1、機械設計課程設計目錄 總體方案設計、設計要求設計步驟211.2.3.4.5.傳動裝置總體設計方案電動機的選擇計算傳動裝置的傳動比及各軸參數的確定齒輪的設計滾動軸承和傳動軸的設計附：兩根軸的裝配草圖6. 鍵聯接設計7. 箱體結構的設計8. 潤滑密封設計設計小結20參考資料、總體方案設計課程設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計（簡圖如下16181920.41 V帶傳動2電動機3 -圓柱齒輪減速器4聯軸器5輸送帶6 -滾筒1. 設計課題:設計一用于帶式運輸上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機連續工作，使用壽命5年，每年3651.25倍，輸送帶速度允天，每天24小時，傳動不逆轉，載荷平穩，起動載荷為名義載荷的許

2、誤差為+_5%2.原始數據：題號 3第一組運送帶工作拉力 F/KN運輸帶工作速度v/（m/s）滾筒直徑D/mm1.91.6400二、設計要求1 .減速器裝配圖1張（三視圖，A1圖紙）;2. 零件圖兩張（A3圖紙，齒輪，軸，箱體）；3.設計計算說明書1份（8000字左右）。三、設計步驟1.傳動裝置總體設計方案外傳動機構為V帶傳動。減速器為一級展開式圓柱齒輪減速器。3)V帶傳動;聯軸器;2電動機;5輸送帶;3圓柱齒輪減速器;6-滾筒傳動方案擬定:采用V帶傳動與齒輪傳動的組合,即可滿足傳動比需求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖,吸振性能。適應大起動轉矩工況要求,結構簡單，成本低，使用維護方便。2、電動

3、機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用丫系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為PwF v 1900 1.6 3.04kW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為6 0.82由機械設計基礎課程設計指導書表2-3可知:n：帶傳動0.96 (球軸承)n：齒輪傳動的軸承 0.99(8級精度一般齒輪傳動)n：齒輪傳動0.97 (彈性聯軸器)n：聯軸器0.97n：卷筒軸的軸承0.98n：卷筒的效率0.96所以電動機所需工作功率為PdFv1000聖3 3.7KW1000 0.823) 確定電動機轉速V帶傳動的傳動比i 1=(2-4)，單級齒輪

4、傳動比i 2 =(3-5)，一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為i= (6-20 ),而工作機卷筒軸的轉速為nw亜衛理76.4r/minD所以電動機轉速的可選范圍為:nd inw (620) 76.4(458 1528)r/min根據電動機類型、容量和轉速,由機械設計基礎課程設計指導書附錄8,附表8-1選定電動機型號為 Y132M1-6。其主要性能如下表:電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)啟動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y1600M1-847202.02.0Y132M1-649602.02.0綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素， 為使傳動裝置結構緊湊， 決定選用Y13

5、2M1-6。同步轉速為looor/min的電動機，所以電動機的類型為3. 計算傳動裝置的傳動比i及各軸參數的確定(1) 傳動比i為i13nw 76 .4(nm為電動機滿載轉速，單位： r/mi n )分配各級傳動比時由機械設計基礎課程設計指導書表圓柱直齒輪傳動比范圍i 1= (3 5)V帶傳動范圍(2 4)取值i0=3所以i=131).各軸的轉速II 軸卷筒軸_ nm1 =i0n2niiinwn2960320r/min376.4r/min4.18876.4r / minnm為電動機的滿載轉速r/min ; ni、rn 為 I 軸、II 軸(I軸高速軸、II軸為低速軸)的轉速，i 0電動機至軸的

6、傳動比，i 1為I軸至II軸的傳動比。2).各軸的輸入功率電動機軸013.7 0.963.5522 2123.552 0.990.963.2Kw滾筒軸 Pw P23.2 0.98 0.963.01Kw3).各軸的輸入轉矩II電動機軸的輸出轉矩Td為:Td9550Ti滾筒軸Pd9550nm3.79609550P1/n19550T29550P2/n2T 卷 9550 Pw/nw36.8N m3.552/320106.01N m9550 3.2/76.4400N m9550 3.01/76.4376.25N m將上述計算結果匯總如下表所示:軸名功率P/kw轉矩T/(N m)轉速 n/(r/min)傳

7、動比i效率I軸3.552106.0132030.97II軸3.240076.44. 1180.90卷同軸3.01376.2576.4電動機3.736.89604. 齒輪的設計 1)選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS;大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選9級精度，要求齒面粗糙度R a <3.26.3 m.(2) 按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（10.22）求出di值。確定有關參數與系數:1）、轉矩TiT1 9.55 106 鬻 1.06 105Nmm2 ）、載荷系數K查表 10.11

8、取 K=1.13 ）、齒數乙齒寬系數d小齒輪的齒數Z1取為25，則大齒輪齒數Z2=100.因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20 選取 d 1。4 ）、許用接觸應力由圖10.24查得H lim 1560 M Pa, Hlim2 530 MPa由表10.10查得5=1。N160 njLh60 320 1 (365* 5* 24)8.4 108N2 Nj/i8 88.4 10 /4.1882 10查圖10.27得ZNT11 .02, Z NT 21.1由式（10.13）可得Z nT1 H Iim11 sH1.02 560 M Pa1571M PaZNT2 H lim 22S

9、h583 MPad176.433PTV dU h76.43* 3y H 1052 5 1.1mm62.67mm1 4 5712d1m Z16261mm2.5mm25由表10.3取標準模數m=2.5（3）計算主要尺寸d1mz12.525mm62.5mmd2mz22.5100mm250mmd d11 62.5mm62.5mm經圓整后取b2=65 伽。bib25mm 70mm（4）按齒根彎曲疲勞強度校核Z2-2.5 25 100 mm 156.25mm2由式（10.24 ）得出F則校核合格。確定有關系數與參數:1）齒形系數Yf查表 10.13 得 Yf1=2.65，Yf2=2.18。2）應力修正系數

10、Ys查表 10.14 得 Ys1=1.59，Ys2=1.80。3）許用彎曲應力由圖10.25查得F lim 1210MPa, Flim 2OMPa 。由表10.10查得Sf 1.3。由圖10.26查得YNT1YNT21 。由式(10.14 )可得丫NT1 Flim1 M Pa 162M Pa SF1.3YNT1 F lim 2SF_詈MPa 146MPaF1bTYFYSbm z12 1.1 105 1.34 2.6565 2.52 251.59 MPa 91MPa F 1217.08 MPaF2Yf2Ys2YF1YS291込竺MPa F2.65 1.592146 MPa齒輪彎曲強度校核合格。(

11、5) 驗算齒輪的圓周速度4小1v60 100062口凹 m/s60 10000.938m/S由表10.22可知，選9級精度是合適的。(6) 計算幾何尺寸及繪制齒輪零件工作圖。略。將上述計算結果整理如下表所示:名稱小齒輪(mm)大齒輪(mm)分度圓直徑d62.，5250齒頂高ha2.52.5齒根高df3.753.75齒全高h6.256.25齒頂圓直徑da64.5252齒根圓直徑df55242.5基圓直徑db58.73234.92中心距a156.25傳動比i4(1)確定計算功率Pc由表8.21查得K=1.3 ,由式(8.12 )得PcKaP1.3 5.5kW7.15kW5 V帶的設計(2) 選取普

12、通 V帶型號根據 Fc=7.15kW、n 1=960r/min，由圖8.12選用B型普通V帶。(3)確定帶輪基準直徑dd1、dd2根據表8.6和圖8.12選取 dd1=140mm 且 dd2=140mm> ddmin=125mm大帶輪基準直徑為d d2n1 dd1 960140 468.99 469.0mmn2286.57按表8.3選取標準值dd2=500mm則實際傳動比i、從動輪的實際轉速分別為.如 469.0'dd1 1403.35n2 n/ 3653.35286.57r/min從動輪的轉速誤差率為285.57 286.57286.57100% 0%在 5%以內為允許值。(4

13、) 驗算帶速vd di niv 60 10001409607.03m/s60 1000(7)由式根據帶速在525m/s范圍內。（5）確定帶的基準長度 Ld和實際中心距a按結構設計要求初定中心距a0=1500mm由式（8.15 ）得由表8.4選取基準長度Ld=4000mm由式（8.16 ）的實際中心距 a為a a011003150 3414.35967.825mm中心距a的變化范圍為amina max（6 ）校驗小帶輪包角由式（8.17 ）得1800 dd2 dd1 57.3°確定V帶根數z(8.18 )得dd1=140mm n1 =960r/min ，0.015ld 967.8250

14、.03Ld967.8250.015 3150920.575mm0.03 31501062.325mm1800500 140967.82557.3 160.5201200查表8.10，根據內插法可得取 R=2.82kW。由式（ 8.11 ）得功率增量為由表 8.18 查得 Kb=根據傳動比 i=3.35 ，查表 8.19 得 Ki =960r/min 則由表8.4查得帶長度修正系數K=1.13，由圖8.11查得包角系數Ka=0.95，得普通V帶根數圓整得 z=4 。8）求初拉力 F0 級帶輪軸上的壓力 FQ由表8.6查得B型普通V帶的每米長質量 q=0.17kg/m，根據式（8.19 ）得單根V

15、帶的初拉 力為由式（8.20 ）可得作用在軸上的壓力Fq為9）帶輪的結構設計按本章 8.2.2 進行設計（設計過程及帶輪零件圖略）。10 ）設計結果 選用 3 根 B-3150GB/T 11544 1997 的 V 帶，中心距 a=968mm 帶輪直徑 ddi=140mm dd2=469.0mm,軸上壓力 Fcf2067.4N。6. 傳動軸的設計 齒輪軸的設計（1） 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖）(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45并經調質處理，硬度 217255HBS軸的輸入功率為 P = 4.03 KW轉速為 n I =286.57 r/min根據機械設計基礎 P265表14.1得C=1

16、07118.又由式(14.2 )得:d >C (107 118) #(25.85028.556)mm3%- 5%,取(3) 確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加D1=O30mm又帶輪的寬度B= (Z-1 ) +2 =(3-1 )X 18+2X8=52 mm則第一段長度L1=60mm1右起第二段直徑取 D2=O38mm根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶 輪的左端面間的距離為 30mm則取第二段的長度 L2=70mm(3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208

17、型軸承，其尺寸為 d XDXB=40X80X18，那么該段的直徑為 D3=O40mm長度為L3=20mm(因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6 )24右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩, 其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=O48mm長度取L4= 10mm25 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm,分度圓直徑為62.5mm,齒輪的寬度為 70mm貝打此段的直徑為 D5=O67.5mm,長度為 L5=70mm26右起第六段， 為滾動軸承的定位軸肩 , 其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑， 取 D6=48mm長度取L6= 10mm(因為軸承

18、是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6 )27 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=O40mm 長度 L7=18mm(4) 求齒輪上作用力的大小、方向：21 小齒輪分度圓直徑:d1=62.5mm(2作用在齒輪上的轉矩為:6T= 9.55 X10 p/n=134300N mm23求圓周力: FtFt=2T 2/d 2=2X1343OO/25O=1O74.4ON24 求徑向力 FrFr=Ft tan a=1074.40 xtan200=391.05NFt ，Fr 的方向如下圖所示5)軸上支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面

19、的支反力:FA=FB=Ft/2 =537.2N垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承貝 Fa=0那么 FA' =FB' =Fr/2=195.525 N(6) 畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩:水平面的彎矩:MC=P/A24=53.352 N m垂直面的彎矩:MC1 = MC2' =RA X24=19.2 N m合成彎矩:M C1 M c 2Jm c M C1J53352219200256.7N m(7) 畫轉矩圖：T1 =138.952N(8)畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，a =0.6可得右起第四段剖面 C處的當量彎矩:M eC2JMc22(a T)2100.

20、825N mC為危(9)判斷危險截面并驗算強度(1右起第四段剖面 C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面險截面。已知MeC2=100.825 N m ,由課本表13-1有:(T-1 : =60Mpa 貝y：於=MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=100825/(0.1 X483)=9.11 Mpa <1 :(2右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面:Md (a T)20.6 138952 83.371N m3(Te= MD/W= MD/(0.1 D1)3=83.371/(0.1X40 )=13 Nm< 升1 :所以確定的尺寸是安全的 。受力

21、圖如下:IBHBHIIII -I當量報MeLprfrfinirTlinTnTrrrr>,2.輸出軸的設計計算(2)按扭轉強度估算軸的直徑(1)由前面計算得，傳動功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作單向，采用深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經調質處理,硬度 217255HBS根據課本(14.2 )式，并查表14.1，得d ACj? Cl。7"1® 謀(40.7544.93)mm(3)確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%,取(41.9747.18 ),根據計算轉矩

22、 T= 9.55 X106 P/n=527.324 N mTc=RAKr=1.3 X527324=685.49N m查標準 GB/T 5014 2003，選用 HL4 型彈性柱銷聯軸器,半聯軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm(2右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52 m m根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm故取該段長為L2=74mm(3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為 dXDXB=55X90 X18,那么該段的直徑為55mm長度為L3

23、=32(4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%則第四段的直徑取60mm齒輪寬為b=65mm為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm2右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ，定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=O66mm ,長度取L5=11.5mm2右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=O55mm 長度 L6=18mm(4) 按彎扭合成強度校核軸徑按設計結果畫出軸的結構草圖(圖a)1) 畫出軸的受力圖(圖 b)2) 作水平面內的彎矩圖(圖 c 支點反力為)I I 截面處的彎矩為MHi=2003.3 X97/2=97160N mmn n 截面處的彎矩為MHII =

24、2003.3 X23=46076N mm3)作垂直面內的彎矩圖(圖 d)支點反力為FVB=FVA=Fr 2/2=1458.29/2=729.145II截面處的彎矩為Mr 左=FvaL/2=729.145 X97/2=35363.5N mmnn截面處的彎矩為Mi =Fvb-23=729.145 X23=16770.3N mm4) 合成彎矩圖(圖 e)2 2 1/2MI=(35363.5 2+971602) 1/2=103396 N mm5)MII =( 16770.3 2+460762) 1/2=49033 N mm求轉矩圖(圖 f) T=9.55 X106xP/n=9.55 x106X4.20

25、7/76.19=527324 N mm求當量彎矩6)因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數a為0.62 2 1/2I I 截面：MeI=( 60925 +(0.6 X527324 )=322200 N mm2 2 1/2n n 截面：Mii =(49033 +(0.6 X527324 )=320181 N mm8) 確定危險截面及校核強度由圖可以看出，截面II可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面n n進行校核。3I I 截面：b eI=Mei/W=322200/(0.1 X60 )=14.9Mpa3n n 截面：b eII=Me II /W=320181/(0

26、.1 X55 )=19.2Mpa查表得“b : =60Mpa,滿足bewb-1b 的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。根據條件，軸承預計壽命Lh5X365 X24=43800 小時1.輸入軸的軸承設計計算(1) 初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以 P=Fr=391.05NP=fp Fr=1.1 X391.05=430.155N(2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值C'匸竺ft 101430.15560 觀57 43800)1032395.29N(3) 選擇軸承型號查課本P284頁，選擇6208 軸承Cr=29.5KN根據課本式15-5有算得 L

27、h=187589.77 >43800預期壽命足夠此軸承合格其草圖如下:2.輸出軸的軸承設計計算(1) 初步計算當量動載荷 P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以 P=Fr=391.05N(2) 求軸承應有的徑向基本額定載荷值C'啤 Lh)(3) 選擇軸承型號查課本P154頁，選擇6011軸承Cr=30.2KN由課本式11-3有10660n fd P60 71.61 30200 )3 805525 438001.1 391.05預期壽命足夠 此軸承合格 &鍵的設計1) 聯軸器的健 a、選擇鍵的型號：C型鍵由軸徑d1=45mm 在表14.8查得鍵寬 b=14mm鍵

28、高h=9mm L=36160mmL=54mm <(1.6 1.8 ) d=72 81mml 1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得ojy1=4T/(dhl 1)=4 X525.87 X1000/ (45 X9 X47) =110.47MP avlm 】=120 MP a輕微沖擊，由表 14.9 查得)寫出鍵的型號：選鍵為C14X70GB/T1096-1979齒輪鍵的選擇選擇鍵的型號：A型鍵14.8 得軸徑d4=60mm為了使加工方便應盡量選取相同的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表 鍵寬 b=18mm h=11mm, L=50 200mm取 L=56mm l 2=L-18=56-1

29、8=38mm ojy2=4T/(dhl 2)=4X525.87 X1000/ (45X11 X38)=111.79 MP av【Gy】=120 MP a輕微沖擊，由表 14.9查得） b、寫出鍵的型號:取鍵 A18X80GB/T1096-1979 3）輸入端與帶輪鍵選軸徑d4=30mm查表14.8取鍵10X8。即b=10， h=8， L=50 l 2=L-10=60-10=50mm ojy2=4T/(dhl 2)=4X138.95 X1000/(30X8X50)=46.317 V【Gy 】9、聯軸器的選擇 1 ）、計算聯軸器的轉矩 由表 16.1 查得工作情況系數 K=1.3由式 16.1 得

30、主動端T C1=KT2=1.3X400=520N m從動端TC2=KTW=1.3 X376N-m=488.8N m< Tm=1250N-m(附表 9 . 4)由前面可知:d>C =40.23 44.37mm又因為 d=C (1+0.05 )(40.23 44.37 )( 1+0.05 )=42.2446.59mmn2=76. 4 r/min vn=4000r/min由附表9.4可確定聯軸器的型號為彈性柱銷聯軸器2）確定聯軸器的型號HL4 GB5014-2 0 0 3。由其結構取 L=11.5 d=55D=64 10.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結

31、構為了保證齒輪佳合質量,H 7大端蓋分機體采用配合。is61）.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。2）.考慮到機體內零件的潤滑,密封散熱因其傳動件速度小于 12m/s ,故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封,聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度6.3為3）.機體結構有良好的工藝性鑄件壁厚為8mm圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便。4.）對附件設計A 視孔蓋和窺視孔：有便于機械加工出支承蓋板的表面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

32、進行操作， 窺視孔有蓋板， 機體上開窺視孔與凸緣一塊，并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處， 并安排在減速器不與其他部件靠近的一側， 以便放油， 放油孔用螺 塞堵住， 因此油孔處的機體外壁應凸起一塊， 由機械加工成螺塞頭部的支承面， 并加封油圈 加以密封。C 油標： 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。D 通氣孔：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。E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。F 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體。11. 潤滑密封設計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于（1.5-2） 10