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 32.1.4 計算各軸轉速 4計算各軸輸入功率、輸出功率 4計算各軸的輸入、輸出轉矩 52.2計算結果 5第三章帶傳動的設計計算 63.1已知條件和設計容 63.2設計步驟 63.3帶傳動的計算結果 83.4帶輪的結構設計 8第四章 齒輪傳動的設計計算 10第五章軸的設計 145.1軸的概略設計 145.2 軸的結構設計及校核 14高速軸的結構設計 145.2.2 高速軸的校

2、核 16低速軸的結構設計 185.2.4 低速軸的校核 205.3軸上零件的固定方法和緊固件 225.4軸上各零件的潤滑和密封 235.5軸承的選擇及校核 23軸承的選擇 23輸出軸軸承的校核 245.6聯軸器的選擇及校核 245.7鍵的選擇及校核計算 25第六章箱體的結構設計 276.1箱體的結構設計 276.2減速器潤滑方式 28設計小結 29參考文獻 30設計原始數據參數符號單位數值工作裝置直徑DMM430工作裝置速度Vm/s1.1工作裝置所受拉力FN2700第一章傳動裝置總體設計方案1.1傳動方案萬案傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器簡圖如1.1所示。n 1一

3、 ri 3圖1.1帶式輸送機傳動裝置簡圖相較一級減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻, 不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。1.2該方案的優缺點該工作機有輕微振動，由于 V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對 于軸承對稱分布，原動機部分為 丫系列三相交流異步電動機。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。第二

4、章電動機的選擇2.1計算過程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, 丫型選擇電動機的容量電動機所需的功率為Pd匹 FVkW由電動機到工作機的傳動總效率為2a12345式中1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和工作機的傳動效率。取1 0.96 （帶傳動），20.99 （深溝球軸承），30.97 （齒輪精度為8級），4 0.99 （彈性聯軸器），5 0.97 （工作機效率，已知），貝2a 12345 =0.876所以FvPd=3.389 kWa根據機械設計手冊可選額定功率為 4kW的電動機。確定電動機轉速工作機軸轉速為3=48.86 r/mi

5、nD取V帶傳動的傳動比i1 24，一級圓柱齒輪減速器傳動比i2 35，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理圍為ia 620。故電動機轉速的可選圍為ndia n (6 20) 48.86 =293 977 r/min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，選電 動機型號為丫160M1-8將總傳動比合理分配給 V帶傳動和減速器，就得到傳動 比方案，如表2.1所示。圖2.1電動機安裝參數表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V帶減速器Y160M1-847208.7747.0014.744.003

6、.68電動機型號為Y160M1-8主要外形尺寸見表2.2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尺寸HLX HDAX BKDX EFX G160605X 385254X 2101542 X 11012X 37計算各軸轉速I軸n, 匹 180.00 r/mini°U軸n2 邑 48.86 r/mini1工作機軸門3門2 48.86 r/min計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率I軸R = Pd 1=3.25 KWU軸P2=R 2 3=3.12 KW工作機軸P3P2 2 4=3.06 KW各軸輸出功率P =P12 =3.22 KWII軸P2=P

7、22 =3.09 KW工作機軸P3=P3 2=3.03 KW計算各軸的輸入、輸出轉矩電動機的輸出轉矩Td為Td9.55 106 匹 44.95 N mI軸輸入轉矩Ti 9.55106日n1172.60 N mI軸輸入轉矩T29.55106鳥610.65 N m工作機軸輸入轉矩T39.55 106598.50 N m n3各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.99。2.2計算結果運動和動力參數計算結果整理后填入表2.3中表2.3運動和動力參數計算結果軸名功率P (kw)轉矩t( n m轉速nr/mi n傳動比i效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸3.3944.95720.004.000.96

8、I軸3.253.22172.60170.87180.003.680.96I軸3.123.09610.65604.5448.861.000.98工作機軸3.063.03598.50592.5148.86第三章帶傳動的設計計算3.1已知條件和設計容設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸 限制；所需傳遞的額定功率P;小帶輪轉速n1 ;大帶輪帶輪轉速n2與傳動比i。3.2設計步驟(1) 確定計算功率Pea查得工作情況系數K=1.1。故有：Pea = K A Pd 3.73 kW(2) 選擇V帶帶型據Pea和n選用A帶。(3) 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速1 )初選小帶輪

9、的基準直徑dd，取小帶輪直徑ddi=140mm2 )驗算帶速v，有：dd1 ndV60 1000=5.28 m/s因為5.28 m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。3 )計算大帶輪基準直徑dd2dd2 i dd1 560mm 取 dd2=560mm(4) 確定V帶的中心距a和基準長度Ld1) 初定中心距ao=840mm2) 計算帶所需的基準長度Ldo 2ao (dd1dd2)2(dd1 dd2)4a°=2832mm選取帶的基準長度Ld =2800mm3）計算實際中心距a a。士遇 824m2中心局變動圍：amin a 0.015Ld 782.00 mmamax a 0.03L

10、d 908.00 mm（5）驗算小帶輪上的包角57 3180 （dd2 dd1）150.79>90a（6）計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 140mn和 n0720r/min 查得P 0=1.37KW據 no=720r/min , i=4.00 和 A 型帶，查得Po=0.11KW查得 K =0.92，Kl=1.11，于是：Pr =（ P0 + P0 ） KL K=1.51 KW2）計算V帶根數zZ 皿 2.47Pr故取2.00根。（7）計算單根V帶的初拉力最小值（Fo）min查得A型帶的單位長質量q=0.1kg/m。所以(Fo)min 500(2.5 K )Pca

11、2qv=306.02 N應使實際拉力F。大于(F°)min(8) 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為:(Fp )min = 2Z( F0 )minsin -=1184.54 N3.3帶傳動的計算結果把帶傳動的設計結果記入表中，如表3.1表3.1帶傳動的設計參數帶型A中心距824mm小帶輪直徑140mm包角150.79大帶輪直徑560mm-H± / 帶長2800mm帶的根數2初拉力306.02 N帶速5.28 m/s壓軸力1184.54 N3.4帶輪的結構設計小帶輪的結構設計d=42mm因為小帶輪直徑dd1 =140mm<300mm因此小帶輪結構選擇為實心式。因此V帶尺寸如

12、下：d1=1.8d=1.8 x 42=75.6mm«T- 8- 24L=1.6d=1.6 x 42=67.2mmB=(z-1)e+2f=(2-1) x 15+2x 9=33mmda=ddi +2ht=140+2X 2.75=145.5mm大帶輪的結構設計d=35mm因為大帶輪直徑dd2=560mm因此大帶輪結構選擇為輪輻式。因此V帶尺寸如下：di=1.8d=1.8 x 35=63mmL=1.6d=1.6 x 35=56mmB=(z-1)e+2f=(2-1) x 15+2x 9=33mmda=dd1 +2ha=560+2x 2.75=565.5口沖第四章 齒輪傳動的設計計算選用直齒圓柱

13、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74。按齒面接觸強度：齒輪1分度圓直徑其中：2%3j2KtU 1 二dU H Kt 載荷系數，選Kt 1.3d齒寬系數，取d 1.2u齒輪副傳動比，U 3.681Ze 材料的彈性影響系數，查得 Ze 189.8 MPaH 許用接觸應力查得齒輪1接觸疲勞強度極限Hiiml 650 MPa。查得齒輪2接觸疲勞強度極限Hlim 2 600 MPa。計算應力循環次數：（設1班制，一年工作300天，工作5年）Nj 60n1 jLh 60180.001（ 1 x 8X 300x

14、5）1.30108N2N10.3512108查得接觸疲勞壽命系數 K hn1 0.95 ， khn 20.97取失效概率為1%，安全系數S 1，得:K HN1 H lim 1H 1SKhn 2 H lim 2H 2S617.5 MPa582 MPa帶入較小的H有d1tZeu h68.09 mm圓周速度v齒寬dig60 10000.64 m/s模數b ddit 81.71 mmmintditZi3.40 mmh 2.25mnt 7.66 mmb/h 10.67計算載荷系數K :已知使用系數KA 1;根據v 0.64 m/s , 8級精度，查得動載系數Kv 1.05 ;用插值法查得8級精度、齒輪1

15、相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的 齒向載荷分布系數Kh 1.43 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數Kf 1.35 ；查得齒間載荷分配系數Kh Kf 1 ；故載荷系數K KAKvKH Kh 1.50按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑I kd1 d1t 371.37 mm Kt計算模數mn:dZ13.57 mm2KT1d Z1按齒根彎曲強度:YFaYsaF計算載荷系數查取齒形糸數：查得YFa12.80,YFa22.24查取應力校正系數：Ysa11.55,YSa21.758查得齒輪1彎曲疲勞極限FE1500 MPa查得齒輪2彎曲疲勞極限FE2380 MPa取彎曲疲勞壽叩系數K FN10.95

16、,K FN 20.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數S 1,得F 1K fn1 fe1475 MPa SF 2Kfn2 FE2 368.6 MPaS計算齒輪1的YFaYsa并加以比較F1丫 Sal0.0091YFa2Ysa2F 20.0107齒輪2的數值大則有：_；：2KYFaYsamn3dZ12F2.22 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數 mn 2.50 mm，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d1 68.09 mm來計算應有的齒數。則有：d1 z1L 28.5529mn取

17、z1 29,貝U z2 106.84107計算齒輪分度圓直徑：di zimn 72 5 mmd2 z2mn 267.5 mm幾何尺寸計算計算中心距：a di 6 =170 mm2計算齒輪1寬度：b dd185 mm齒輪2寬度B290 mm。表4.1各齒輪主要參數名稱代號單位咼速級低速級中心距amm170傳動比i3.68模數mnmm2.5端面壓力角a020嚙合角a020齒數z29107分度圓直徑dmm72.50267.50齒頂圓直徑damm77.50272.50齒根圓直徑dfmm66.25261.25齒寬bmm9085材料40Cr （調質）45鋼（調質）齒面硬度HBS280240第五章軸的設計5

18、.1軸的概略設計(1) 材料及熱處理根據工作條件，初選軸的材料為 45鋼，調質處理。(2) 按照扭轉強度法進行最小直徑估算3 iP一 ,dmin A3mm。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對V n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=103-126,則取A=110I 軸 d1 A3 阻 28.87 mm1 , n1PU 軸 d2 A3 ' 243.99 mm2 n2(3) 裝V帶輪處以及聯軸器處軸的直徑考慮鍵槽對各軸的影響，貝U各軸的最小直徑分別為：I 軸 d1min d1 (1 7%)30.8

19、9 mmU 軸 d2min d2 (1 10%) 48.39 mm將各軸的最小直徑分別圓整為： d仁35mm d2=50mm5.2軸的結構設計及校核高速軸的結構設計圖5.1高速軸的結構各軸段直徑及長度的確定d11 :軸1的最小直徑，di仁dimi n=35mmd12:密圭寸處軸段，根據大帶輪的軸向定位要求，以及密圭寸圈的標準（氈圈 密圭寸）,d12=38mmd13:滾動軸承處軸段，d13=40m,選取軸承型號為深溝球軸承 6008。d14:過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據軸承安裝選擇d14=46。d15:齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒 輪的熱處理工藝相同，均為4

20、5鋼，調質處理。d16:過渡軸段，要求與 d14軸段相同，d16=d14=46mmd17:滾動軸承軸段，d17=40mm各軸段長度的確定111 :根據大帶輪或者聯軸器的尺寸規格確定，取11仁66mm112 :由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取112=54.6mm113 :由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取113=13mm114 :根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取 114=20mm115 :由小齒輪的寬度確定，取115=90mm116 :根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取 116=20mm117 :由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取117=15mm圖5.2高速軸的尺寸圖直徑d11d1

21、2d13d14d15d16d17mm3538404677.504640長度111l12113114l15l16l17mm6654.61320902015表5.1高速軸各段尺寸O。高速軸的校核軸支撐跨距L=145mm K=94.1mm齒輪螺旋角B =0.002. 齒輪所受扭矩：T；172599.00 N mm1. 小齒輪分度圓直徑d仁72.5mm3. 齒輪作用力:Ft2T1圓周力:4761.35 NFrFtta n徑向力:COS1732.99 N軸向力:F = Ft ta n=0N4. 垂直面支撐反力FaT866.50 NFBy Fr - FAy 866.50 N5. 水平面支撐反力Faz FB

22、z 1Ft 2380.68 N26. 計算力FFrL2F 162 257.18 N2KL K27. F在支點產生的反力FK166.90 NFByFFAy 424.08 N8.繪制垂直彎矩圖LMyFBy262820.90 N mM'yFAyL262820.90 N m9.求 MAzMazFazL2172599.00 N m10. 求F產生的彎矩M ByFB'y L 30745.56 N m2Maf FAy L 12100.20 N m11. 合成彎矩Ma . M： MAz M af 195776.21 N mM ' M M AzM AF 195776.21 N m12.

23、求軸傳遞的轉矩TFt 厲 172599.00 N mm213.求危險截面的當量彎矩取0.6，查得60MPa d=72.5mmMeV'M A ( T)2221478.84 N me75.81 MPa0.1d3e-1 60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算e時，忽略單鍵槽的影響）斤 Fr高速軸彎扭受力圖523低速軸的結構設計低速軸的軸系零件如圖所示圖5.3低速軸的結構圖各軸段直徑及長度的確定d21 :滾動軸承軸段，d21=55mm選取軸承型號為深溝球軸承 6011。d22:軸環，根據齒輪以及軸承的定位要求 d22=62mmd23：齒輪處軸段，d23=57。d24:滾動軸

24、承處軸段d24=55mmd25：密圭寸處軸段，根據密圭寸圈的標準（氈圈密圭寸）確定， d25=53mmd26：軸 3 的最小直徑，d26=d2min=51mm各軸段長度的確定121 :由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取12仁18mm122 :根據箱體的結構和大齒輪的寬度確定，取l22=22.5mm123 :大齒輪寬度，取I23=83mm124 :根據箱體的結構和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取I24=40.5mm125 :由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取I25=51.6mm126 :，根據減速器的具體規格確定取I26=82mmJU IS圜出幽圖5.4低速軸的尺寸圖表5.2低速軸各段尺寸

25、直徑d21d22d23d24d25d26mm556257555351長度l21l22123l24l25l26mm1822.58340.551.682低速軸的校核軸支撐跨距L=146mm K=101.6mm齒輪螺旋角B =0.001. 小齒輪分度圓直徑 d1=267.5mm2. 齒輪所受扭矩：T2610649.10 N mm3. 齒輪作用力：圓周力：Ft 2T 4565.60 N d2Ftta n n Fr徑向力：cos1661.74 N軸向力：F = Htan =4. 垂直面支撐反力830.87 NFBy Fr - FAy 830.87 N5. 水平面支撐反力Faz FBz 丄 Ft 2282

26、.80 N26. 計算力F2KL K2214.47 N7. F在支點產生的反力FK149.25 NFByF FAy 363.71 N8.繪制垂直彎矩圖LMyFBy260653.61 N mM'yFAyL260653.61 N m9.求 MAzMazFazL2166644.43 N m10. 求F產生的彎矩MBy FBy L 26551.11 N m2MafFAy L 10894.96 N m11. 合成彎矩Ma. M： MAz M af188234.26 NM'a Jm： M Az Maf 188234.26 N12. 求軸傳遞的轉矩TFt d2 610649.10 N mm2

27、13. 求危險截面的當量彎矩取 0.6，查得J 60MPa d=57mmMe v'M A ( T)2411914.28 N mMe0.1d322.24 MPa-1 60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算e時，忽略單鍵槽的影響）ADMvF卜I-1 xrI .H I低速軸彎扭受力圖5.3軸上零件的固定方法和緊固件（1）齒輪的安裝高速軸的齒輪與軸設計為齒輪軸式設計， 既齒輪與軸在同一零件上，該結構 主要是當齒輪的齒頂圓直徑與軸的直徑相差不大是，可以做成齒輪軸。低速軸的齒輪與軸的安裝方法為鍵連接， 考慮低速軸的直徑較大，因此齒輪 與軸分開制造，采用鍵連接主要是由于齒輪要承受

28、一定的載荷， 鍵槽加工相對簡 單。（2）聯軸器與低速軸的裝配聯軸器初選類型為彈性套柱銷聯軸器，本聯軸器具有一定補償兩軸線相對偏移和減震緩沖能力，適用于安裝底座性能好，沖擊載荷不大的中，小功率軸系傳 動，可用于經常正反轉，啟動頻繁的場合。聯軸器與軸的連接選用鍵連接方式。5.4軸上各零件的潤滑和密封由于各軸的轉速較快，因此潤滑方式選擇為飛濺潤滑，即利用齒輪濺起的油 霧進入軸承室，或者將濺到箱體壁上的油匯集到輸油溝中， 再流入軸承室進行潤 滑。密封件的選擇上選氈封油圈，主要是考慮結構比較簡單，由于減速器結構簡單，氈封油圈的條件已經滿足減速的設計要求。并且氈封油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛

29、氈，型號為氈圈 43 JB/TQ4606。5.5軸承的選擇及校核軸承的選擇軸承類型選擇為深溝球軸承。I軸選軸承為：6008;U軸選軸承為：6011;所選軸承的主要參數見表5.3。I. B 一圖5.8軸承參數表5.3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/kNa mmdDBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r600840681546622015.214.76011559018628337.230.518.7輸出軸軸承的校核（一）滾動軸承的選擇，根據載荷以及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號為：6011。其基本參數查表得：C=37.2kN,Cr°=30.5k

30、N，e=0.38， Y=1.4，Yo=O.8。（二）滾動軸承的校核1. 徑向載荷Fr根據軸的分析，可知： A點總支反力 F“=Frf6511.29 N，B點總支反力Fr2=FRE=5999.83 N。2. 軸向載荷Fa.外部軸向力Fae=Fa3-Fa2=1242.31 N，從最不利受力情況考慮，Fae指向A處1 軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由深溝球軸承的計算公式Fd=Fr/（2Y）求出；Fd1=Fn/（2Y）=2325.46 N （方向向右）；Fd2=FM（2Y）=2142.79 N （方向向左）。因為Fae+Fd2=3385.11 N>2325.46 N=F1,所以A處1軸承被壓緊

31、，B處2軸承 放松。故：Fa1=Fae+Fd2=3385.11 N，Fa2=Fd2=2142.79 N。3. 當量動載荷P根據工況（無沖擊或輕微沖擊），查得載荷系數fp=1.1。1 軸承：因 Fa1/Fr1 =0.52 >0.38=e，可知:R=fp（0.4Fn+YE1）=8078.03 N2 軸承：因 Fa2/Fr2=0.39 >0.38=e，可知:P2=fp（0.4Fr2+YF2）=5939.83 N4. 驗算軸承壽命因P1>P2故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為5 （年）X 300 （天）X 8 （小時）=480001%106 ftCrLh（ ! -） =

32、190041.09 h>48000h。60n2P其中，溫度系數ft=1 （軸承工作溫度小于120度），軸承具有足夠壽命。5.6聯軸器的選擇及校核由于設計的減速器伸出軸D 51 mm ,根據機械設計手冊第五篇-軸及其聯主動端：J型軸孔、A型鍵槽、d 51 mm、l 82 mm從動端：J1型軸孔、A型鍵槽、d 51 mm、l 82 mmJ51X 82選取的聯軸器為:TL7GB/T5843J151 X 82接表5-2-4選取聯軸器:聯軸器所傳遞的轉矩T=604.54N m，查得工況系數K=1.9，聯軸器承受的轉矩為查得該聯軸器的公稱轉矩為1500N m，因此符合要求。Gka t 1148.63

33、 N m5.7鍵的選擇及校核計算高速軸端鍵選擇的型號為鍵 C10X 64 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b/2=64-10/2=59mm ,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p 150MP©則其擠壓強度32T 103kld73.14 MPa p 150MPa滿足強度要求低速軸齒輪處鍵選擇的型號為鍵 A16X 79 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=79-16=63mm,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p 150MPa則其擠壓強度2T 103kld68.02 MPa p 150MPa滿足強度要求低速軸端聯軸器