第頁目錄第一部分設計任務書 31.1設計題目 31.2設計步驟 3第二部分選擇電動機 32.1電動機類型的選擇 32.2確定傳動裝置的效率 32.3選擇電動機容量 42.4確定電動機參數 42.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5第三部分計算傳動裝置運動學和動力學參數 53.1電動機輸出參數 53.2高速軸的參數 63.3低速軸的參數 63.4工作機軸的參數 6第四部分普通V帶設計計算 7第五部分鏈傳動設計計算 10第六部分減速器齒輪傳動設計計算 116.1選精度等級、材料及齒數 116.2確定傳動尺寸 136.3計算錐齒輪傳動其它幾何參數 15第七部分軸的設計 167.1高速軸設計計算 167.2低速軸設計計算 22第八部分滾動軸承壽命校核 288.1高速軸上的軸承校核 288.2低速軸上的軸承校核 29第九部分鍵聯接設計計算 309.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 309.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 319.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核 319.4低速軸與鏈輪鍵連接校核 31第十部分減速器的密封與潤滑 3110.1減速器的密封 3110.2齒輪的潤滑 3210.3軸承的潤滑 32第十一部分減速器附件 3211.1油面指示器 3211.2通氣器 3311.3放油孔及放油螺塞 3311.4窺視孔和視孔蓋 3311.5定位銷 3311.6啟蓋螺釘 3411.7螺栓及螺釘 34第十二部分減速器箱體主要結構尺寸 34第十三部分設計小結 35第十四部分參考文獻 35

第一部分設計任務書1.1設計題目一級圓錐減速器，拉力F=2300N，速度v=0.85m/s，直徑D=140mm，每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2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.普通V帶設計計算6.鏈傳動設計計算7.減速器內部傳動設計計算8.傳動軸的設計9.滾動軸承校核10.鍵聯接設計11.聯軸器設計12.潤滑密封設計13.箱體結構設計第二部分選擇電動機2.1電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。2.2確定傳動裝置的效率查表得：滾動軸承的效率：η2=0.98V帶的效率：ηv=0.96閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97鏈傳動的效率：ηc=0.9工作機的效率：ηw=0.972.3選擇電動機容量工作機所需功率為2.4確定電動機參數電動機所需最小名義功率:電動機所需額定功率:工作轉速：經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，鏈傳動比范圍為：2～6，一級圓錐齒輪傳動比范圍為：2～8，因此理論傳動比范圍為：8～192。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(8～192)×116.01=928--22274r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。方案型號額定功率/kW同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890電機主要外形尺寸中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E鍵部位尺寸F×G132515×315216×1781238×8010×332.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：（2）分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=2取鏈傳動比：ic=2減速器傳動比為第三部分計算傳動裝置運動學和動力學參數3.1電動機輸出參數3.2高速軸的參數3.3低速軸的參數3.4工作機軸的參數各軸轉速、功率和轉矩列于下表軸名稱轉速n/(r/min)功率P/kW轉矩T/(N?mm)電機軸9603.231833.33高速軸4803.0761080.21低速軸231.882.92120260.48工作機軸115.942.45201806.97第四部分普通V帶設計計算1.已知條件和設計內容設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的功率Pd=3.2kW；小帶輪轉速n1=960r/min；大帶輪轉速n2和帶傳動傳動比i=2；設計的內容是：帶的型號、長度、根數，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。2.設計計算步驟（1）確定計算功率Pca由表查得工作情況系數KA=1.1，故（2）選擇V帶的帶型根據Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=106mm。2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度取帶的滑動率ε=0.02（3）計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑根據表，取標準值為dd2=200mm。（4）確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據式，初定中心距a0=240mm。由式計算帶所需的基準長度由表選帶的基準長度Ld=990mm。按式計算實際中心距a。按式,中心距的變化范圍為235--280mm。（5）驗算小帶輪的包角αa（6）計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.06kW。根據n1=960r/min，i=2和A型帶，查表得△P0=0.112kW。查表的Kα=0.944，表得KL=1.1，于是2）計算帶的根數z取3根。（6）計算單根V帶的初拉力F0由表得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以（7）計算壓軸力Fp帶型A中心距250mm小帶輪基準直徑106mm包角158.46°大帶輪基準直徑200mm帶長990mm帶的根數3初拉力184.41N帶速5.33m/s壓軸力1086.97N4.帶輪結構設計（1）小帶輪的結構設計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=106因此小帶輪結構選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：由于當B<1.5×d時，L=B（2）大帶輪的結構設計大帶輪的軸孔直徑d=25mm因為大帶輪dd2=200mm因此大帶輪結構選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：第五部分鏈傳動設計計算（1）確定鏈輪齒數由傳動比取小鏈輪齒數Z1=21，因為鏈輪齒數最好為奇數，大鏈輪齒數Z2=i×Z1=42，所以取Z2=43。實際傳動比i=z2/z1=2.05（2）確定鏈條型號和節距查表得工況系數KA=1小鏈輪齒數系數：取單排鏈,則計算功率為:選擇鏈條型號和節距：根據Pca=3.562kW，n1=231.88r/min，查圖選擇鏈號10A-1，節距p=15.875mm。（3）計算鏈長初選中心距則，鏈長為:取Lp=112節采用線性插值，計算得到中心距計算系數f1=0.24902則鏈傳動的最大中心距為：計算鏈速v，確定潤滑方式按v=1.288m/s，鏈號10A，查圖選用滴油潤滑。（4）作用在軸上的力有效圓周力作用在軸上的力鏈輪尺寸及結構分度圓直徑第六部分減速器齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數（1）由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數Z1=30，則大齒輪齒數Z2=Z1×i=30×2.07=63。實際傳動比i=2.1（3）壓力角α=20°。由設計計算公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數KHt=1.32）查教材圖標選取區域系數ZH=2.54）選齒寬系數φR=0.3由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：6）查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa^0.57）計算應力循環次數8）由圖查取接觸疲勞系數：9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，得取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入[σH]中較小的值2）計算圓周速度v3）計算當量齒寬系數φd4）計算載荷系數查表得使用系數KA=1查圖得動載系數KV=1.087查表得齒間載荷分配系數：KHα=1查表得齒向載荷分布系數：KHβ=1.27實際載荷系數為5）按實際載荷系數算得的分度圓直徑6）計算模數6.2確定傳動尺寸（1）實際傳動比（2）大端分度圓直徑（3）齒寬中點分度圓直徑（4）錐頂距為（5）齒寬為取b=31mm齒根彎曲疲勞強度條件為1）K、b、m和φR同前2）圓周力為齒形系數YFa和應力修正系數YSa，當量齒數為：小齒輪當量齒數:大齒輪當量齒數:查表得：查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數：取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得許用彎曲應力故彎曲強度足夠。6.3計算錐齒輪傳動其它幾何參數（1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚（2）計算齒頂圓直徑（3）計算齒根圓直徑（4）計算齒頂角θa1=θa2=atan(ha/R)=1°38'30"（5）計算齒根角θf1=θf2=atan(hf/R)=1°58'11"（6）計算齒頂錐角δa1=δ1+θa1=27°6'18"δa2=δ2+θa2=66°10'42"（7）計算齒根錐角δf1=δ1-θf1=23°29'36"δf2=δ2-θf2=62°34'0"第七部分軸的設計7.1高速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數轉速n=480r/min；功率P=3.07kW；軸所傳遞的轉矩T=61080.21N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查表可知標準軸孔直徑為25mm故取dmin=25（4）軸的結構設計a.軸的結構分析高速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，長L=36mm；定位軸肩直徑為30mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度第1段：d1=25mm，L1=48mm第2段：d2=30mm（軸肩），L2=44mm第3段：d3=35mm（與軸承內徑配合），L3=17mm第4段：d4=40mm（軸肩），L4=79mm第5段：d5=35mm（與軸承內徑配合），L5=17mm第6段：d6=30mm（與主動錐齒輪內孔配合），L6=49mm軸段123456直徑(mm)253035403530長度(mm)484417791749（6）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力小錐齒輪所受的徑向力小錐齒輪所受的軸向力帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Fp=1086.97N第一段軸中點到軸承中點距離La=76.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=96mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=42mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1086.97Na.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內的支反力軸承B在水平面內的支反力軸承A在垂直面內的支反力軸承B在垂直面內的支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：b.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩截面B在水平面內彎矩截面C在水平面內彎矩截面D在水平面內彎矩c.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩截面B在垂直面內彎矩截面C在垂直面內彎矩截面D在垂直面內彎矩d.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩截面B處合成彎矩截面C處合成彎矩截面D處合成彎矩e.繪制扭矩圖f.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩截面B處當量彎矩截面C處當量彎矩截面C處當量彎矩g.校核軸的強度其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。7.2低速軸設計計算（1）已經確定的運動學和動力學參數轉速n=231.88r/min；功率P=2.92kW；軸所傳遞的轉矩T=120260.48N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖a.軸的結構分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=12×8mm(GB/T1096-2003)，長L=32mm；定位軸肩直徑為33mm；聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=28mm，L1=60mm第2段：d2=33mm（軸肩），L2=63mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=35mm（與軸承內徑配合），L3=18mm（軸承寬度）第4段：d4=45mm（軸肩），L4=122.5mm（根據齒輪寬度確定）第5段：d5=40mm（與大錐齒輪內孔配合），L5=45.5mm（比配合的齒輪長度略短，以保證齒輪軸向定位可靠）第6段：d6=35mm（與軸承內徑配合），L6=35mm（由軸承寬度和大錐齒輪端面與箱體內壁距離確定）軸段123456直徑(mm)283335454035長度(mm)6063181224635（5）彎曲-扭轉組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力大錐齒輪所受的徑向力大錐齒輪所受的軸向力c.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到齒輪中點距離La=49.25mm，齒輪中點到軸承中點距離Lb=154.75mm，軸承中點到第一段軸中點距離Lc=102.5mma.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=2607N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：b.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：在水平面上，軸截面B處所受彎矩：在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：在水平面上，軸截面D處所受彎矩：在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：在垂直面上，大錐齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：c.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩：截面C左側合成彎矩：截面C右側合成彎矩：截面D處合成彎矩：d.繪制扭矩圖e.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：截面B處當量彎矩：截面C左側當量彎矩：截面C右側當量彎矩：截面D處當量彎矩：f.校核軸的強度因大錐齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數為抗扭截面系數為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。第八部分滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020735721754.2根據前面的計算，選用30207軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/Fr≤e時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=54.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九部分鍵聯接設計計算9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長36mm。鍵的工作長度l=L-b=28mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長36mm。鍵的工作長度l=L-b=28mm小錐齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力9.3低速軸與大錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長32mm。鍵的工作長度l=L-b=20mm大錐齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力9.4低速軸與鏈輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長45mm。鍵的工作長度l=L-b=37mm鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力第十部分減速器的密封與潤滑10.1減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。10.2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇全損耗系統用油(GB443-1989);，牌號為L-AN10。10.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據齒輪圓周速度判斷。由于V齒＞2m/s，所以均選擇油潤滑。第十一部分減速器附件11.1油面指示器用來指示箱內油面的高度，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。11.2通氣器由于減速器運轉時，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。11.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。11.4窺視孔和視孔蓋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。11.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對由箱蓋和箱座通過聯接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。11.6啟蓋螺釘由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。11.7螺栓及螺釘用作安裝連接用。第十二部分減速器箱體主要結構尺寸箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據地腳螺栓的