1、目 錄一設計要求51.1傳動裝置簡圖51.2原始數據51.3工作條件5二傳動系統的總體設計72.1電動機的選擇7選擇電動機類型7選擇電動機容量7確定電動機轉速72.2傳動裝置運動和動力參數的計算8計算總傳動比及分配傳動比8計算傳動裝置各軸的運動和運動參數8各軸軸轉速8各軸的輸入功率8各軸的輸入轉矩9三 V帶及帶輪結構設計104.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計12選精度等級，材料及齒數12按齒面接觸強度設計124.1.3 按齒根彎曲強度設計14確定參數144.1.3.2 設計計算15幾何中心距計算15齒輪受力分析16五軸的計算175.1 齒輪軸的設計17基本參數17初步確定軸的最小直徑17軸的結構

2、設計17軸的受力分析18按彎扭合成應力校核軸的強度20精確校核軸的疲勞強度205.2低速軸的設計22材料選擇及熱處理22初定軸的最小直徑22軸的結構設計23軸的受力分析24精確校核軸的疲勞強度26六軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算306.1軸承的確定及校核30對初選高速及軸承7306C校核306.1.2對初選低速軸承7211AC進行校核326.2鍵的校核34齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸34大齒輪軸上的鍵346.3聯軸器的校核356.4潤滑密封35七.箱體端蓋齒輪的位置確定37八.設計小結38九、參考文獻39一設計要求1.1傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置如圖所示1.2原始數據帶式運輸機

3、傳動裝置的原始數據：帶的圓周力F/N帶速V(m/s)滾筒直徑D/mm2400N24001.3工作條件三班制，使用十年，連續單向運載，載荷平穩，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的±5%.傳動方案如下圖所示二傳動系統的總體設計2.1電動機的選擇選擇電動機類型按工作要求選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V選擇電動機容量電動機所需工作功率為 又根據帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率傳動裝置的總效率查課本表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對），齒輪轉動效率，V帶的傳動效率；代人得：為工作機效率，所需電動機功率

4、為電動機額定功率約大于，由課本第19章表19-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數，選電動機額定功率=7.5確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為V帶傳動的傳動比為24單級圓柱齒輪減速一般傳動比范圍為36則總傳動比合理范圍為i=624故電動機轉速可選范圍，符合這一范圍的同步轉速有750、960、1440，750不常用，故選擇1440的電動機。其相關數據如下：方案電動機型號額定功率/KW電動機轉速/堵載轉矩最大轉矩同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩1Y132M-47.5150014402.22.3方案優點：結構簡單、帶傳動易加工、成本低，可吸震緩沖，應用較廣泛。缺點:外部尺寸大，帶的壽命短，需經常更換。2

5、.2傳動裝置運動和動力參數的計算計算總傳動比及分配傳動比根據電動機滿載轉速及工作機轉速n，可得傳動裝置所要求的總傳動比為分配各級傳動比為了使V帶傳動外輪廓尺寸不過大，保證各級傳動尺寸協調，結構均勻合理，取V帶傳動比，則單級斜齒輪減速器的傳動比計算傳動裝置各軸的運動和運動參數.1各軸軸轉速軸 軸 軸 .2各軸的輸入功率電動機軸輸出功率 軸 軸 軸 .3各軸的輸入轉矩軸 軸 軸 將上述結果列入表中運動和動力參數軸號功率轉矩轉速傳動比電動機5.614401I軸5.44936.4014401II軸5.179103.84803III軸5.025503.5965三 V帶及帶輪結構設計1確定計算功率帶式運輸

6、機傳動系統中第一級用普通V帶傳動。已知電動機額定功率,轉速，傳動比。 由表8-7查得工作情況系數，故2 選擇V帶的帶型 根據=9.75KW、，由圖8-11選用A型，3計算大帶輪的基準直徑并驗算帶速V初選小帶輪的基準直徑，由表8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑=90mm驗算帶速V，按式（8-13）驗算帶的速度因 故帶速合適。根據式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑。根據表8-8，圓周為。4 確定V 帶的中心距和基準長度1）根據式（8-20），初定中心距。2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度。3）按式（8-23）計算實際中心距中心短范圍為5 驗算小帶輪上的包角6 計算

7、帶的根數(1）計算單根V帶的額定功率。由和，查表8-4a得，根據，和A型帶，查表8-4b得，查表8-5得，表8-2得，于是2)計算V帶的根數：，取9根。7 計算單根V帶的初始拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質量，所以應使帶的實際初拉力8 計算壓軸力壓軸力的最小值為四 斜齒齒輪設計4.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計已知輸入功率，小齒輪轉速為，齒數比，由電動機驅動，工作壽命年限十年，載荷平穩，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。選精度等級，材料及齒數(1）選用斜齒圓柱齒輪，由機械設計表101選擇大·小齒輪材料均為40Cr(調質)，并經調質及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。

8、 (2）表面淬火，輪齒變形不大，運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選用七級精度(3）選小齒齒數,大齒輪齒數。(4)選取螺旋角，初選螺旋角按齒面接觸強度設計（1）確定公式內各計算數值1）試選2）由機械設計圖1030選取區域系數3）由機械設計圖1026查得，則4）計算小齒輪傳遞的轉矩5）由機械設計表107選取齒寬系數6）由機械設計表106查得材料的彈性影響系數7）由機械設計圖1021e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限8）計算應力循環次數（設機器每年工作300天）9)由機械設計圖1019取接觸疲勞壽命系數,。10）計算接觸許用應力取失效概率為1%安全系數S=1

9、（2） 計算1）試計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4）計算縱向重合度5）計算載荷系數使用系數根據，7極精度由機械設計圖108查得動載系數,由機械設計表104查得，由機械設計圖1013查得,由機械設計表103查得。故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑7）計算模數 按齒根彎曲強度設計.1確定參數1）計算載荷系數2)根據縱向重合度從機械設計圖1028查得螺旋角影響系數。3）計算當量齒數4）查取齒形系數由機械設計表105查得,。5）查取應力校正系數由機械設計表105查得,。6）由機械設計圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。7）由機械

10、設計圖1018取彎曲疲勞系數，。8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數S=1.49）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大.2 設計計算對比計算結果，由齒面接觸強度計算的法面模數大于由齒根彎曲強度計算的法面模數。取以可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由取,則。幾何中心距計算（1） 計算中心距將中心距圓整為124。（2） 按圓整后的中心距修整螺旋角（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取,。齒輪受力分析小輪圓周力 小齒輪徑向力 小齒輪軸向力 大齒輪圓周力 大齒輪徑向力大齒輪軸向力五 軸的計算5.1 齒輪軸的設計基本參數

11、電動機通過V帶傳遞到軸的功率,轉速，。初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據15-3，取，于是得則軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案如下：2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（右左）3）由于在這段上所連接的是大帶輪，根據它的扭轉強度已經計算得到此處的最小直徑，這個直徑下滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故。此處軸短長度由大帶輪的輪懿的寬度所決定，由機械設計圖8-14（d）查得取，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度小于其輪懿值，取。4) 初選滾動軸承一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產生的軸向力不是很大

12、，再根據這段軸的尺寸，可選擇角接觸軸承7306C。查機械設計課程設計表13-3得，要求的定位軸高是4.5mm。故要求在此處的定位套筒的直徑是39mm，因此取a由圖形分析，令。箱體壁與齒輪的距離，。軸承端蓋的壁厚一般為10mm左右。因此，整個軸承蓋的長度是30mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調整范圍，可以確定。b考慮到，取，。c處的寬度大于1.4h，取，則d同樣，也就確定了。至此，已初步了軸的各段直徑和長度e軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵銑刀加工，保證大帶輪與軸的配合為，同樣。滾動

13、軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。f確定軸上圓周角和倒角尺寸 參考表15-2確定軸兩端的倒角均為2×45°，各處圓角半徑都為0.5mm。軸的受力分析（1）根據結構圖畫出軸的受力簡圖（2）受力計算1)由前面的計算可得2)計算支反力在水平面內進行計算在垂直面內進行計算3)畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面B是危險面。現將計算出的截面B處的的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力根

14、據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表查得，因此，故安全。精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。2)截面C右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面C右側的彎矩截面C上的扭矩T= 103800N.mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力由表15-1查得：，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為，故有效應力集中系數按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數。軸按

15、磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，按式3-12及式3-12a得綜合系數為：又由3-1及3-2節得碳鋼的特性系數，取，于是，計算安全系數值，按15-6到15-8式得：故其安全3)截面C左側，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應力集中，因此不用校核。4)由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。5.2低速軸的設計材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調質處理。初定軸的最小直徑1）按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式由機械設計表15-3查得，取，于是得 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大，故2）聯軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸

16、器處軸的直徑，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故稱,則按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯軸器。綜合考慮取。型號公稱轉矩許用轉矩（鋼）軸孔直徑軸孔長度GYH4900N.m6800 N.m45mm84mm其公稱轉矩為900000N.mm，半聯軸器的孔徑，故半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度軸的結構設計（1）擬定結構方案如下圖（2）根據軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 從左端開始。為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取,由于前面已經對聯軸器進行了選擇，故。

17、半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，則就比84略短一點，現取2）初步選擇滾動軸承。根據，初步選擇角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承，查表選取7211AC，其尺寸為，其定位軸肩為3.5mm，故定位套筒的直徑為62mm。因此，。3）取安裝齒輪處的軸段的直徑，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂的寬度，故取，齒輪的右端采用軸，定位，軸肩的高度5mm，則軸環處的直徑，取軸環寬度為8mm。4）軸承端蓋的總寬度為30mm，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右端面的距離15mm，故取。5

18、）取齒輪與箱體之間的距離為16mm，滾動軸承到箱體的距離為10mm，則，,。至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。6）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯軸器與軸的連接，按直徑由機械設計課程設計表12-11查得平鍵選用，配合為。齒輪與軸的連接，按查得查表12-11得，選用平鍵為，配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計課程設計表15-2，取軸端倒角為，C、D、E處的圓角半徑，A、B處的圓角半徑。軸的受力分析(1）根據結構畫出軸的受力簡圖（2）進行受力分析1）由前面的計算可知2）支反力垂直面

19、內水平面內3）畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 4)由彎扭圖上看，截面C-D是危險面。現將計算出的截面C-D處的的值列于下表 載荷水平面垂直面支持反力彎曲總彎曲扭矩5）按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算力根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1查，因此，故安全。 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險面在C-D這個截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個截面的直徑很大，其抗彎能力是很強的。A、B截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕的情況下確定的。D、E截面的

20、軸徑都很大，也不必校核。由于鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核C截面的左右兩側。（2）截面C左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面C左側的彎矩M為（作處彎矩的近似計算）截面C上的扭矩截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調制處理。由表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數，及按附表3-2查取。因，用插值法可得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為，故有效應力集中系數，按機械設計附表3-4為由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-2的尺寸系數軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，按式得綜合系數為又由及得碳鋼的特性系數 取 取于是，計

21、算安全系數值，按式得 故其安全。（3）截面C右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面C左側的彎矩M為截面C上的扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由機械設計附表3-8，用插值法求出，并取，于是有，則軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為故得綜合系數為所以軸在截面C右側的安全系數為因此，在截面C右側的強度也是足夠的。至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經完成了。六 軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算6.1軸承的確定及校核對初選高速及軸承7306C校核（1）受力分析 由前面表格數據可以計算（2）求兩軸承的計算軸向力和由表13-7得軸承派生軸向力，其中，e為表13-15中的判斷系

22、數，其值由的大小來確定，查機械設計課程設計表13-3得，但現在軸承軸向力未知，故先初選e=0.4，因此可估算由于所以由表13-5進行插值計算，得，。再計算計算確定，。再計算再次計算值相差不大。因此確定，(3) 求軸承當量動載荷和由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1： ，對軸承2: ,因軸承運載中有輕微沖擊，由機械設計表13-4查得，選取(4)驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算故滿足要求。6.1.2對初選低速軸承7211AC進行校核1受力分析由前面的數據可以計算2計算兩軸的軸向力查表13-3得，對于70000 AC型軸承，它的派生軸向力,則由于所以由

23、表13-5進行插值計算，得，。3 計算軸承的單量載荷由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1： ，對軸承2: , 因軸承運載中有輕微沖擊，由機械設計表13-4查得，選取。4 計算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算故滿足要求。6.2鍵的校核齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小d=26mm，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為2 校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機械設計表6-2查得擠壓應力，鍵工作長度，

24、鍵與帶輪鍵槽的接觸高度計算擠壓強度故該鍵滿足。鍵的標記為：鍵 1096-2003齒輪軸上的鍵大齒輪軸上的鍵1 齒輪處：聯軸器：2 校核鍵、軸、齒輪和聯軸器的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得擠壓應力1）齒輪處擠壓強度 故該鍵滿足要求。鍵的標記為：鍵 1093-20032）聯軸器擠壓強度故該鍵滿足要求。鍵的標記為：鍵 1096-20036.3聯軸器的校核參數確定由前面的設計已知選擇GYH6固定式聯軸器，由課程設計表14-3查得，其公稱轉矩1 載荷計算由前面可知由機械設計表14-1查得，故得計算轉矩為該聯軸器合格。標記為：GYH6固定式聯軸器 45×84 GB/T 5843-20036.

25、4潤滑密封1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度所以才用浸油潤滑的潤滑方式。大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高（不小于10mm）。2.滾動軸承的潤滑對于齒輪軸軸承 對于大齒輪軸軸承 由此可以看出她們的值都很小，故可以選用脂潤滑。3 密封形式由于在軸承端蓋處的軸表面速度兩者速度都小于3m/s，所以選擇“粗羊毛氈圈油封”七.箱體端蓋齒輪的位置確定名稱代號減速箱體尺寸機座壁厚8機蓋厚度18機座凸緣厚bb=1.5=16機蓋凸緣厚b1b1=1.51=16機座底凸緣b2b2=2.5=24地腳螺栓直徑dd=0.36a+12=16地腳螺栓數目nn=4軸承旁螺栓直徑d1d1=0.75 d=14機蓋與機座聯接螺栓直徑d2d

26、2=(0.50.6) d=12聯接螺栓d2的間距l l =63.14軸承蓋螺栓直徑d3d3=(0.40.5) d=6窺視孔蓋螺栓直徑d4d4=(0.30.4) d=5定位銷直徑dd=(0.70.8)d2=19.82427.1872螺栓至機壁距離C120.5螺栓到凸緣外緣距離C220.5軸承旁凸臺半徑R1R1= C2=51凸臺高度h43外壁至軸承底座面的距離l1L1=C1+C2+(510)=61大齒輪齒頂圓與箱內壁間的距離1>1.2取25齒輪端面與內機壁間的距離2>取52（齒輪軸上）機蓋筋厚m1m10.851機座筋厚mm0.85軸承端蓋外徑D2小端蓋51 大端蓋66軸承端蓋凸緣厚度tt=(11.2)d3取16軸承旁聯接螺栓的距離S一般去S=D2八.設