1、 由題目所知傳動機構類型為：圓錐圓柱兩級齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：共三根軸，每根軸直徑依次增大，利用圓錐圓柱齒輪進行傳動，寬度尺寸較小，但錐齒輪加工比圓柱齒輪困難，一般置于高速級，以減小其直徑和模數。1.電動機的選擇2.確定電動機功率3.電動機輸出功率4.確定電動機轉速選用Y系列一般用途的三相異步電動機因載荷平穩，電動機額定功率 按表2-1各傳動機構傳動比范圍，圓錐齒輪轉動比， 圓柱齒輪傳動比所以總傳動比范圍是一般傳動比為總體傳動比的可見電動機可選范圍 5.總轉動比6.分配傳動比7.計算傳動裝置的運動和動力參數8.各軸輸入功率選用 的Y系列電動機YB2M-

2、8,其滿載轉速 令 I軸： II軸： III軸： 工作軸 I軸：II軸：設計內容計算及說明結果9.各軸輸入轉矩III軸： 工作軸 ： I軸： II軸：III軸： 工作軸：電動機輸出轉矩：1.直齒圓柱齒輪的設計3.齒面接觸強度設計4.確定公式內各計算數值二，傳動零件的設計計算1. 選定直齒圓柱齒輪，8級精度，小齒輪材料為40Gr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2. 選小齒輪齒數 ， 大齒輪齒數 1）選載荷系數2）計算小齒輪傳遞的轉矩3）由表10-7取得齒寬系數4）有表10-6查得材料的彈性影響系數2.計算1）試算小齒輪分度

3、圓直徑，代入中較小的值5）有圖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 6）由式10-13計算應力循環次數， 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 取失效概率為1% 安全系數S=1.由式10-12得 2）計算圓周速度3）計算齒寬b4)計算齒寬與齒高之比5）計算載荷系數 模數 齒高 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數直齒輪 由表10-2查得使用系數； 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， 由，査圖10-13得 故載荷系數6）按實際的載荷系數校所算得的分度圓直徑，由式10-10a得7）計算模數m3.按齒根

4、彎曲強度計算的設計公式為4.確定公式內的各計算數值5.計算彎曲疲勞許用應力1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 取彎曲疲勞安全系數 ，由式10-12得；計算載荷系數 查取齒形系數 由表10-5查得 6.設計計算7.幾何尺寸計算查取應力校正系數由表10-5查得 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，即模數和齒數的乘積，可由彎曲強度算得的模數2.09并

5、就近元稹為標準值m=2.5mm,按接觸強度計算的分度圓直徑。 算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 8.按齒面接觸強度設計3）計算齒輪寬度 取 二， 選第一級傳動的直齒，錐齒輪的設計1.選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8級精度，由表10-1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。2.選小齒輪的齒數 大齒輪齒數 由設計計算公式 1) 試選載荷系數 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 3）最常用的值，

6、齒寬系數 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為 6）由式10-13計算應力循環次數 9.計算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 取失效概率為 ，安全系數 ，由式（10-12）得 1） 試驗算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2） 計算齒寬 3） 計算齒寬與齒高之比模數 齒高 4） 計算載荷系數根據，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數，直齒錐齒輪使用系數由表10-2查得5） 齒間載荷分配系數可按下試計算 6） 由表10-9中查得取軸承系數故載荷系數 10.按齒根彎曲強度設

7、計1)確定公式內的各計算數值7） 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8） 計算模數 彎曲強度的設計公式為由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數 由式（10-12）得 4）計算載荷系數k 5)查取齒形系數 由表10-5查得： 6）查取應力校正系數 由表10-5查取 11.幾何計算7)計算大，小齒輪的,并加以比較大齒輪的數值大9） 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數，由于齒輪模數m大小主要取決于彎曲疲勞強度所

8、決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，反于齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.26并就圓整為標準值按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數 大齒輪齒數 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1） 計算分度圓直徑3) 計算中心距 1.初步確定軸的最小直徑2.軸的結構設計1.軸的校核。2） 計算齒輪齒寬取 三， 軸的設計計算及校核選取軸的材料為40，取1） 擬定軸上零件的裝配方案 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑=24mm;半聯軸器與軸配合的孔長度，為了

9、保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現取。2）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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據=24mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為，故；而。 右端軸徑僅是為了裝配方便，并不承受軸向力亦不對軸上零件起定位和固定作用時，則相鄰直徑的變化差可以較小，一般可取直徑差13mm，因此取。3）取安裝齒輪處的軸段；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪縠的寬度為，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪縠寬度，故取。2.軸承的校核3.軸的校核。4.軸

10、的校核1.已知軸的彎矩和扭矩，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩）而軸徑可能不足的截面，做彎矩合成強度校核計算，按第三強度理論，計算應力。2.通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環環變應力而由扭矩所產生的，扭轉切應力，則常常不是對稱循環應力，為了考慮兩者循環應力特性不同的影響，引入折合系數，則計算應力為。當扭轉切應力為靜應力時，取；若扭轉切應力亦為對稱循環變應力為脈動循環變應力時，取；若扭轉切應力亦為對稱循環變應力時，取。 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為，扭轉切應力,J將和代入式，則軸的彎扭合成強度條件為 選用安全。 如圖附頁C所示：2. 求兩軸的計算軸向力和 對于30205型軸承，由表8-145

11、，軸承派生軸向力 假設 因為 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊 所以 4.求軸承當量載荷和 對軸承1， 對軸承2， 因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取 4.驗算軸承壽命因,所以按軸承1的受力大小來驗算 彎矩，扭矩圖如圖附頁A所示：選用45 如圖附頁B所示：合格4.軸承的校核3.求軸承當量動載荷P1和P24.第軸承的校核。5.求軸承當量動載荷P1和P2 如圖附頁D所示：2685N2153N2.求兩軸的計算軸向力和 對于30205型軸承，由表8-145，軸承派生軸向力 C=32200N 假設 軸承1被壓緊，2被放松 所以對軸承1，2 1) 因軸承運轉中有中等沖擊載荷 取 因為 所以按軸承1

12、的受力大小驗算 如圖附頁E所示：2) 求兩軸承的計算軸向力和 對6208型軸承 因為軸承運轉中有中等沖擊載荷 取 1.選擇鍵連接的類型和尺寸。2.校核鍵連接的強度3.第軸中的小圓柱齒輪上鍵的選擇。4. .第軸中的大圓錐齒輪上鍵的選擇。5. 第軸中的大圓柱齒輪上鍵的選擇。6.校核第軸中的大圓柱齒輪上鍵的強度7. 校核第軸中的最小段上鍵的強度1.類型選擇，載荷計算，公稱轉矩。2.由表14-1，p352,查得轉矩3.類型選擇1.箱體的主要結構。名稱箱體壁厚箱蓋壁厚箱座，箱蓋，箱底凸緣厚度地腳螺栓直徑和數目軸承旁聯接螺栓直徑箱蓋，箱座聯接螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑檢查孔蓋螺釘直徑至箱外壁距離至凸緣邊緣距

13、離軸承旁聯接螺栓具體軸承旁凸臺半徑軸承旁凸臺高度箱外壁至軸承座端面距離箱蓋，箱座肋厚大齒輪頂圓與箱內壁間距離齒輪端面與箱內壁距離因為 所以按軸承2的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。四， 鍵連接的選擇和校核 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵按第根軸上鍵的選擇： 從表8-61中查得鍵的截面尺寸為：寬度 高度，由輪縠寬度并參考的長度系列取鍵長 鍵，軸和輪縠的材料都是鋼，由表6-2P108機械設計查得許用擠壓應力，取其平均值，鍵的工作長度，鍵與輪縠鍵槽的接觸高度，所以 合適。 校核與上面相同，合適。 合適。 取 合適。 合適。五， 聯軸器的選擇和校核為了隔離震動與沖擊 從中查得

14、型彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為，許用最大轉速為，軸徑為之間合用。六， 箱體的設計1. 箱體材料為HT150，采用剖分式箱體，箱體結構最原始的構思：上下箱作成具有一定壁厚，箱體內側壁與小圓柱齒輪兩端面有間距，與大圓柱齒頂圓有間距；下箱體內低壁與大齒輪頂圓的間距應不小于。2. 為適應軸承寬度和安放軸承蓋，不是加大箱體兩側壁厚而是采取在座孔周圍箱壁外擴成具有一定寬度的軸承座，并在軸承座兩旁設置凸臺結構，是聯接螺栓能緊靠座孔以提高聯接剛性。3. 為使下箱座與其他座駕聯接，下箱座亦需做出凸緣底座。4. 為增加軸承座的剛性，軸承座處可設肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。5. 鑄造箱體應力力求形狀簡單

15、，為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向應有斜度，對長度為的鑄件，拔模斜度為。符號 尺寸關系· 0.025a+ 螺栓間距 軸承座孔（外圈）直徑D 螺釘數目6 雙級減速器： ;-軸承外圈直徑S 一般取 根據低速軸軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定 ， 七，潤滑和密封的選擇，潤滑劑的牌號及裝油量計算1）減速器的潤滑1. 該減速器采用油潤滑，對于的齒輪傳動可采用油潤滑，將齒輪浸入油中。當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區進行潤滑，同時油池的油被甩上箱壁，有助散熱。2. 為避免浸油潤滑的攪油功耗太大和保證齒輪嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒輪的一個

16、齒高為適度，但不少于10mm.3. 一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于3050mm，為了有利于散熱，每傳遞功率的需油量約為，所以此減速器的需油量為。4. 高速圓周速，可選用320工業閉式齒輪油。2） 減速器的密封1. 軸伸出處的密封為占圈式密封，軸承室內側的密封為封油環密封，檢查孔蓋板，排油螺塞，油標與箱體的接合面均需加紙封油墊或皮封油圈。2. 減速器采用鈣鈉基潤滑脂（）。 八，傳動裝置的附件及說明1. 軸承蓋軸承蓋結構采用螺釘式可分為螺釘聯接式，材料為鑄鐵（HT150），當軸承采用輸油溝飛濺潤滑時為使油溝中的油能順利進入軸承室，需在軸承蓋端部車出一段小直徑和銑出徑向對稱缺口。2. 軸承套杯套

17、杯可用作固定軸承的軸向位置，同一軸線上兩端軸承外徑不相等時使座孔可一次鏜出，調整支承的軸向位置。3. 調整墊片組調整墊片組的作用是調整軸承游隙及支承的軸向位置。墊片組材料為沖壓銅片或08F鋼拋光。4. 油標采用桿式油標，對于多級傳動則需安置在低速級傳動件附近。長期連續工作的減速器，在桿式油標的外面常裝有油標尺套，可以減輕油的攪動干擾，以便在不停車的情況下隨時檢測油面。5. 排油孔螺塞 為了換油及清洗箱體時排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直徑可按箱座壁厚的倍選取。排油孔應設在便于排油的一側，必要時可在不同位置兩個排油孔以適應總體布局之需。6. 檢查孔蓋板為了檢查傳動件嚙合情

18、況，潤滑狀態以及向箱內注油，在箱蓋上部便于觀察傳動件嚙合區的位置開足夠大的檢查孔，平時則將檢查孔蓋板蓋上并用螺釘予以固定，蓋板與箱蓋凸臺接合面間加裝防滲漏的紙質封油墊片。7. 通氣器為溝通箱體內外的氣流使箱體內的氣壓不會因減速器運轉時的溫升而增大，從而造成減速器密封處滲漏，在箱蓋頂部或檢查孔蓋板上安裝通氣器。8. 起吊裝置吊環螺釘裝在箱蓋上，用來拆卸和吊運箱蓋，也可用來吊運輕型減速器。9. 定位銷為確定箱座與箱蓋的相互位置，保證軸承座孔的鏜孔精度與裝配精度，應在箱體的聯接凸緣上距離盡量遠處安置兩個定位銷，并盡量設置在不對稱位置。常用定位銷為圓錐銷，其公稱直徑（小端直徑）可取，為箱座，箱蓋凸緣聯接螺栓的直徑；取長度應稍大于箱體聯接凸緣的總厚度，以利裝拆。10. 起蓋螺釘箱蓋，箱座裝配時在剖分面上涂密封膠給拆卸箱蓋帶來不便，為此常在箱蓋的聯接凸緣上加工出螺孔，拆卸時，擰動裝與其中的起蓋螺釘便可方便地頂起