理范圍ia1為:')ia1=x1.*x2disp('故電動機轉速可選范圍nd1為:')nd1=ia1*nzs=750 1000 1500 3000;dj=;for k=1:4 if zs(k)>=nd1(1)&zs(k)<=nd1(2) d

41、j=dj,zs(k); endenddisp('則符合nd這一范圍的電機轉速dj如下：')djdisp('請查參考文獻1的第193頁表19-1，確定電動機的型號')disp('請進入下一步，進行傳動比的分配')2. %帶傳動與兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比的分配disp('請輸入滿載轉速nm')nm=input('nm=');disp('請輸入工作機轉速n')n=input('n=');disp('傳動裝置的總傳動比ia為：')ia=nm/nb=;for id=4:

42、-0.1:2 i=ia/id; i1=sqrt(1.4*i); i2=i/i1; if i1>=3&i1<=5&i2>=3&i2<=5 b=b;id i1 i2; endenddisp('可選的傳動比方案如下：id i1 i2')b3. %傳動裝置運動和動力參數的計算disp('請輸入電機滿載轉速nm')nm=input('nm=');disp('請輸入所需電機功率pd')pd=input('pd=');disp('則電動機輸出轉矩td為：')td=9

43、550*pd/nmdisp('請輸入軸數a及各軸之間的傳動比數組b')a=input('a=');b=input('b=');disp('請確定各級傳動效率并輸入數組c:')c=input('c=');zs(1)=nm/b(1);p(1)=pd*c(1);t(1)=9550*p(1)/zs(1);for i=2:a zs(i)=zs(i-1)/b(i); p(i)=p(i-1)*c(i); t(i)=9550*p(i)/zs(i);enddisp('各軸轉速zs如下：')zsdisp('各軸

44、輸入功率p如下：')pdisp('各軸輸入轉矩t如下：')tdisp('請輸入軸承效率nz')nz=input('nz=');for i=1:a pc(i)=p(i)*nz; tc(i)=t(i)*nz;enddisp('各軸輸出功率pc如下：')pcdisp('各軸輸出轉矩tc如下：')tcp=p't=t'zs=zs'pc=pc'tc=tc'disp('最終所得表zb為:')zb(:,1)=p;zb(:,2)=pc;zb(:,3)=t;zb(:,4)

45、=tc;zb(:,5)=zs;zb4. %V帶傳動設計計算(A型帶)之算v,dd1,dd2的選圍disp('查手冊6-11頁表6.1-13，得工作情況系數ka')ka=input('ka=');disp('輸入傳遞功率ped')ped=input('ped=');disp('則設計功率pca為：')pca=ka*peddisp('輸入小帶輪轉速n1,即為電機的轉速nm:')n1=input('n1=');disp('請輸入傳動比i1:')i1=input('i

46、1=')disp('由n1和pca查手冊6-10頁圖6.1-3,得出帶的類型')disp('下面都是按A型V帶計算的，若是其他帶型，請在程序里把j改成相應的標準直徑系列')j=75 80 85 90 95 100 106 112 125 132 140 150 160 180 200 224 250 280 315 355 400 450 500 560 630 710 800;a=size(j,2);v1=;dd1=;dd2=;for i=1:a v=(pi*j(i)*n1)/(60*1000); if v>=5&v<=30 d2=i1*j(i); for c=1:a if j(c)>=d2 v1=v1,v; dd1=dd1,j(i); dd2=dd2,j(c); break enden