1、目 錄一 設計書 1二 設計要求 2三 設計步驟 31. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 64. 計算傳動裝置的運動和動力參數 85. 齒輪的設計 126. 滾動軸承和傳動軸的設計 147. 鍵聯接設計 168. 箱體結構的設計 189.潤滑密封設計 2010.聯軸器設計 22四 設計小結 23五 參考資料 241一. 設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),工作年限10年，班制一班，清潔，平穩，單件，一年300，每天8小時。表

2、一: 已知運輸帶拉力F =3KN ，運輸帶工作速度=1.3m/s ，卷筒直徑為355mm 。 運輸帶拉力F（KN）3運輸帶工作速度V（m/s）1.3卷筒直徑D（mm）355二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計 8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計10. 聯軸器設計1.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

3、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： 圖一:(傳動裝置總體設計圖)根據文獻1（機械設計 機械設計基礎課程設計指導趙又紅 周知進主編 遼中南大學出版社）附表23確定部分效率如下：彈性聯軸器：（兩個）滾動軸承（每對）：（共四對，三對減速器軸承，一對滾筒軸承）圓柱齒輪傳動：（精度7級）傳動滾筒效率：得電動機至工作機間傳動裝置及工作機的總效率:2.電動機的選擇工作機卷筒上所需功率Pw電動機所需工作功率為： PP/4.875kW, 經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i925，電動機轉速的可選范圍為ni×n（925）×69.98629.

4、81749r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5KW滿載轉速1500r/min，同步轉速1440r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比高速級低速級1Y132S-45.51500144020.575.173.983.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和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/69.9820.57（2）合理分配各級傳動比由于減速箱是展開布置，

5、所以，取高速級傳動比，由得低速級傳動比為。從而高速級傳動比為。表2-4傳動比分配 總傳動比電機滿載轉速高速軸-中間軸中間軸-低速軸滾筒轉速1440r/min=5.17=3.9869.98r/min4.計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速  1440r/min  1440/5.17278.53r/min   / 278.53/3.98=69.98r/min=69.98 r/min（2）各軸輸入功率×4.58×0.974.53kW  ×2×4.53×0.

6、99×0.974.35kW  ×2×4.35×0.99×0.974.18kW×2×1=4.18×0.99×0.974.09kW（3） 各軸輸入轉矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×4.58/1440=30.37N.m·所以: × =30.37×0.97=30.07N·m×××=30.07×5.17×0.97×0.99=149

7、.3N·m×××=149.3×3.98×0.99×0.97=570.6N·m=××=570.6×0.97×0.96=559.2N·m運動和動力參數結果如下表5.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）       齒輪材料及熱處理  材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HB

8、S 取小齒齒數=22高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=5.17×Z=5.17×22=108 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.433 由課本圖10-26 則由課本公式10-13計算應力值環數N=60nj =60×150.4×1×（10×300×8）=0.786x×10hN =0.262×10h #(4為齒數比,即4=)查課本 10-19圖得

9、：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×4.53/1440=3.0×10N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數計算齒寬b b=17mm計算摸數m 初選螺旋角=12=取1.5計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×1.5=3.375計算縱向重合度=

10、0.318=2.53計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本由表10-8得動載系數K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=36.22×=38.89計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的

11、設計公式 確定公式內各計算數值 小齒輪傳遞的轉矩30.0N·m   確定齒數z因為是硬齒面，故取z22，zi z5.17×22108      計算當量齒數zz/cos22/ cos1223.88zz/cos108/ cos12109.72       初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得0.9       初選螺旋角  初定螺旋角 12

12、0;      載荷系數KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數Y和應力校正系數Y查課本由表10-5得:齒形系數Y2.592 Y2.211  應力校正系數Y1.596  Y1.774       重合度系數Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/251/119）×cos121.65a

13、rctg（tg/cos）arctg（tg20/cos12）20.6469012.07609因為/cos，則重合度系數為Y0.25+0.75 cos/0.72       螺旋角系數Y 軸向重合度 2.18Y10.87       計算大小齒輪的  安全系數由表查得S1.25工作壽命一班制，10年，每年工作300天小齒輪應力循環次數N160nkt60×273.24×1×10×300×86. 55×1

14、0大齒輪應力循環次數N2N1/u6. 55×10/4.722.183×10查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= 設計計算 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987

15、圓整為標準模數,取m=1.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=38.89來計算應有的齒數.于是由:z=22 取z=22那么z=5.17×22=108 幾何尺寸計算計算中心距 a=101將中心距圓整為100按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變較多,故參數,需要修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=34.22a=100推出計算齒輪寬度（二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=23速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=3.97×23圓整取z=8

16、9 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值試選K=1.6查課本由圖10-30選取區域系數Z=2.45試選,查課本由圖10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應力循環次數N=60×n×j×L=60×150.4×1×(10×300×8)=2.18×10 N=0.68×10由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K=0.94 K= 0.97 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大

17、齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98×550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP選取齒寬系數 T=95.5×10×=95.5×10×4.35/278.53=14.9×10N.m =44.862. 計算圓周速度 3.023. 計算齒寬b=d=0.97×44.86取454. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 圓整為標準取2.5mm 齒高 h=2.25×m=2.25×2.5=11.25 =76/6.75=11.265. 計算

18、縱向重合度6. 計算載荷系數KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d=d=63.8×計算模數取3m3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數值（1）       計算小齒輪

19、傳遞的轉矩329.8N.m（2）       確定齒數z因為是硬齒面，故取z23zi ×z81（3）       初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得1（4）      初選螺旋角  初定螺旋角12（5）      載荷系數KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（

20、6） 當量齒數       zz/cos23cos1224.81 zz/cos81cos1287.39由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y （7）       螺旋角系數Y 軸向重合度 1.38Y10.99（8）       計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限  查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒

21、輪的,并加以比較                  大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3m但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=70.77mm齒數.z=23z=89 初算主要尺寸計算中心距 a=140將中心距圓整為140 6.傳動軸承和傳動軸的設計

22、1. 傳動軸承的設計1. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=5.01KW =60.34r/min=793.5N.m. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =315.41mm而 F= F= F F= Ftan=×0.2679=749.68N. 低速軸設計 確定軸徑最小尺寸 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取 取40mm軸的設計 同理，把此軸分6段進行設計A、d1段設計由于該段裝有聯軸器，聯軸器的孔徑應與軸徑相適應，聯軸器的計算轉矩Tca=KAT 查書1表11則Tca=KAT=1.5×4.6×105=3.29

23、×105N·mm根據工作要求，選用彈性柱銷聯軸器，型號為TL7半聯軸器長度L=84mm（J型孔）與軸的配合段長度L1=84mm為了保證軸端檔圈固壓半軸器，故軸長稍短一些，取L1=80mmB、d2段設計由于聯軸器左端需軸向定位，同時軸2段又是軸承位置，故h>0.07d1，取 h=2.5mm,則d2=45mm。C、d3段設計 由d2段零件安裝需靠軸肩軸向定位故取h=3mm，根據軸徑d3=51mm，因此軸肩3mm，因為這個軸肩還要對另外一個齒輪進行軸向定位，因此軸肩的長度L3應能達到另外一個齒輪，在這里我們L3我們選取為68.5mmD、d4段設計 D4段，為齒輪安裝處的軸段

24、，其直徑大小為齒輪的孔的大小，齒輪的孔為47，因此此段軸的大小D4=47，其長度為齒輪的寬度，有計算出來的數據可以知道，軸的寬度為64mm 因此取L3=64mmE、d5段設計 D5段為軸承位置，大小和軸2段一樣，直徑為45mm， 軸承大小DXdxP=85x19x43.5，因此軸5段的長度為軸承的長度L5=36mmH、低速軸的總長度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 =301.5mm2、 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20-149表20.6-7.對于圓錐滾子軸承,做為簡支梁的軸的支承跨距. 3、 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據

25、=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 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,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈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IV的應力集中的影響和截面VI的相近,但是截面不受扭矩作用,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，因而,該軸只需膠合截面IV左右兩側需驗證即可. 截面左側?？箯澫禂?W=0.1=0.1=59270.4抗扭系數 =0.2=0.2=118541截面IV的

26、右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =1850.92截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得： 因 經插入后得2.0 =1.31軸性系數為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數 W=0.1=0.1=456533抗扭系數 =0.2=0.2=913066截面左側的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =K=K=所以 綜合系數為：K=2.8 K

27、=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的7.鍵的設計和計算選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據 d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-1

28、9798.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，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度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

29、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。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.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯

30、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.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10箱蓋壁厚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軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）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，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表4