1、任務書設計題目：單級斜齒圓柱齒輪減速器的設計原始數據：19F=1300NV=1.55m/sF：輸送帶拉力； V：輸送帶速度；D=250mmD：滾筒直徑。設計工作量： 設計說明書一份 二張主要零件圖（CAD） 零號裝配圖一張工作要求：使用年限 8 年，工作為 24 小時工作制，傳動工作年限 8 年,載荷平穩，環境清潔,運輸帶速度允許誤為5%。運動簡圖：（見附圖）前言分析和擬定傳動方案機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。滿足工作裝置

2、的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現，這就是需要把幾種傳動方案的優缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺寸較其他形式大，但傳動平穩，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小鏈傳動的結構尺寸。故本文在選取傳動方案時，采用鏈傳動。眾所周知，鏈式輸

3、送機的傳動裝置由電動機、鏈、減速器、聯軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計鏈式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。目錄前言1一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇3三、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3五、傳動零件的設計計算41、皮帶輪傳動的設計計算42、齒輪傳動的設計計算及校核5六、軸的設計計算及校核101、輸入軸的設計計算及校核102、輸出軸的設計計算及校核13七、滾動軸承的選擇及校核計算15八、鍵聯接的選擇及計算校核17設計小結19參考資料19一、傳動方案擬定(1) 工作條件：使用年限

4、8 年，工作為 24 小時工作制，傳動工作年限 8 年,載荷平穩，環境清潔,運輸帶速度允許誤為5%。(2) 原始數據：運輸帶曳引力F=1300N帶速V=1.55m/s滾筒直徑D=250mm；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2、電動機功率選擇： (1)傳動裝置的總功率：F=1300N V=1.55mm D=250mm =2 =0.85總聯滾齒攪帶總=0.990.9820.970.960.96=0.85(2)電機所需的工作功率： P =Fw/d總=2.09/0.88=2.5KWP =2.5kwpd3、確定電動機轉速：查表得 950 轉4、確定電動機型號P = P T=

5、2.5kw根據 P 2 P P2 P 選用的電dw 總cddcdd動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為電動機型號為YZR132n2-6 YZR132M2-6其主要性能：額定功率：2.5KW，滿載轉速 950r/min.三、計算總傳動比及分配各級的傳動比傳送帶轉速：n =1000 60 V/ D=1000 60 1.55/3.14 I250=118.47 r/min計算滾筒轉速：n =601000/3.14250118.47筒=1.55r/minn=1.55r/min筒1、總傳動比： i= n m = 8.01總i = 8.01初選取總n1i = 3帶i =i / i=2.67齒

6、總 帶四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min）nm=n 電機=950r/mini = 2.67齒n =n /i =950/3=316.67(r/min)I m帶n =n /i =316.67/2.67=118.60(r/min)II I齒2、 計算各軸的功率（KW）n =316.67(r/minIP =2.46 kwdP =P =2.460.96=2.36 kwn =118.60(r/min)III d帶P =P 齒滾=2.360.970.98=2.24 kwII IP =2.46kwd3、 計算各軸扭矩（Nmm）P =2.36 kw1T =9.55106P /n =9.55

7、1062.46/950=24.729NmP =2.24 kwddmIIT = T i 帶帶=24.72930.96=71.219NmI dT = TII Ii 齒滾齒=71.2192.670.980.97=180.761NmT =24.729NmdT = 71.219NmI4、速度偏差實際帶速： v =冗dn= 3.14 x 250 x118.6 = 1.55T =180.761NmII1000 x 601000 x 60速度偏差1.55 - 1.55 x100% = 0% 1200（適用）(5)確定帶的根數根據課本P98 表（17-3）P =0.97KW1根據課本P101 表（17-7）P

8、=0.11KW1根據課本P102 表（17-8）K=0.96根據課本P102 表（17-9）K =1.01L由課本P101 式（17-23）得Z 習P /(P +P )KK取a=576 mm =16001C11L=2.952/(0.97+0.11) 0.961.01=2.819 根(6)初拉力由課本P103 表 17-1 查得q=0.2kg/m由式（17-24）,計算V 帶的初拉力：F =500P /ZV（2.5/K-1）+qV2取z=3 根0C=500 2.952/ （ 4.972 3 ） (2.5/0.96-1)+0.11 4.9722N=161.515N則作用在軸承的載荷F ，由課本P1

9、04 式（17-25）QF =2ZF sin /2=23162sin160/2取F =162 NQ010=949.708N2、齒輪傳動的設計計算及校核F =949.708 NQ(1) 選擇齒輪材料, 確定許用彎曲應力 F齒輪采用硬齒面。小齒輪選用 40Cr 表面流傳火,齒面硬度為 齒面硬度平均取 50HRC 4855HBS。大齒輪選用 45 鋼表面粹火，齒面硬度 4050HBS；平均取齒面硬度為 50HRC總工作時間th 由已知得th=824365=70080由課本P141 式 18-17,表 18-10,計算彎曲循環次數th=70080N =60n1rth=60316.67170080f1=

10、1.33109N =N /i=1.33109/2.67=4.98108f2f1由圖 18-25,取壽命系數 YN1=Y =1N2N =1.33109f1(2) 彎曲疲勞極限 ,由圖 18-8a 知HlimN =4.98108f2 1= =350MPaHlimHlim2(3) 尺寸系數率,估計模數mn 100F = 2848t1b25查表18-8取齒間系數K= K =8 a=1.604= 1.706 1.4HaFacos 2 bcos 2 14.08o計算K , K 由式 18-8,18-9HFK = K = K K K K = 1x1.05 x1.706 x1.2 = 2.149HFA VHa

11、由 齒 根 抗 彎 曲 疲 勞 強 度 得 模 數 mnK = 1.706HaY YaFa1FY Y=a=sa10.0092Fa 2 sa 20.0083FK = KHF= 2.14912由式 18-31 知2Km FT cos 2 1YY Y Y = 2nO Z 2 a3d 1F1Fa1 8Sa1 取標準值模數mn= 2.5(11) 確定主要參數中心距a0,初算中心距 m = 2.5na = mn (Z1 + Z 2 ) = 2.5 x 74 = 95.8502 cos 1.93圓整取中心距a0= 96mma = 96mm0螺 旋 角 滿 足 幾 何 條 件 的 螺 旋 角(Z + Z )m

12、74 x 2.5 = ar cos12n = ar cos= 150 31 8.49 2a192 = 150 31 8.49 與初選相差不大，則螺旋角 = 150 31 8.49 實際齒數比m = Z 2 = 54 = 2.7Z201m -T齒 2.7 - 2.67m = 2.7驗算傳動比誤差滿足要求計算分度圓直徑d , d12T齒 =2.67x100% = 1.1%Z md =1 n = 52 mm1cos與 初 選 d1值 本 差 不 大d = Z 2 mn = 140mmd = 52mm12cos 齒輪寬度b ,b取大齒輪齒b= b = 0.5 x 52 = 26mmd = 140mm1

13、 2小齒輪齒寬b1= 30mm2b = 26mm齒頂高系數： ha= h x manu2= 1x 2.5 = 2.51b = 30mm2齒底高系數： hf= (hanx c )mnu= 3.125h = 2.5a小齒 齒頂圓直徑： d = d + 2h = 52 + 5 = 57a1a齒底圓直徑： d = d - 2h = 52 - 6.25 = 45.75a1fh = 3.125fd = 57a大齒 齒頂圓直徑： da= d + 2h2a= 140 + 5 = 145d = 45.75a齒底圓直徑： d = d - 2h = 140 - 6.25 = 133.75a2fd = 145a(12

14、) 齒面接觸疲勞強度驗算彈性系數查表 18-9, ZE= 190 MPad = 133.75a節點區域系數查圖 18-20, ZH= 2.42Z = 190 MPEaZ = 2.42H重合度系數Z8由式 18-28Z =1 = 0.78988螺旋角系數Z 由式 18-27aZ =cos = 0.98Z = 0.7898校核齒面接觸疲勞強度由式 18-26 得Z = 0.98a= Z Z Z Z2K T m 1H 1HE H 8 1b d 2 m 1 1= 355.52 x 2.149 x 7.12 x104 x 2.7 1 = 741.15MP a26 x 522x 2.7aHa1= 741.

15、45MPHa1a= Z Z Z Z2K T m 1H 1= 256.46MP aHE H 8 2b d 2aH 22 2齒面接觸強度足夠(13)主要參數v 帶型號A 型v 帶Z120皮帶根數3 根Z254帶輪中心距576齒輪中心距96大帶輪直徑300d152小帶輪直徑100d2140模數2.5螺旋角15.52 度六、軸的設計計算 1、輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 45#調質，硬度 217255HBS根據課本P191（20-3）式，并查表 20-3，取c = 110a= 256.46MPHa2d c p = 21.49mm13 n考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則c = 110d = 2

16、1.49 x (1 + 5%) = 22.56mm1取標準值d1= 25mm2、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，聯d = 25mm接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位， 1則采用過渡配合固定 (2)確定軸各段直徑（參考書）h = 0.07d1+ (1 2)mm = (2.75 3.75)mm 取h = 3.5d = d21+ 2h = 32mm軸段為軸頸,其直徑應符合軸承內徑標準,且因軸段,間的軸肩是為便于安拆設計的,故不宜比 d2大太多, 初選h = 3.5用 6007

17、 型深溝球軸承，其內徑為d3= 35mm 寬度為 14mm.d = 32mm2軸段形成的軸肩為滾動軸承的定位軸肩，軸肩高度應根據軸承型號安軸承標準規定的尺寸確定。d 4 = 41mmdd 7 = d 3 = 35mm3= 35mm軸段是為齒輪拆裝方便不宜過大區標準值 d 6 = 38mm軸承 6007軸段為周環，應按定位軸肩，考慮軸肩高度h h=0.07d6+(12)=4則d5=d6+2h=46mm(3)確定各軸段長度(參考書)軸段的長度取決于代輪輪轂的寬度。由表 26-1 通用尺寸知。L=(1.52)d1=37.550L1 取 38mmL2 有給定的位置尺寸確定 L2=40mmL3 與軸承寬

18、度B 決定 L3=14mmL5 可按軸環的經驗尺寸確定 L51.4h=4.9 取 6L4=(15-7)=8L6 與齒輪長度略小 L6=28mm軸段的長度可由為支尺寸及軸承寬確定 L7=(2+15+14)=31mm軸承的總長度L 總=38+40+14+8+6+28+31=165mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=56mm (4)按彎矩復合強度計算求轉矩：已知T=7.219104 Nmm求圓周力：Ft根據課本P127（6-34）式得d 4 =41mm d 7 =33mm d 6 = 38mmd5=46mmL1=38 L2=40mm L3=14mmL5=6mm L4=8mmL6=28mm L7=

19、31mmL 總=165mmL=56mm1Ft= = 2T= 2 x 7.219 x104 = 5775.2 Nd251F軸承反力F = F =avbVt = 2887.62Ft =5775.2N水平平面受力FF =ttana = 5775.2 x 0.377 = 2258.6NF = Favba=2887.6Nrcos 0.964軸承反力F = FahbnF=r = 1129.3N2F = 2258.6Nr做出垂直平面彎矩Mr與水平平面彎矩MnF =11293N垂直面彎矩： Mr=100.2N.MAY水平平面彎矩： Mn=37.2N.M合成彎矩圖M =M 2 + M 2nr= 106.9N.M

20、M =100.2N.Mr繪制彎矩圖M =37.2N.MnM = 106.9 N.MT=77.4N.M做出當量彎矩圖確定危險截面b=250Mpa用插值法由表 20-4 查得 =75Mpa-1 b由已知條件軸轉矩可按脈動循環考慮已知材料 40cr 調質 根據 20-1 查的a =0.6截面左側Me=M 2+(T)21/2=4.610 4 N.mmC截面右側Me=M 2+(T)21/2=4.610 4 N.mmC校核軸頸d =me =18.36mm50.98mm0.1aM =4.6104 NmeM =4.6104 Nme-1b滿足使用條件 2、輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 45#調質鋼，硬

21、度（217255HBS）根據課本P235 頁式（10-2），表（10-2）取 c=110 dc(P /n )1/3=110(2.24/118.6)1/3=29.29mmd=18.36mm33考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則取d1=32mmh = 0.07d1 + (1 2)mm = (3.24 4.24)mm 取h = 3.52、軸的結構設計 (1)軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒

22、，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 (2)確定軸的各段直徑和長度d2=d1+2h=32+7=39mmd3 不宜比d2 大太多取 40mm d4=48mmd7=d3=40mm初選用 6008 型深溝球軸承承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為 15mm，則該段長 32mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為 2mm。d6 取標準值 52mmh = 0.07d 6 + (1 2)mm = (4.64 5.64)mm h 取 5d5=d6+2h=52+10=62mm L=(1.52)d1=(1.52)32=(4864)c=110d1=32mmh = 3.5d2=39mm d3=40mm d4=48mm d

23、7=40mmd6=52mmL1 取 48mm L2 取 42mmL3 有軸承寬度相同b=15 L3=15mm L51.4h=1.46=8.4L5 取 10mm L4=15-7=8mm L6=24mmL7=(2+15+15)=32mmL 總=48+42+15+8+10+24+32=179mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=72mm (3)按彎矩復合強度計算(同上軸)求轉矩：已知T=18.761104 Nmm求圓周力：Ft根據課本P127（6-34）式得h=5mm d5=62mmL1=48mm L2=42mmL3=15mm L5=10mmL4=8mmL6=24mm L7=32mmL 總=179

24、mm L=72mm1Ft= = 2T= 2 x18.761x104 = 11725 Nd321F軸承反力F = F =avbVt = 58622Ft =11725N水平平面受力FF =ttana = 11725 x 0.377 = 4098Nrcos f30.964軸承反力FF = F =ahbnr = 1129.3N2Fr=4098N做出垂直平面彎矩Mr與水平平面彎矩Mn垂直面彎矩： Mr=100.2N.MF =FAXBY=11293N水平平面彎矩： Mn=37.2N.M合成彎矩圖M =M 2 + M 2nr= 106.9N.MM =100.2N.Mr繪制彎矩圖M =37.2N.MnT=77

25、.4N.M做出當量彎矩圖確定危險截面b=250Mpa用插值法由表 20-4 查得 =75Mpa-1 b由已知條件軸轉矩可按脈動循環考慮已知材料 40cr 調質 根據 20-1 查的a =0.6截面左側Me=M 2+(T)21/2=4.610 4 N.mmC截面右側Me=M 2+(T)21/2=4.610 4 N.mmC校核軸頸d =me =18.36mm50.98mmM =46104 mme0.1a-1bMe=4.610 4 N.mm滿足使用條件七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命 163658=48720 小時1、計算輸入軸承（1）已知n =458.2r/min兩軸承徑向反

26、力：FR1=F =500.2NR2軸承預計壽命 48720h初先兩軸承為角接觸球軸承 6007 型根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力F =0.63F則F =F=0.63F=315.1NS(2) FRS1+Fa=FS2R1Fa=0S1S2故任意取一端為壓緊端，現取 1 端為壓緊端F =F =315.1NFA1S1A2=F =315.1NS2(3) 求系數x、yF =FS1S2=315.1NF /F =315.1N/500.2N=0.63A1R1F /F =315.1N/500.2N=0.63A2R2根據課本P263 表（11-8）得e=0.68F /Fex =1F /F48720h預

27、期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n =76.4r/minL =1047500hH預期壽命足夠Fa=0F =F=903.35NRAZ試選 6008 型角接觸球軸承根據課本P265 表（11-12）得F =0.063F ,則F =FS1S2SR=0.63F =0.63903.35=569.1NR(2) 計算軸向載荷F 、FA1A2F =903.35NRF +Fa=FS1S2Fa=0F =569.1NS1任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=F =FA2S1=569.1N(3) 求系數x、yF /FA1R1F /FA2R2=569.1/903.35=0.63=569.1/930.35=0.63根據課本P263 表（11-8）得：e=0.68FA1y =01FA2y =02/F ex =1R11/F 48720h此軸承合格八、鍵聯接的選擇及校核計算 1、軸徑d =25mm,L =38mmL =2488378.6h11h查手冊得，選用C 型平鍵，得：鍵A 87 GB1096-79 l=L -b=38-8=30mm1故軸承合格T =24.729Nmh=7