1、目 錄一、設計任務書.1二、動力機的選擇.2三、計算總傳動比及分配各級傳動比4四、計算傳動裝置的運動和動力參數.4五、傳動件的設計計算(V帶及齒輪).5六、軸的設計計算. . . . . . .18七、滾動軸承的選擇及計算.31八、鍵聯接的選擇及校核計算.35九、聯軸器的選擇.36十、潤滑方式，潤滑油牌號及密封裝置的選擇.36十一、箱體及其附件結構的設計.37十二、設計總結.39十三、參考文獻.40（ 注：內容用四號宋體）計算說明結果 一、設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1、總體布置簡圖：2、工作情況：載荷平穩、單向旋轉3、原始數據：輸送帶的牽引力F（k

2、N）：2.4輸送帶滾筒的直徑D（mm）：460輸送帶速度V（m/s）：1.4帶速允許偏差（）：5使用年限（年）：8工作制度（班/日）：24、 設計內容：1) 電動機的選擇與運動參數計算2) 圓柱斜齒輪1、2設計計算；3) 圓柱斜齒輪3、4設計計算；4) 軸的設計；5) 滾動軸承的選擇；6) 鍵和聯軸器的選擇與校核；7) 裝配圖、零件圖的繪制；8) 設計計算說明書的編寫。5、設計任務：1) 減速器總裝配圖一張；2) 齒輪和軸零件圖各一張；3） 設計說明書一份；二、電動機選擇1、電動機功率計算1) 卷筒軸的輸出功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構

3、和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：（8） ； ； ；（9） ； =0.96則2、卷筒的轉速的計算3、計算電動機的滿載轉速 、 分別代表電動機至高速軸軸，、軸，、軸的傳動比展開式二級圓柱齒輪減速器 ， 取 單級圓柱齒輪傳動，常用傳動比為35，取 單級V帶傳動，常用傳動比為24， 取 4、電動機類型和結構型式按工作要求和條件，選用Y132S-4電動機。它的結構型號為Y132S4的電動機。主要性能如下表：電動機型號額定功率kw滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量kg額定轉矩額定轉矩Y132S-45.514402.22.368同步轉速，4級三、計算總傳動比及分配各級傳動比1、傳動裝置的總傳動比要求為（10

4、） 在i=16160內，符合條件故 四、計算傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速的計算 式中為電動機滿載轉速，單位為；、分別為、軸的轉速，單位為；軸為高速軸，軸為低速軸；、依次為電動機軸至高速軸軸，軸，、軸間的傳動比。2各軸輸入功率式中為電動機輸出功率，單位為kw； 、為、軸的輸入功率，kw；、依次為電動機軸與軸、軸、軸間的傳動效率。3各軸輸入轉矩T(Nm)1） 電動機軸的輸出轉矩，單位為 2） 各軸轉矩式中、為、軸的輸入轉矩，單位為。3）將計算結果匯總列表備用。軸轉速r/min功率kw轉矩Nm軸679.23.875438軸174.173.71203.68軸58.13.56586.78五、傳動

5、件的設計計算（一）設計計算帶輪和帶已知帶傳動的工作條件：兩班制（每班8小時），連續單向運轉，載荷平穩，電動機轉速in，傳動比允許誤差5%。1確定計算功率 由工作情況系數表查得 故2、選擇V帶型 根據、且由由參考文獻【1】圖8-11可選用A型3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速(1)、初選小帶輪的基準直徑。由參考文獻【1】表8-8可取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速 因為5m/s7.16m/s90 包角滿足條件（6）.計算帶的根數z1、計算單根V帶的額定功率 根據=1440r/min 和=95mm 用插值法求得=1.189kw 根據=1440r/min，=2.12和A 型帶，查表（8-4b）得查表（8

6、-5）得 查表（8-2）得 所以 =(+)=(1.189+0.169) 0.9580.93=1.21kw2、計算V帶的根數ZZ= =4.884/1.21=4.05 故取4根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值根據參考文獻【1】149頁表8-3查得q=0.10kg/m（F0）min500+q=142.4N應使帶的實際初拉力（11） 計算帶傳動的壓軸力Fp=2Zsin(/2)=1128.9N（二）、齒輪傳動設計及計算1、軸傳動的齒輪設計已知：輸入功率 軸轉速，傳動比，工作壽命8年，設每年工作300日兩班制，每班8小時，工作平穩轉向不變。1）、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數a、 選用圓柱斜齒齒

7、輪傳動b、 選用8級精度c、 材料選擇小齒輪40Cr調質處理HB=280HBS大齒輪45鋼調質處理HB=240HBSd、 選小齒輪齒數 取e、選取螺旋角 初選螺旋角2)、按齒面接觸強度計算:即： d1t= （1）確定公式中的各計算數值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩綜合選擇Kt=1.6b.由參考文獻【1】圖10-30選取區域系數=2.433c.由參考文獻【1】圖查得, ,則d.由參考文獻【1】表選取齒寬系數e.由參考文獻【1】表（10-6）查得材料的彈性影響系數f.由參考文獻【1】圖10-21d查得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.計算應力循環次數i、由參考文獻【1】圖

8、10-19查取接觸疲勞壽命系數=0.92 =0.94 取失效率為1%，安全系數s=1 =/S=552Mpa= /S=517 Mpa=(+)/2=534.5 Mpa3）、計算（1）、試算小齒輪分度圓直徑（2）、計算圓周速度:（3)計算齒寬b及模數b=d=145.97mm=45.97mm=cos/=1.859mmh=2.25=2.251.859mm=4.182mmb/h=45.97/4.182=10.99（4）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.903（5）、計算載荷系數K已知使用系數，根據，8級精度，由參考文獻【1】圖（10-8）查得動載荷系數；由參考文獻【1】表（10-4）查得的值為由參

9、考文獻【1】圖（10-13）查得； 由參考文獻【1】表（10-13）查得載荷系數 （6）、按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑， =52.31mm（7）、計算模數= cos/=2.11mm4）、按齒根彎曲強度設計由式 (1)確定計算參數a 計算載荷系數:b 根據縱向重合度=1.903,從參考文獻【1】圖（10-28）查得螺旋角影響系數c 計算當量齒數 ，d 由參考文獻【1】圖10-5查得由參考文獻【1】表10-5 查得e 由參考文獻【1】10-20C查得=500 MPa =380 MPa由參考文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89f 計算彎曲疲勞應力:取安全系數S=1.4,

10、由參考文獻【1】10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPag 計算大小齒輪的，并比較 且（2）、計算法向模數對比計算結果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=56.49mm來計算應有的模數,于是有:取2mm；則故取=26 則 取4）、幾何尺寸計算a 計算中心距 將中心距圓整為132mmb 按圓整后的中心距修正螺旋角 因為值改變不多，故參數、當不必修正=c 確定齒輪齒寬 圓整后取主要尺寸列表齒輪I，II齒數模數（mm）分度圓直徑（mm）齒寬螺旋角中心距材料I26253.636013240CrII1022210. 5545鋼2、軸傳動的齒輪設計已知輸入功率為 軸轉

11、速為174.17傳動比，工作壽命8年按每年工作300天計算，兩班制，工作平穩，轉向不變（1） 選定齒輪類型，圓柱齒輪傳動1）選用斜齒，圓柱齒輪傳動2） 選用8極精度3） 材料選用小齒輪40Cr調質處理HB=280HBS 大齒輪45鋼調質處理HB=240HBS4） 選取螺旋角 初選螺旋角5） 選小齒輪齒數 大齒輪齒數（2）、按齒面接觸強度計算:1）確定公式中的各計算數值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩綜合選擇Kt=1.6b.由參考文獻【1】圖10-30選取區域系數c.由參考文獻【1】圖10-26查得則d.由參考文獻【1】10-7選齒寬系數=1e.由參考文獻【1】表10-6查得材料的彈性影響系

12、數=189.8MPaf.由參考文獻【1】圖10-21d查得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由參考文獻【1】式10-13計算應力循環系數i、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.94 =0.97 取失效率為1%，安全系數s=1 =/S=564Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=548.75 Mpa2）、計算(1)、小齒輪分度圓直徑（2）、圓周速度:=/601000=0.65m/s（3）、計算齒寬b及模數b=d=171.84mm=71.84mm=cos/ =2.904mmh=2.25=6.534mmb/h=71.84/6.525=10.99(4)、計算縱向重合度=

13、0.318=1.903由參考文獻【1】表10-8.10-4.10-13.10-13分別查得:故 載荷系數（5）、按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑由參考文獻【1】式10-10a得 =80.01mm（6）、計算模數= cos/=3.23mm3）、按齒根彎曲強度設計 由公式（1）、確定計算參數a根據縱向重合度=1.903,從參考文獻【1】圖10-28查得螺旋角影響系數 =2.079b 計算當量齒數 ，c 查取齒形系數由參考文獻【1】表10-5查得由參考文獻【1】圖10-20C查得=500 MPa =380 MPa由參考文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞極限=0.90,=0.94d 計算彎曲疲勞應力:

14、取安全系數S=1.4,由公式得:=/S=321.43 MPa=/S=255.14 MPae 計算大小齒輪的 并加以比較 且(2)設計計算 mm.對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，取mm已可滿足彎曲強度且需滿足解觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=88.45mm來計算齒數,于是有: 取 則4）、幾何尺寸計算a 計算中心距 中心距圓整為160mmb 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數、當不必修正c 計算大、小齒輪的分度圓直徑=d 計算齒輪寬度 圓整后取主要尺寸列表如下齒輪III，IV齒數模數（mm）分度圓直徑（mm）齒寬螺旋

15、角中心距材料III312.5808516040CrIV932,52408045六、軸的設計計算（一）、為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為（2）（3） （一）、軸的尺寸設計計算1高速軸設計1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-3，取2）初算軸的最小直徑（4）高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大5%，=18.93mm。查表選取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示名稱ABCDE尺寸605029.2511360名稱FGd1d2d3尺寸1029.25202530名稱

16、d4d5d6d7尺寸3453.633430首先確定個段直徑A段：=20mm 由最小直徑算出B段：=25mm，根據油封標準，選擇氈圈孔徑為25mmC段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑D段：=34mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmE段：=53.63mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據參考文獻【2】F段：=34mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmG段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑第二、確定各段軸的長度A段：=2f+3e=63mm依據參考文獻【1】表8-10圓整后取=60mmB段：=50mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然

17、后圓整取50mmC段：=29.25mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度，依據參考文獻【2】7-18 =T+b=17.25+12mm=29.25mmD段：=113mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=113mmE段：，齒輪的齒寬F段：，T=17.25mm，=a-b+8=14-12+8mm=10mmG段：=29.25mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度， =T+b=17.25+12mm=29.25mm軸總長L=350.25mm2、軸的設計計算輸入功率P=3.21kw，轉速n=174.17,T=203.67軸的材料

18、選用40Cr，調質處理，查參考文獻【1】表15-3，取所以軸的直徑：因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大5%，=28mm。圓整為軸的設計圖如下：名稱ABCDE尺寸44.2581215146.25名稱d1d2d3d4d5尺寸3544504035首先，確定各段的直徑A段:=35mm,與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合B段：=44mm, 非定位軸肩C段：=50mm, 定位軸間D段：=40mm, 非定位軸肩E段：=35mm，與軸承（圓錐滾子軸承30207）配合然后確定各段距離：A段： =44.25mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度B段：=81mm,與齒輪配合安裝C段：=21m

19、m,箱體內壁寬度減去已確定尺寸D段：=51mm,與齒輪配合安裝 E段：=46.25mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度3、軸的設計計算輸入功率P=3.57KW,轉速n =58.1r/min,T=586.74 軸的材料選用40Cr（調質），可由參考文獻【1】表15-3查得=100所以軸的直徑: =39.5mm。因為軸上有一個鍵槽，故最小直徑加大5%，=39.83mm 圓整后取=45mm軸設計圖 如下：名稱ABCDE尺寸49.7576108133.75名稱FGd1d2d3尺寸5082505460名稱d4d5d6d7尺寸54504845首先，確定各軸段直徑A段: =50mm,

20、 與軸承（圓錐滾子軸承30210）配合B段: =54mm,非定位軸肩,h取2mm C段: =60mm,定位軸肩，取h=3mmD段: =54mm, 非定位軸肩，h=2mmE段: =50mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30210）配合F段: =48mm,非定位軸間h=1.5mmG段: =45mm,聯軸器孔長度然后、確定各段軸的長度A段: =49.75mm,由軸承（圓錐滾子軸承30210）寬T=21.75mm 和軸套長擋油環b=12mm齒輪齒轂比軸段寬4mm，所以 B段: =76mm，與齒輪配合，齒輪齒寬減去4mm，便于安裝C段: =10mm,定位軸間取 10mm D段: =81mm,由箱體的內部尺寸減

21、去各部尺寸軸的總長L=382.25mmE段: =33.75mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30210）配合 T=21.75mm 擋油環寬b=12mm 故=T+b=33.75mm F段: =50mm, 考慮箱體壁厚以及端蓋厚度和便于取下端蓋螺釘G段：=82mm，與聯軸器配合，比聯軸器工作段短2mm 即 （二）軸的校核計算,1、第一根軸:已知：設該齒輪軸齒向是右旋，受力如下圖：a 由材料力學知識可求得水平支反力: b 垂直支反力: c 合成彎矩d 由圖可知,危險截面在*右邊W=0.1=0.1 =2700 =/W=45.92MPa70MPa軸材料選用40Cr 查參考文獻【1】表（15-1）得符合強度條件

22、2、第二根軸求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如下圖：由材料力學知識可求得a 水平支反力: 垂直支反力: c 合成彎矩d 由圖可知,危險截面在*右邊W=0.1=8518.4 =/W=36.69MPa70MPa軸材料選用40Cr 查參考文獻【1】表（15-1）符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：H設該齒輪齒向是左旋，受力下圖：由材料力學知識可求得a 水平支反力: b 垂直支反力: c 合成彎矩d 由圖可知,危險截面在*邊 W=0.1=15746.4 =/W=40.4MPa1.2軸承端蓋外徑102,112,130D-軸承外徑軸承連接螺栓距離S131,145.5,162盡量靠近，一

23、般取S=注釋：a取低速級中心距，a=160mm名稱規格或參數材料窺視孔窺視蓋140120（設計手冊11-4）Q235通氣塞M201.5（設計手冊表11-5）Q235軸承蓋凸緣式軸承蓋六角螺栓（M8）HT150定位銷圓柱銷GB/T 119.1-2000827（設計手冊4-4）45油標尺桿式游標M16(設計手冊7-10)45油塞M201.5（設計手冊7-11）Q235起蓋螺釘M1245（設計手冊3-9）Q235吊裝置吊耳，孔徑18HT200十一、設計總結:通過這十多天的努力,我終于將機械設計課程設計完成了。在此次設計過程中,我遇到了很多困難,一次又一次地在修改著，這也充分暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足。由于我上學期請假，沒有學材料力學，機械原理這兩門課，從而在設計上我更加地吃力。還好，在宋老師的精心指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決。