1、目錄一、傳動方案擬定- 1二、電動機選擇- 1三、計算總傳動比及分配各級的傳動比- 3四、運動參數及動力參數計算- 5五、標準直齒圓柱齒輪傳動設計計算- 6六、軸的設計及計算- 7七、滾動軸承的選擇- 17八、聯軸器的選擇- 22九、鍵的選擇與強度計算- 23十、減速器箱體設計- 25十一、減速器的潤滑與密封- 26十二、其他技術說明- 27十三、設計小結- 28十四、參考資料- 29一、傳動方案擬定題目：設計帶式輸送機傳動裝置中的單級直齒圓柱齒輪減速器1   工作條件：一班制，連續單項運轉。載荷平穩，室內工作，空載啟動，有粉塵，運輸帶速度允許誤差±5%2 、使用

2、期限：10年，大修期3年。3、 原始數據：輸送帶拉力F=2700N；帶速V=2.05m/s；滾筒直徑D=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機（工作要求：連續工作機器）2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：查表，取1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.95，4 = 0.98，5 = 0.98，6 = 0.96總 =12×2×3×43×5×6=0.83(2) 電機所需的工作功率：P d = FV/1000總=2700×2.05/1000×0.83=6.67KW3、確定電動機轉速：

3、計算滾筒工作轉速：n筒 = 60×1000V/D= 60×1000×2.05/×500= 78.34r/min   按課程設計任務書推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia = 2 4。取V帶傳動比I0 = 2 4，則總傳動比理時范圍為Ia = 4 16。故電動機轉速的可選范圍為nd = Ia × n筒=（4 16）× 78.34= 313.36 1253.44r/min符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min。根據容量和轉速，由指導書附表10查出有兩種適用的電動機號，其

4、技術參數及傳動比的比較情況見下表：表1 傳動比方案電動機型號功率（KW）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y160L-87.5750720Y160M-67.51000970 4、確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案2比較合適（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉速，便于箱體潤滑設計）。因此選定電動機型號為Y160M-6，額定功率為Ped =7.5KW，滿載轉速n電動=970r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總 = n電動/n筒 = 970/78.34 = 12.372、分配各級傳動比（1）&

5、#160;      據指導書P7表1，取齒輪i帶 =3（2）       i總 = i齒輪×i帶i齒輪 = i總/ i帶 = 4.12四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）n1= n電動 / i帶 = 323.33 r/minn2 = n1/ i齒輪 = 78.34 r/min2、計算各軸的功率（KW）P1 = Pd×帶= 6.60 KWP2 = P1×齒輪軸承×齒輪 = 6.15 KW3、計算各軸扭矩（N·mm）T

6、d = 9550×Pd / n電動 = 65.67N·mT1= 9550×PI/n1 = 65.01 N·mT2 = 9550×P2/n2 = 242.06 N·m五、標準直齒圓柱齒輪傳動設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數   考慮減速器傳遞功率不大，齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度200HBS；一般齒輪傳動，選用8級精度。（2）按齒根彎曲疲勞強度設計  小齒輪傳遞扭矩T1  T1 = 9550 × P1

7、/n1 = 6.50 × 104 N·mm 取齒寬系數d = 1 ， k = 1.3 查表得 Hlim1 = 580 Mpa，Flim1 = 440 Mpa   Hlim2 = 380 Mpa  Flim2 = 310 Mpa 取SH = 1.1 ， SF = 1.25H1 = Hlim1/SH = 527 MpaH2 = Hlim2/SH = 345 MpaF1 = Flim1/SF = 352 MpaF2 = Hlim2/SF = 248 Mpad1 （2KT1 /d）（u+1/u（ZEZH /H）21/3 =

8、 73.5mm取小齒輪齒數z1 = 25。則大齒輪齒數：z2 = i齒z1 = 4.12×25 = 103M = d1/z1 = 2.94,查表，取標準模數m = 3   中心a = m（Z1 Z2）/2 = 192 mm計算分度圓直徑d1 = mz1 = 75 mm          d2 = mz2 = 309 mm計算齒寬    b2 = b = d×d1 = 73.5mm    

9、       取 b2 = 74 mmb1 = b2 +（510）= 80 mm(3)校核齒面接觸疲勞強度  查表得 齒形系數 YFa1 = 2.62 YFa2 = 2.18 應力修正系數 YSa1 = 1.59 YSa 2= 1.78 F1 = 2KT1 YFa1 YSa1/bm2 z1 = 41.7 Mpa F1 F2 = F1(YFa2 YSa2 / YFa1 YSa1) = 39.4 Mpa F2（4）齒輪圓周速度 v = d1n1/60000 = 1.27 m/s 選8級精度是合適的 六、軸的設計及計算I輸入軸的設

10、計計算1、選擇軸的材料，確定許用應力由于設計的是單級減速器的輸入軸，旋轉方向假設左旋，屬于一般軸的設計問題，選用45號鋼調質，查表得b = 650 Mpa ，由插值法得-1b = 60 Mpa2、估算軸的基本直徑根據機械設計手冊，取C = 107d C (PI /n1)1/3 = 29.24 mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1 = 29.24 × (1+5%) mm = 30.70 mm由機械設計手冊選d = 32 mm3、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平

11、鍵和過盈配合實現周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承實現軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。（2）確定軸各段直徑和長度I段 ： d1= 32 mm  聯軸器長L = 60 mm取L1 = L-2 = 58 mm。II段:考慮聯軸器的安裝要求取d2 = 35 mmL2 = 55mm III段：考慮6208型滾動軸承的要求 取d3 = 40 mmL3 = 2 + 20 + 18 = 40 mm段： 取h = 1 mmd4 = d3 + 2h = 42 mm第段與軸連接L4 = b1-2 = 80-2

12、= 78 mmV段： 考慮到軸肩定位要求，取h = 3 mmd5 = d4 + 2h = 48 mm ，L5 = 10 mmVI段： d6 = 40 mm L6 = 18 mm  (3)按彎矩復合進行強度計算Ft = 2T1/d1Fr = Ft ·tanFn = Ft/cos支承軸距 L = 128 mm繪制軸受力簡圖（如圖a）繪制水平面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FHA = FHB = Ft/2 = 2032 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MHC = RHAL/2 = 140174 N·mm 繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋)FVA =

13、 Fr/2 Fnd1/2L = 1233 NFVB = Fr/2 Fnd1/2L = 231 N 截面C左側的彎矩為MVC1 = RVAL / 2 = 85100 N·mm截面C右側的彎矩為MVC2 = RVBL/2 = 16000 N·mm繪制合成彎矩圖（如圖d）截面C左側的合成彎矩為MC1 = (MCH 2+ MCV12)1/2 = 164000 N·mm截面C右側的合成彎矩為MC2 = (MHC2 + MVC22)1/2 = 141000 N·mm繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T = 9.55×（P1/n1）×106 = 6.50&

14、#215;104 N·mm 繪制當量彎矩 由彎矩圖可知，IV軸和V軸的截面都有可能是危險截面，應分別計算器當量彎矩。 取 0.6C截面：MCe = MC12 +(T)2 1/2 = 168000 N·mmMCe = MC2 = 141000 N·mm 兩項中選最大值計算D截面：MHD = FHA L - (78 + 10 + 10 + 10) = 61000 N·mmMVD = FVA L - (78 + 10 + 10 + 10) = 37000 N·mmMD = (MHD2 + MDV2)1/2 = 71300 N·mmMDe =

15、 MD2 + (T)2 1/2 = 81000 N·mm校核危險截面處的強度C截面：e = MCe/Wc = MCe/0.1d53 = 18.44 Mpa -1bD截面：e = MDe/Wd = MDe/0.1d43 = 8.22 Mpa -1b滿足強度要求。II輸出軸的設計計算1、選擇軸的材料，確定許用應力由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45號鋼正火，查表得 b = 650 Mpa 由插值法得 -1b = 60 Mpa2、估算軸的基本直徑根據機械設計手冊，取C=107d C (P/ n)1/3 = 45.51mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d = 45.

16、51×(1 + 5%) mm = 47.79 mm由機械設計手冊選d = 48 mm 3、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承實現軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。（2）確定軸各段直徑和長度I段 ： d1 = 48 mm  聯軸器長L = 84 mm取L1 = L - 2 = 82 mm。II段:考慮聯軸

17、器的安裝要求 取h = 3.5d2 = d1 + 2h = 55 mmL2 = 55 mm III段：考慮6311型滾動軸承的要求 取d3 = 60 mmL3 = 2 + 20 + 31 = 53 mm段： 取h = 1 mmd4 = d3 + 2h = 62 mm 齒寬b2 = 80 mm L4 = b2 2 = 78 mmV段： 考慮到軸肩定位要求 ，取h = 5 mmd5 = d4 + 2h = 72 mm ，取L5 = 10 mmVI段： d6 = 60 mm 6312型軸承查表寬度20mm 取L6 = 31 mm  (3)按彎矩復合進行強度計算Ft = 2T2/d2Fr =

18、 Ft tanFn = Ft /cos支承軸距 L = 128 mm繪制軸受力簡圖（如圖a）繪制水平面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FHA = F HB = Ft/2 = 2032 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MHC = RHAL/2 = 140174 N·mm 繪制垂直面彎矩圖（如圖c）(左旋)FVA = Fr/2Fnd2/2L = 1233 NFVB = Fr/2-Fnd2/2L = 231 N 截面C左側的彎矩為MVC1 = RVAL/2 = 85100 N·mm截面C右側的彎矩為MVC2 = RVBL/2 = 16000 N·mm

19、繪制合成彎矩圖（如圖d）截面C左側的合成彎矩為MC1 = (MHC 2+ MVC12)1/2 = 164000 N·mm截面C右側的合成彎矩為MC2 = (MHC2 + MVC22)1/2 = 141000 N·mm繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 2.42×105 N·mm 繪制當量彎矩 由彎矩圖可知，IV軸和V軸的截面都有可能是危險截面，應分別計算器當量彎矩。 取 0.6 C截面：MCe = MC12 +(T)2 1/2 = 218000 N·mmMCe = MC2 = 141000

20、 N·mm 兩項中選最大值計算D截面：MHD = FHA L-(78+10+10+10) = 61000 N·mmMVD = FVA L-(78+10+10+10) = 37000 N·mmMD = (MHD2 + MVD2)1/2 = 71300 N·mmMDe = MD2 +(T)2 1/2 = 161000 N·mm校核危險截面處的強度C截面：e = MCe/Wc = MCe/0.1d43 = 10.10 Mpa -1bD截面：e = MDe/Wd = MDe/0.1d33 = 9.68 Mpa -1b滿足強度要求。七、滾動軸承的選擇根據

21、條件，軸承預計壽命 L = 10×365×24 = 87600小時1.輸入軸軸承的選擇（1）選擇型號由題目工作條件查表選擇載荷系數載荷系數fp = 1.5 ，溫度系數ft = 0.90已知軸頸d = 40 mm轉速n2 = 10000 r/min初選6208型深溝球軸承基本額定動載荷Cr = 29.5 kN，基本額定靜載荷Cor = 18.0 kN e = 0.20（2）軸承校核計算假設軸承僅受徑向載荷R1和R2：Ft = 2T1/d1 = 4063 N·Fr = Ft ·tan = 1463 N·mm求兩軸承的徑向載荷Fr1 .Fr2因軸承對

22、稱齒輪分布，故Fr1 = Fr2 = Fr/2 = 732 N求兩軸承的軸向載荷Fs1、Fs2選深溝型滾動軸承，取 e = 0.20 Fs1 = eFr1 = 146 N Fs2 = eFr2 = 146 N計算兩軸承所受的軸向力Fa1 、Fa2 Fa = 0Fa1 = Fa2 = Fs1 = 146 N計算軸承的當量動載荷P1、P2Fa1/ Fr1 = 0.20 = eFa2/ Fr2 = 0.20 = e查表得：X1 = X2 =1 Y1 = Y2 = 0P1 = X1 Fr1 = 732 NP2 = X2 Fr2 = 732 N算軸承壽命Lh ，取= 3 ，ft = 1 ， f

23、p = 1 得Lh = 16667/n（ftCr/fpP）3 = 3.3 × 106 h L選6208軸承滿足壽命要求2.輸出軸軸承的選擇（1）選擇型號由題目工作條件查表選擇載荷系數載荷系數fp = 1.1 ，溫度系數ft = 1.00已知軸頸d = 60 mm 轉速n2 = 5000 r/min初選6312型深溝球軸承基本額定動載荷Cr = 81.8 kN基本額定靜載荷Cor = 51.8 kN e = 0.30（2）軸承校核計算假設軸承僅受徑向載荷R1和R2：Ft = 2T1/d1 = 10083 N·Fr = Ft ·tan = 3630 N·mm

24、求兩軸承的徑向載荷Fr1 .Fr2因軸承對稱齒輪分布，故Fr1 = Fr2 = Fr/2 = 1815 N求兩軸承的軸向載荷Fs1、Fs2選深溝型滾動軸承，取 e = 0.30 Fs1 = eFr1 = 545 N Fs2 = eFr2 = 545 N計算兩軸承所受的軸向力Fa1 、Fa2 Fa = 0Fa1 = Fa2 = Fs1 = 545 N計算軸承的當量動載荷P1、P2Fa1/ Fr1 = 0.30 = eFa2/ Fr2 = 0.30 = e查表得：X1 = X2 =1 Y1 = Y2 = 0P1 = X1 Fr1 = 3630 NP2 = X2 Fr2 = 3630 N算軸承壽命L

25、h ，取= 3 ，ft = 1 ， fp = 1 得Lh = 16667/n（ftCr/fpP）3 = 2.4 × 106 h L選6312軸承滿足壽命要求八、聯軸器的選擇1.輸入軸聯軸器的選擇已知輸出軸軸徑d1= 32 mm，P1 = 6.50 KW，n2= 323.33 r/min。因為是減速器低速軸和工作機軸相連的聯軸器，轉速低，傳遞轉矩較大，根據傳動裝置的工作條件擬選用剛性固定式凸緣聯軸器，根據輸出軸軸徑，擬選LX3型聯軸器。計算扭矩為：KT = 1.3×9550×6.50/323.33 = 85 N·m因Tn = 85 N·

26、m Tc = 1250N·m，所以選LX3型聯軸器2.輸出軸聯軸器的選擇已知輸出軸軸徑d2= 48 mm，P = 6.15 KW，n2= 78.34 r/min。因為是減速器低速軸和工作機軸相連的聯軸器，轉速低，傳遞轉矩較大，根據傳動裝置的工作條件擬選用剛性固定式凸緣聯軸器，根據輸出軸軸徑，擬選LX3型聯軸器。計算扭矩為：KT = 1.3×9550×6.15/78.34 = 315 N·m因Tn = 315 N·m Tc = 1250N·m，所以選LX3型聯軸器.九、鍵的選擇與強度計算由于齒輪和軸材料均為鋼，故取P=100Mpa1、輸

27、入軸與大帶輪輪轂聯接采用平鍵聯接軸徑d1 = 32 mm,L1 = 58 mm查表得，選用A型平鍵，得：b = 10 mmh = 8 mm，鍵長范圍L = 22 110 mm鍵長取L = L1（510） = 50mm鍵的工作長度l = Lb = 40 mm強度校核： p = 4T1/dhl = 25.39 Mpa所選鍵為：鍵 10×50 GB/1096-20032、輸入軸與齒輪聯接采用平鍵聯接軸徑d4 = 42 mm , L4 = 78 mm查表得，選用A型平鍵，得：b = 14 mmh = 9 mm，鍵長范圍L = 36 160 mm鍵長取L = L（510）= 70 mm鍵的工作

28、長度l = Lb = 61 mm強度校核： p=4T1/dhl= 10.73 Mpa所選鍵為：鍵 12×70 GB/1096-20033、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑d4 = 62 mm , L3 = 72mm查表得，選用A型平鍵，得：b = 18mmh = 11 mm，鍵長范圍L = 50 200mm鍵長取L = L3（510）= 65 mm鍵的工作長度l = Lb = 47 mm強度校核： p = 4T2/dhl = 32.17 Mpa所選鍵為：鍵 18×65 GB/1096-20034、輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接軸徑d1 = 48 mm,L1=82mm查表得，選

29、用A型平鍵，得：b = 14 mmh = 9 mm，鍵長范圍L = 36 160 mm鍵長取L = L1（510）= 75 mm。鍵的工作長度l = Lb = 61 mm。強度校核：由P106式6-1得p = 4T2/dhl = 36.73 Mpa所選鍵為：鍵 14×75 GB/1096-2003十、減速器箱體設計由機械設計手冊查得機座壁厚： = 0.025a1 = 5.8取 = 8 mm機蓋壁厚：1 = 8 mm機座凸緣厚度：b = 1.5= 12 mm 機蓋凸緣厚度：b1 = 1.5= 12 mm機座底凸緣厚度：b2 = 2.5= 20 mm地腳螺釘直徑：df = 0.036a1

30、2 = 20 mm地腳螺釘數目：n = 4軸承旁連接螺栓直徑：d1 = 0.75 df = 16 mm機蓋與機座連接螺栓直徑：d2 =（0.50.6）df = 12mm連接螺栓d2的間距：l = 160 mm軸承端蓋螺釘直徑：d3 =（0.40.5）df = 10 mm窺視孔蓋螺釘直徑：d4 =（0.30.4）df = 8 mm定位銷直徑： d =（0.70.8）d2 = 8 mm軸承旁凸臺半徑：R1 = C2 = 24 mm ,16 mm凸臺高度：h=畫圖時確定外機壁至軸承座端面距離：l1 =C1C2（812）= 60 mm ,44 mm大齒輪頂圓于內機壁距離：11.2= 12 mm齒輪端面

31、與內機壁距離：2= 10 mm機蓋、機座肋厚：m1 0.851 = 7 mm m2 0.85 = 7 mm軸承端蓋外徑：D1 = d2（55.5）d3 = 102 mmD2 = d2（55.5）d3 = 107 mm軸承端蓋凸緣厚度：t =（11.2）d3 = 10 mm軸承旁邊連接螺栓距離：sD2 盡量靠近，不干涉Md1和Md3為準十一、減速器的潤滑與密封（1）齒輪的潤滑V齒 = 1.3m/s 2m/s，采用浸油潤滑，浸油高度h約為1/6大齒輪分度圓半徑，取為26mm。侵入油內的零件頂部到箱體內底面的距離H=12mm。（2）滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為1.3m/s 12m/s，所以采用潤

32、滑脂潤滑。結構上增設檔油盤（3）潤滑油的選擇由機械設計手冊，齒輪選用全損耗系統用潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。軸承選用1號通用鋰基潤滑脂。（4）密封方法的選取選用凸緣式悶蓋易于調整，采用氈圈密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。十二、其他技術說明窺視孔蓋板 A = 120 mm， A1 = 150 mm通氣器 由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M20×1.5油面指示器 選用游標尺M16油塞螺釘 選用M16×1.5啟

33、蓋螺釘 選用M10定位銷 選用8吊環 箱體上采用起吊鉤結構，箱蓋上采用起吊耳環結構十三、設計小結1、 設計時優先選擇國家標準第一系列的參數；2、 為了方便后期潤滑方式的設計，電機轉速可適當選大一些，經濟方面成本也較低。后期計算軸承只能選擇潤滑脂潤滑，原因是軸承圓周速度小于4m/s，造成這一現象的原因是電機轉速在傳遞到軸承之前先經過V帶一級減速，所以輸入軸轉速減低。3、 軸的設計計算如果參考書上例題，一定要使小齒輪分度圓直徑和輸入軸齒輪段軸徑滿足e 2mt。否則軸的結構、材料將發生改變。4 、 軸承選擇應先于軸的強度校核，直齒推薦采用深溝球軸承，斜齒推薦采用角接觸球軸承，驗算壽命足夠后方可選取軸

34、承尺寸參數代入后期計算。5、 輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接的計算中出現鍵長較小，強度不能滿足的情況，究其原因在于L3值取值太小，為了滿足強度， 修改齒寬系數，或者增大齒數，才能增寬大齒輪齒寬，這點須注意反復調整。十四、參考資料1、 機械設計，高等教育出版社，西北工業大學機械原理及機械零件教研室 編著，2006年5月第八版； 2.、 機械設計課程設計指導書，高等教育出版社，李平林，黃少顏等主編，2009年5月第二十九版。3、 機械設計實用手冊，機械工業出版社，王少懷、徐東安等主編，2009年4月第二版。4、 機械設計課程設計圖冊，高等教育出版社，李平林，黃少顏等主編，2009年5月第二十九版。&

35、#160;  結  果F=2700N V=2.05m/s D=500mm 總 =0.83 Pd =6.67KWn筒 =78.34r/min電動機型號為Y160M-6 Ped=7.5KW n電動 =970r/mini總 =12.37i帶 = 3i齒輪= 4.12n1=323.33 r/minn2=78.34 r/minP1 =6.60 KWP2 =6.15 KWTd=65.67 N·mT1=65.01 N·mT2=242.06 N·mT1 =6.50×104 N·mmz1 = 25z2 = 103m = 3a = 192 mm

36、d1 = 75 mmd2 = 309 mmb2 = 74 mmb1 = 80 mmF1F1F2F2v=1.27 m/sd = 32 mmd1 = 32 mmL1 = 58 mm。d2 = 35 mmL2 = 55mm d3 = 40 mmL3 = 40 mmd4 = 42 mmL4 = 78 mmd5 = 48 mmL5 = 10 mmd6 = 40 mmL6 = 18 mmL = 128 mmFHA = FHB = 2032 NMH =C140174 N·mmFVA = 1233 NFBV = 231 NMVC1 = 85100 N·mmMVC2 =16000 N·mmMC1 =164000 N·mmMC2 =141000 N·mmT =6.50×104 N·mm 0.6MCe =168000 N·mmMHD = 61000 N·mmMVD =37000 N·mmMD =71300 N·mmMDe =81000 N·mme -1bd =