我的設計任務為：

工作拉力F：1800N；運輸帶工作速度v=1.3m/s：運輸帶滾筒直徑D=300mm

注：本實驗平臺的參數化箱體零件適用于端蓋直徑均不大于130mm,兩蓋中心距不大于

170mm的減速箱，如超出此范圍需手動改模型。

按照以下提示確定減速箱各零件參數：

一、選擇電動機

1.選擇電動機類型

圓周速度V：

v=1.3m/s

工作機的功率Pw：

FXV1800X1.3

Pa=1000=-1000-=234KW

電動機所需工作功率為：

Pw2.34

斷陽=場藥=2.81KW

工作機的轉速為：

60X1000V60X1000X1.3,.

n=-------=-------------2----=82.8r/mm

nXDnX00

2、確定電動機功率，魂定電動機轉速.

經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i]=2~4,一級圓柱斜齒輪減

速器傳動比i2=3?6,則總傳動比合理范圍為ia=6~24,電動機轉速的可選范圍為

nd=iaXn=(6X24)X82.8=500-1987r/mino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Y132Ml-6的三相異步電動

機，額定功率為4KW,滿載轉速nm=960r/min,同步轉速1000i7min。

電動機主要外形尺寸:

中心高外形尺寸地腳螺栓地腳螺栓電動機軸鍵尺寸

安裝尺寸孔直徑伸出段尺

寸

HLXHDAXBKDXEFXG

132mm515X315216X17812mm38X8010X33

二、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比

(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：

ia=nm/n=960/82.8=l1.6

(2)分配傳動裝置傳動比：

ia=ioXi

式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過

大，初步取io=4,則減速器傳動比為：

i=ia/io=11.6/4=2.9

三、計算傳動裝置的運動和動力參數

(1)各軸轉速：

輸入軸：3=nm/io-960/4=240r/min

輸出軸:nn=ni/i=240/2.9=82.76r/min

工作機軸：nm=nn=82.76r/min

（2）各軸輸入功率:

輸入軸：Pi=PdXni=2.81X0.96=2.7KW

輸出軸：Pn=PiX中?巾=2.7X0.98X0.97=2.57KW

工作機軸:Pm=PnXr)2-r|4=2.57X0.98X0.99=2.49KW

則各軸的輸出功率：

輸入軸：P：=P(X0.98=2.65KW

輸出軸：Pn'=PnX0.98=2.52KW

工作機軸：Pm=PmX0.98=2.44KW

(3)各軸輸入轉矩：

輸入軸：Ti二TdXioX中

電動機軸的輸出轉矩：

Td=9550X—=9550=27.96Nm

you

nm

所以：

輸入軸：Ti=TdXi0Xr|i=27.96X4X0.96=107.37Nm

輸出軸：Tn=T]XiXr|2Xr)3=107.37X2.9X0.98X0.97=296.0Nm

工作機軸：Tm=TnXrpX中=296.0X0.98X0.99=287.2Nm

輸出轉矩為：

輸入軸：TI'=TIX0.98=105.2Nm

輸出軸：Tn'=TIIX0.98=290.1Nm

工作機軸：Tin=TinX0.98=281.5Nm

參數'軸名電動機軸1軸II軸工作軸

轉速n(r/min)96024082.7682.76

功率P(kw)2.812.72.572.49

轉矩T(N.m)27.96107.37296.0287.2

傳動比i42.91

效率n0.9610.9520.97

四、V帶傳動設計

L確定計算功率Pea

由表查得工作情況系數KA=1.2,故

Pea=KAPd=1.2X2.81kW=3.372kW

2.選擇V帶的帶型

根據Pea、nm由圖選用A型。

3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v

1）初選小帶輪的基準直徑dm。由表，取小帶輪的基準直徑＜1山二112mm。

2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度

3Td由h_JTX112X96()_

60X1000=60X1000襁=5.63m/s

因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。

3）計算大帶輪的基準直徑。根據課本公式，計算大帶輪的基準直徑

dd2=ioddi=4X112=448mm

根據課本查表，取標準值為dd2=450mm。

4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld

1）根據課本公式，初定中心距ao=500mm。

2）由課本公式計算帶所需的基準長度

(dd2ddl)2

Ldo-2a()+y(ddl4-dd2H-

JI(450-11

=2X500+yX(ll2+450)+4x50()?1939mm

由表選帶的基準長度Ld=2000mm。

3)按課本公式計算實際中心距ao。

a&ao+(U-Ltio)/2=500+(2000-1939)/2mmR530mm

按課本公式，中心距變化范圍為500?590mm0

5.驗算小帶輪上的包角cu

a1%180°-(dd2-ddi)X57.3°/a

=180°-(450-112)X57.3°/530%143.5°>120°

6.計算帶的根數z

1)計算單根V帶的額定功率耳。

由d<ii=112mm和nm=960r/min,查表得Po=1.16kW。

根據rim=960r/min,io=4和A型帶,查表得APo=0.11kW。

查表得Ka=0.9,查表得KL=1.03,于是

Pr=(Po+APo)KaKL=(1.16+0.11)x0.9X1.03kW=1.18kW

2)計算V帶的根數z

z=Pca/Pr=3.372/1.18=2.86

取3根。

7.計算單根V帶的初拉力Fo

由表查得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m,所以

(2.5-K)P

'an7ca

qv2

Fo=500-

(2.5-0.9)X4.03°

=500X——-77——+0.105X5.632N=162.4N

8.計算壓軸力FP

FP=2zF0sin(ai/2)=2X3X162.4Xsin(143.5/2)=925.39N

9.主要設計結論

帶型A型根數3根

小帶輪基準直徑112mm大帶輪基準直徑450mm

ddldd2

V帶中心距a530mm帶基準長度Ld2000mm

小帶輪包角a1143.5°帶速5.63m/s

單根V帶初拉力162.4N壓軸力Fp925.39、

F0

五、齒輪設計

1、大小齒輪齒數

2、模數、中心距、螺旋角、分度圓直徑以及齒寬等

1.選精度等級、材料及齒數

（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調

質）,齒面硬度為240HBS。

（2）一般工作機器，選用8級精度。

（3）選小齒輪齒數zi=28,大齒輪齒數Z2=28X2.9=81.2,取Z2=82。

（4）初選螺旋角0=14°o

（5）壓力角a=20°0

2.按齒面接觸疲勞強度設計

（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即

1)確定公式中的各參數值。

①試選載荷系數KHt=1.6。

②計算小齒輪傳遞的轉矩

Ti=128.33N/m

③選取齒寬系數@d=1。

④由圖查取區域系數ZH=2.44。

⑤查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa,/2o

⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Z.。

端面壓力角：

at=arctan(tanan/cosp)=arctan(tan20°/cos14')=20.561°

aati=arccos[z?cosat/(z?+2hancosP)]

=arccos[28Xcos20.561°/(28+2X1Xcosl40)1=28.89°

aat2=arccos[z2cosat/(z2+2hancosP)]

=arccosl82Xcos20.561°/(82+2X1Xcosl4°)1=23.844°

端面重合度：

￡?=[zi(lanaati-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2n

=[28X(tan28.89°-tan20.561°)+127X(tan23.844°-tan20.561°)]/2n=2.14

軸向重合度：

印二dZitanp/n=1X28Xtan(14°)/n=2.222

重合度系數:

⑦由式可得螺旋角系數

Zp=yjcosB=2cos14=0.985

⑧計算接觸疲勞許用應力KH］

查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為。Hlim產600MPa、OH.2=550MPa。

計算應力循環次數:

8

小齒輪應力循環次數:Ni=60nkth=60X240X1X10X300X2X8=6.91X10

88

大齒輪應力循環次數：N2=60nkth=N|/u=6.91X10/4.57=1.51X10

查取接觸疲勞壽命系數:KHNI=0.89、KHNZ=0.92o

取失效概率為1%,安全系數S=l,得:

K

HN1°Hliml0.89X600

[HH]1=----------§----------------j------=534MPa

KHN20Hlim20.92X550

[OH]2=—S-------j------=506MPa

取［。仙和［OH12中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即

[CH]=[QH]2=506MPa

2）試算小齒輪分度圓直徑

7

二；/2XL6X128.33X1000—2.9+1乂（2.44X189.8X0.53X0.985、

~12.9秋506]

=50.143mm

（2）調整小齒輪分度圓直徑

1）計算實際載荷系數前的數據準備

①圓周速度v

JldltnlnX50.143X240

v=-------------=-------------------------=o63m/s

60X100060X1000

②齒寬b

b=6*11=1x50.143=50.143mm

2）計算實際載荷系數KH

①由表查得使用系數KA=1.25。

②根據v=0.63m/s、8級精度,由圖查得動載系數Kv=1.05。

③齒輪的圓周力

F（i=2Ti/dh=2X1000X107.37/50.143=4282.55N

KAFt|/b=1.25X4282.55/50.143=106.76N/mm>100N/mm

查表得齒間載荷分配系數KHa=1.4O

④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHP=1.346o

則載荷系數為：

KH=KAKVKHOKHP=1.25X1.05X1,4X1.346=2.473

3）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑

3KH3I2473

di=dltA/—=50.143XA/-j-^-=57.98mm

Ht

及相應的齒輪模數

mn=dicosp/zi=57.98Xcos140/28=2.01mm

模數取為標準值m=2mmo

3.幾何尺寸計算

(1)計算中心距

(zl+z2)iun(28+82)X2

；R11

a=~2-c-o--sP-=2Xc--o--s-1-747^=337min

中心距圓整為a=114mm<>

(2)按圓整后的中心距修正螺旋角

(zl+z2)inn(28+82)X2

此arccos~—=arccos=15.22

即：p=15.22°

(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑

,zlmn28X2

di1—c--o--s-P--=c--o--s--1--5-.-2--2---°--=58nmi

□

,z2mn127X2

di=一二=----=1170mm

cosPcos.15.22

(4)計算齒輪寬度

b=QdXdi=1X58=58mm

取ba=58mm、bi=63mmo

5.主要設計結論

齒數zi=28>Z2=82,模數m=2mm,壓力角a=20°，螺旋角15.22°

中心距a=114mm,齒寬bi=63mm、b2=58mmo

6.齒輪參數總結和計算

代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪

模數m2mm2mm

齒數z2882

螺旋角B左15.22右15.22

齒寬b63mm58mm

分度圓直徑d58mm170mm

齒頂身系數ha1.01.0

頂隙系數c0.250.25

齒頂高hamXha2mm2mm

齒根高hfmX(ha+c)2.5mm2.5mm

全齒高hha+hf4.5mm4.5mm

齒頂圓直徑dad+2Xha62mm174mm

齒根圓直徑dfd-2Xhf53mm135mm

六、箱體結構設計

七、軸的初步設計

1、I軸設計

2、II軸設計

1.輸入軸上的功率Pi、轉速m和轉矩Ti

Pl=2.7KWm=240r/minTi=107.37Nm

2.求作用在齒輪上的力

已知小齒輪的分度圓直徑為：

di=58mm

則:

2T

12X107.37X1000

Ft=——=3702.4N

58

dl

Fr=FtX品=3702.4X---------------=1396.5N”

cos15.22

Fa=Fttanf?=3702.4Xtaii15.22°=1007.3NP

3.初步確定軸的最小直徑:

先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取

Ao=112,得:

2.7

dmin=AcX4.3=25.10mm

nl

輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5版故

選取：di2=27mm

4.軸的結構設計圖

5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，1-口軸段右端需制出一軸肩，故取

11=111段的直徑d23=35mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D

38mm。大帶輪寬度B=63mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸

的端面上，故段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現取h2=61mm,

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d23=35mm,由軸承產品目錄中選擇單

列圓錐滾子軸承30208,其尺寸為dXDXT=40X80Xl9.75mm,故d34=d78=40

mm,取擋油環的寬度為15,則134=178=19.75+15=34.75mm。

軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度

h=3.5mm,因此,取cks=d67=47mm。

3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一

體而成為齒輪軸。所以卜6=B=63mm,（156=di=57.807mm

4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定

距離,取1=50mm。

5）取齒輪距箱體內壁之距離△=16mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾

動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm,則

145=△+s-15=16+8-15=9mm

167=△+s-15=16+8-15=9mm

至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。

6.軸的受力分析和校核

1）作軸的計算簡圖（見圖a）:

根據30208軸承查手冊得a=16.9mm

帶輪中點距左支點距離Li=(63/2+50+16.9)mm=98.4mm

齒寬中點距左支點距離L2=(63/2+34.75+9-16.9)mm=58.4mm

齒寬中點距右支點距離L3=(63/2+9+34.75-16.9)mm=58.4mm

2）計算軸的支反力:

水平面支反力（見圖b）：

FtL34439.9X58.4

Fnhi=L2+L3=58.4+58.4=2220N

FtL24439.9X58.4

FNH2=L2+L3=58.4+58.4=2220N

垂直面支反力(見圖d)：

FrL3+Fad1/2?Fp(L1+L2+L3)

FNVI=L2+L3

!668.1X58.4+1136.8X57.807/2-1233.59X(98.4+58.4+58.4)

-58.4458.4=-l157.5N

FrL2-Fadl/2+FpLl1668.1X58.4-1136.8X57.807/2+1233.59X98.4

FNV2L2+L358.4+58.4

=1592N

3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：

截面C處的水平彎矩：

MH=FNHIL2=2220X58.4Nmm=129648Nmm

截面A處的垂直彎矩：

Mvo=FpLi=1233.59X98.4Nmm=121385Nmm

截面C處的垂直彎矩：

Mvi=FNVIL2=-1157.5X58.4Nmm=-67598Nmm

MV2=FNV2L3=1592X58.4Nmm=92973Nmm

分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。

截面C處的合成彎矩：

Mi=A/M+M=146212Nmm

rUiVV11

/22

M=A/M+M=159539Nmm

2\JUHVVOZ

作合成彎矩圖（圖f）o

4）作轉矩圖（圖g）。

5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：

通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要

時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式

（14-4）,取a=0.6,則有：

Mca^Mj+（aT1）2[1462122+（0.6X128.33X1000）2

2R=W=0.1X57.8073“Pa

=8.6MPa^la-i]=60MPa

故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的

影響）。軸的彎扭受力圖如下:

7.2輸出軸的設計

1.求輸出軸上的功率P2、轉速2和轉矩T2

P2=2.57KWn2=82.76r/minT2=296.0Nm

2.求作用在齒輪上的力

已知大齒輪的分度圓直徑為:

<12=270mm

貝IJ：

2T)2X296.0X1000

Ft=~~-----------------------=2192.6N“

270

日2

tana

Fr=RX"

=2192.6Xtan20°/cos15.22°=827.05N

Fa=Fttanp=2192.6Xtan15.22°=596.54N

3.初步確定軸的最小直徑

先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:Ao

=112,于是得

2.57

dmm=A。X=112XA-------=35.2mm

82.76

n2

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑

52與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。

聯軸器的計算轉矩Tea=KAT2,查表，考慮轉矩變化小，故取KA=1.5,則:

Tea=KAT2=1.5X296.0=444Nm

按照計算轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB"4323-2002或

手冊，選用ET9型聯粕器。半聯軸器的孔徑為50mm故取52=50mm,半我軸

器與軸配合的轂孔長度為84mm。

4.軸的結構設計圖

5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，ITI軸段右端需制出一軸肩，戰取

II-TTI段的直徑d23=57mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=

60mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半

聯軸器上而不壓在軸的端面上，故「II段的長度應比L略短一些，現取1口=82

mm。

2）初步選擇滾動釉承。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d23=57mm,由軸承產品目錄中選取單

列圓錐滾子軸承30212,其尺寸為d*DXT=60mmX110mmX23.75mm,故dg

=d67=60mm,取擋油環的寬度為15,則kz=23.75+15=38.75mm

右端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得30212型軸承的定位

軸肩高度h=4.5mm,因此，取ds6=69mm。

3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=65mm；齒輪的左端與左軸承

之間采用擋油環定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=58mm,為了使擋油環端面

可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取145=56mm。

4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一

定距離，取卜3二50mm。

5）取小齒輪端面距箱體內壁之距離△二16mm,考慮箱體的鑄造誤差，在

確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm,己知滾動軸承的

寬度T=23.75mm,則

134=T+s+A+2.5+2=23.75+8+16+2.5+2=52.25mm

I56=s+A+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm

至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。

6.軸的受力分析和校核

1）作軸的計算簡圖（見圖a）:

根據30212軸承查手冊得a=22.3mm

齒寬中點距左支點距離L2=（58/2-2+52.25-22.3）mm=57mm

齒寬中點距右支點距離L3=（58/2+11.5+38.75-22.3）mm=57mm

2）計算軸的支反力：

水平面支反力（見圖b）:

FiL34252.6X57

一-2126.3N

FNHIL2+L357+57

FtL24252.6X57

=2126.3N

FNH2=L2+L357+57

垂直面支反力（見圖d）：

「FrL3+Fad2/21597.7X57+1088.9X262.194/2

Fnv,-L2+L3：-57+57-2051.1N

「Fad2/2-FrL21088.9X262.194/2-1597.7X57

FNV2-ir，-l上3-453.4N

3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：

截面C處的水平彎矩：

MH=FNHIL2=2126.3X57Nmm=121199Nmm

截面C處的垂直彎矩：

Mvi=FNVIL2=2051.1X57Nmm=116913Nmm

Mvz=FNV2L3=453.4X57Nmm=25844Nmm

分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。

截面C處的合成彎矩:

/22

Mi==168398Nmm

/-22~

M=\M?+M=123924Nmm

2\lHvVoZ

作合成彎矩圖（圖f）。

4）作轉矩圖（圖g）。

5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：

通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要

時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式

(14-4),取ct=0.6,則有:

McaAM+(aT3)2

[1683982-(0.6X557.5*1000)2

MPa

W-W0.1*653

=13.6MPa^[Q-i]=60MPa

故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的

影響）。軸的彎扭受力圖如下:

八、鍵、軸承、聯軸器選擇

8.1輸入軸鍵選擇與校核

校核大帶輪處的鍵連接:

該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=8mmX7mmX5（）mm,接觸長度:1'二

50-8=42mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：

T=0.25hfd[oF]=0.25X7X42X28X120/1000=247Nm

T2Ti，故鍵滿足強度要求。

8.2輸出軸鍵選擇與校核

1）輸出軸與大齒輪處鍵

該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=18mmX11mmX50mm,接觸長度:「二

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