1、目錄傳動裝置總體設計：3動機的選擇4選擇電動機類型：4選擇電動機的容量4確定電動機轉速4計算傳動裝置的運動和動力參數：6設V計帶和帶輪：8確定計算功率Pca8確定V帶型號8計算V帶的根數Z：9計算單根V帶的額定功率Pr9齒輪的設計：10高速級大小齒輪的設計10選擇齒輪材料10按齒面接觸強度設計10計算11按齒根彎曲強度的設計公式可得12設計計算13幾何尺寸計算13低速級大小齒輪的設計14按齒面接觸強度設計14按齒根彎曲強度的設計公式可得16設計計算17幾何尺寸計算17減速器機體結構尺寸如下：18軸的設計：20高速軸的設計：20低速軸的設計：22中間軸的設計：25軸承的校核30對高速軸軸承的校核

2、30對低速軸軸承的校核31對中間軸的軸承的校核32連接設計33減速器潤滑及密封34課程設計題目4：帶式運輸機傳動裝置1、運動簡圖：（由設計者選擇方案作出）2、已知條件：1、工作情況：連續單向運轉,載荷較平穩；2、工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度35C；3、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量；7、允許運輸帶工作速度誤差為5%。3原始數據：題號參數31323334353637383940運輸帶工作拉力F（kN）3.0

3、3.54.04.55.05.56.06.57.07.5運輸帶工作速度v （m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D（mm）400400400450400500450400450450每日工作時數T（h）888881616161616使用折舊期（y）88888888884、設計工作量：1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設計說明書1份。1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案： 動機的選擇選擇電動機類型： 按工作要求和條件，選

4、用三相籠型異步電動機，封閉型結果，電壓380V，Y型。選擇電動機的容量 電動機所需的功率為： KW KW所以 d=F*V1000* KW由電動機到運輸帶的傳動總功率為聯軸器傳動效率：0.993深溝球軸承傳動效率：0.99（滾子軸承）圓柱齒輪的傳動效率：0.97（精度為8級）剛性聯軸器的傳動效率：0.98j卷筒的傳動效率：0.96則: =1*4*j*23*32=0.85所以d=F*V1000*=14.63 KW確定電動機轉速卷筒的工作轉速為n=60*1000*V*D=85.94 r/min取二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840 ，故電動機轉速的可選范圍是： Nd,=i*n=6873438 r/mi

5、n符合這一范圍的同步轉速有1000、1500和3000r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率KW同步轉速r/min額定轉速r/min重量Kg1Y160M-215300029301252Y160L-415150014601443Y180L-61510009701954Y200L-815750730250 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y112M-4，其主要參數如下；中心高H外形尺寸 LAC2+ADHD地腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑 K 拉伸尺寸DE

6、裝鍵部位尺寸 FGD160645(165+2553852542101542110121. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 總傳動比：i=pdn=16.98 分配傳動比：減速器的傳動比i=i1*i2=16.98注： i1為高速級傳動比，i2為低速級傳動比。根據課程設計指導書17頁圖12可得i1=5 i2=3.39計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；，依次為電機與軸，軸與軸，軸與軸，軸與卷筒軸之間的傳動效率。1) 各軸轉速： 軸 n1=nm=1460 r/min 軸 n2=n1i1=14605=292 r/min 軸 n3=n2i2=292

7、3.39=86.13 r/min 卷筒軸 n3=n4=86.13 r/min2) 各軸輸入功率： 軸 P1=Pd01=14.630.9930.99=14.38KW 軸 P2=P112=3.63 KW 軸 P3=P223=3.45 KW 卷筒軸 P4=P334=3.34 KW 3) 各軸輸入轉矩：Td=9550Pdnm=26.40N.mT1=Tdi01=76.03 NmT2=T1i123=332.46 NmT3=T2i223=1036.60 NmT4=T324=1005.71Nm-軸的輸出功率、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.98。運動和動力參數結果如下表：軸名功率P K

8、W轉鉅T N.m轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.9826.401440軸3.823.7476.0374.51480軸3.633.56332.46325.81104.35軸3.453.381036.601015.8731.83卷筒軸3.343.451005.711005.7131.83設V計帶和帶輪：確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數kA=1.2故Pca=kAP=1.24=4.8 kw確定V帶型號根據Pca、1由機械設計書圖8-11選用啊型帶1. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速1) 初選小帶輪的基準直徑dd1=90 mm2) 驗算帶速：V=dd1144060000=6.78

9、m/s因為5m/sV30m/s故帶速合適3) 計算大帶輪的基準直徑dd2=i0dd1=390=270 mm 根據表8-8圓整為dd2=280 mm4) 確定帶的基準長度：0.7dd2+dd1a02dd2+dd1 238a0aF0min故作用在軸上載荷FZ=2ZF0minsin12=1190N齒輪的設計：高速級大小齒輪的設計選擇齒輪材料：小齒輪都選用40cr，小齒輪調質處理，硬度280HBS，大齒輪45鋼（調質），硬度240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。選取小齒輪的齒數Z1=20，則大齒輪的齒數Z2=4.620=92取Z2=93按齒面接觸強度設計由設計公式d1t2.323KT1du1uZ

10、EH21) 確定公式中的各計算數值a) 選擇載荷系數Kt=1.3b) 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=76030Nmmc) 選取齒寬系數d=1d) 查表可得，材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa12e) 查表可得齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550Mpaf) 計算應力循環系數N1=60n1jLh=604801183658=1.682109N2=N1i1=0.366109g) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9 KHN2 = 0.96 h) 計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數S=1）H1=KHN1Hl

11、im1S=540Mpa H2=528Mpa計算a) 計算小齒輪分度圓直徑d1t代入H中的最小值 D1t2.323KT1du1uZEH2 =57.11mmb) 計算圓周速度V V=d1tn1600001.45m/sc) 計算齒寬b b=dd1t=57.11mmd) 計算齒寬和齒高之比bh 模數 mt=d1tz1=57.1120=2.855mm 齒高 h=2.25mt=6.53 bh=57.116.53=8.89e) 計算載荷系數 根據V=1.46m/s 8精度 KV=1.15 直齒輪KH=KH=1 使用系數KA=1 小齒輪相對支承非對稱布置時KH=1.456 由bh=8.89 KH=1.456查

12、表可得KF=1.32 故載荷系數K=KAKVKHKH=2.093f) 按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由d1=d1t3KKt=67.87mmg) 計算模數m=d1z1=3.37mm按齒根彎曲強度的設計公式可得 M32KT1YFYFdF確定公式內的各種計算數值1) 查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=380Mpa2) 查表可取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN2=0.883) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4由F1=KF1FE1S=303.57MpaF2=KF2FE2S=238.86Mpa4) 計算載荷系數KK=KAK

13、VKFKF=1.905) 查取應力校正系數Ys1=1.55 Ys2=1.7736) 查取齒形系數YF1=2.80 YF2=2.1957) 計算大小齒輪的Y FYSFY F1YS1F1=0.01430Y F2YS2F2=0.01629大齒輪數值大設計計算m32KT1YFYFdF=2.27mm對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關，可取標準值m=2.5，按接觸強度計算得的分度圓直徑，則小齒輪的齒數Z1=d1m=27.1427大齒輪的齒數Z2=274.6=124幾何尺寸計算a) 計算分度圓

14、直徑d1=mz170mmd2=mz2=310mmb) 計算中心距a=d1+d22=190mmc) 計算齒輪齒寬b=dd1=70mm 2=70mm 1=75mm低速級大小齒輪的設計選擇齒輪材料：小齒輪都選用40cr，小齒輪調質處理，硬度280HBS，大齒輪45鋼（調質），硬度240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。選取小齒輪的齒數Z1=20，則大齒輪的齒數Z2=3.283067按齒面接觸強度設計由設計公式d1t2.323KT1du1uZEH21) 確定公式中的各計算數值選擇載荷系數Kt=1.3計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=332460Nmm選取齒寬系數d=1查表可得，材料的彈性影響系數ZE=1

15、89.8Mpa12查表可得齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550Mpa計算應力循環系數N2=60n2jLh=60174.641183658=0.3656109N2=N2i2=0.115109由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.96 KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數S=1）H1=KHN1Hlim1S=576Mpa H2=539Mpa2) 計算a) 計算小齒輪分度圓直徑d1t代入H中的最小值 D1t2.323KT1du1uZEH2 =95.58mmb) 計算圓周速度V V=d1tn160

16、0000.52m/sc) 計算齒寬b b=dd2t=95.58mmd) 計算齒寬和齒高之比bh 模數 mt=d2tz2=95.5820=4.779mm 齒高 h=2.25mt=10.75mm bh=8.89e) 計算載荷系數 根據V=0.52/s 8精度 KV=1.1 直齒輪KH=KH=1 使用系數KA=1.25 小齒輪相對支承非對稱布置時KH=1.451 由bh=8.89，KH=1.451查表可得KF=1.35 故載荷系數K=KAKVKHKH=1.995f) 按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由d2=d2t3KKt=110.24mmg) 計算模數m=d2z2=5.51mm按齒根彎曲強度的設

17、計公式可得 M32KT2YFYFdF確定公式內的各種計算數值1) 查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=380Mpa2) 查表可取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.88，KFN2=0.93) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4由F1=KF1FE1S=314.29MpaF2=KF2FE2S=244.29Mpa4) 計算載荷系數KK=KAKVKFKF=1.8565) 查取應力校正系數Ys1=1.55 Ys2=1.7456) 查取齒形系數YF1=2.80 YF2=2.2557) 計算大小齒輪的Y FYSFY F11YS11F1=0.01381

18、Y F2YS2F2=0.01611大齒輪數值大設計計算m32KT2YFYFdF=3.68mm對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關，可取標準值m=4，按接觸強度計算得的分度圓直徑，則小齒輪的齒數Z1=d2m27大齒輪的齒數Z2=3.2827=89幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=mz1=108mmd2=mz2=356mmb) 計算中心距a=d1+d22=232mmc) 計算齒輪齒寬b=dd1=108mm 2=108mm 1=113mm減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果機

19、座厚度0.025a+389機蓋厚度10.02a+388機蓋凸緣厚度13機座凸緣厚度12機座底凸緣厚度22地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數目a250時n=44軸承旁聯結螺栓直徑M16蓋與座聯結螺栓直徑(0.5-0.6)dfM10軸承端蓋螺釘直徑=（0.4-0.5）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.3-0.4）M8定位銷直徑=（0.7-0.8）M8，至外箱壁的距離查手冊表11222，至凸緣邊緣距離查手冊表11222外箱壁至軸承端面距離=+（5-10）52大齒輪頂圓與內箱壁距離1.210齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚88軸承端蓋外徑1.25D+10 D為軸承外徑軸承旁聯結螺栓距離SD2軸的設計：高速軸

20、的設計：1. 軸上功率p1=7.64Kw 轉速n1=663.64r/min 轉矩T1=109950Nmm2. 求作用在齒輪上的力用已知高速級齒輪的分度圓直徑為d1=75mm Ft=2T1d1=2932NFr=Fttan=1067.16NFa=Ftcos=3120.17N3. 初步確定軸的最小直徑先按式d=A03P1n1，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取A0=110，于是得 DminA03P1n1=24.838mm4. 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) 為了滿足V帶的連接，則取V帶上的孔的直徑為d1=40mm L=（1.5-2）d

21、1=80mm，軸肩的高度h=（0.07-0.1）d1=5.6mm，則d2=46mm，左端用軸端擋圈定位，按軸承直徑取擋圈直徑D2=50mmb) 初步選取深溝球軸承，根據要求查表可得單列深溝球軸承軸承6210其尺寸dDB=509020，則d-=d-=50mm而L-=20mm右端滾動軸承采用軸肩進行定位h=3mm取d-=56mmc) 取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=55mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為80mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪,故取L-=76mm,齒輪的左肩采用軸肩定位,軸肩高度h=3mm,則軸環出的直徑d-=61mm軸環寬度d1.4hd) 軸承端蓋的總寬度為

22、20mm,取端蓋的外端面與右邊V帶輪右端面距為30mm,故取L-=50mme) 取齒輪與箱壁的距離為8mm,與中間軸主動輪之間的距離為C=20mm,在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離S=8mm,已知滾動軸承的寬度為20mm，中間軸主動輪長L=120mm則L-=20+8+8=36mmL-=120+20+8+8=156mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度5. 求軸上的載荷由手冊查得a=20mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm1) 水平面的支座反力FNH1=l3LFt=2300N FNH2=l2LFt=631.7N2) 垂直面的支座反力FNV1=Frl3+Fa2L=843.59N

23、FNV2=Frl2+Fa2L=223.58N3) 水平面的彎矩MMH=121918.1N.m4) 垂直面上的的彎矩M MV1=162870.77N.m MV2=11849.74N.m5) 總彎矩M1=MH2+MV12M2=MH2+MV22=122492.61N.m6) 扭矩T1=109950N.m6. 按彎矩合成應力校核軸的強度ca=M12+T12W=12.85Mpa 取=0.6前面選的45鋼，調質處理，-1=60Mpa ca-1,故安全低速軸的設計：1. 軸上功率p3=3.45Kw 轉速n3=31.83r/min 轉矩T3=1036600Nmm2. 求作用在齒輪上的力用已知低速級齒輪的分度圓

24、直徑為d1=356mm Ft=2T3d1=5824NNFr=Fttan=2119.76N3. 初步確定軸的最小直徑先按式d=A03P1n1，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取A0=112，于是得 DminA03P1n1=53.06mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d-，為了使所選的軸直徑d-與聯軸器的孔直徑相適應聯軸器的轉矩Tca=KAT3 KA=1.5Tca=1554990N.mm按照公稱轉矩的條件，選用滾子鏈聯軸器，其公稱轉矩為2500000N.mm，半聯軸器的孔直徑d1=55mm，故取d-=55mm半聯軸器長度L=112，半聯軸器與軸配合的轂孔配合的轂孔長度L1=84m

25、m4. 軸的結構設計1. 擬定軸上零件的設計方案2. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) 為了滿足半聯軸器的軸向定位，-軸右端需制一個軸肩故 d-=65mm 左端用軸端擋圈定位，按軸承直徑取擋圈直徑D=70mm，半聯軸器與軸的配合的輪轂孔長度L1=107mm，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，故取L-=105mmb) 初步選取單列圓錐滾動軸承，根據要求查表可得深溝球軸承其尺寸dDB=7012524，則d-=d-=50mm而L-=24mm右端滾動軸承采用軸肩進行定位h=5mm取d-=80mmc) 取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定

26、位,已知齒輪輪轂的寬度為114mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪,故取L-=110mm,齒輪的左肩采用軸肩定位,軸肩高度h=6mm,則軸環出的直徑d-=87mm軸環寬度d1.4h，取L-=10mmd) 軸承端蓋的總寬度為20mm,取端蓋的外端面與右邊V帶輪右端面距為30mm,故取L-=50mme) 取齒輪與箱壁的距離為8mm,與中間軸主動輪之間的距離為C=20mm,在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離S=8mm,已知滾動軸承的寬度為24mm，中間軸主動輪長L=120mm則L-=24+8+4+8=44mmL-=80+20+8+8-10=106mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度5. 求軸上

27、的載荷由手冊查得a=20mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm1) 水平面的支座反力FNH1=l3LFt=4535.8N FNH2=l2LFt=2082.74N2) 垂直面的支座反力FNV1=Frl3+Fa2L=1812.37NFNV2=Frl2+Fa2L=742.17N3) 水平面的彎矩MMH=360314.02N.mm4) 垂直面上的的彎矩M MV1=132303.01N.mm MV2=128395.41N.mm5) 總彎矩M1=MH2+MV12M2=MH2+MV22=382507N.mm6) 扭矩T1=1094890N.mm6. 按彎矩合成應力校核軸的強度ca=M12+T12W=

28、18.03Mpa 取=0.6前面選的45鋼，調質處理，-1=60Mpa ca-1,故安全中間軸的設計：1. 軸上功率p2=7.26Kw 轉速n2=174. 64r/min 轉矩T2=397170Nmm2. 求作用在齒輪上的力用已知與高速級齒輪接觸的齒輪的分度圓直徑為d2=285mm，與低速級齒輪接觸的分度圓直徑d1=114mm Ft1=2T2d1=6967.9NFr1=Fttan=2536.11NFa1=Ftcos=7415.08N Ft2=2T2d2=2787.16NFr2=Fttan=1014.44NFa2=Ftcos=2966.03N3. 初步確定軸的最小直徑先按式d=A03P1n1，選

29、取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取A0=110，于是得 dminA03P1n1=38.106mm4. 軸的結構設取d1=55mm則d-=d-=55mm則選用的深溝球軸承為6211，dDB=5510021mm，套筒長為15mm，又因與高速齒輪接觸的齒輪寬度為75mm，取其軸長為L-=70mm取故L-21+15+5=41mm，取L-=50mm，取軸肩高度h=5mm，則d-=65mm， 取軸環直徑為d-=75mm，軸環寬度L-根據安裝可得L-=22.5mm，根據安裝可得L-=116mm，d-=65mm，L-21+13+4=28mm取L-=45mm5. 求軸上的載荷1) 由手冊查得a=20mm，因

30、此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm2) 水平面的支座反力FNH1=6293.36N FNH2=3461.7N3) 垂直面的支座反力FNV1=2290.74NFNV2=1259.81N4) 水平面的彎矩MMH=6293.36 053-674.57+369298.7531733461.7246- 1732465) 垂直面上的的彎矩M6) MH=2290.74 053-245.36+134413.83531731259.81246- 1732467) 扭矩T1=397170N.mm7. 按彎矩合成應力校核軸的強度ca=M12+T12W=12Mpa 取=0.6前面選的45鋼，調質處理，-1=60M

31、pa ca-1,故安全8. 精確校核軸的疲勞強度1) 在高速級大齒輪和低速級小齒輪的中間軸面為危險截面2) 高速級大齒輪中間截面抗彎截面系數 w=0.1d3=27462.5mm3抗扭截面系數wt=0.2d3=54925mm3截面所受彎矩M=120551.46N.mm截面上的扭轉切應力T=T2wt=7.23Mpa截面上的彎曲應力b=MW=2.2Mpa軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得B=640Mpa -1=275Mpa -1=155Mpa按附表3-2查取。因rd=0.036，,Dd=1.1截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及=2 =1.3又由附圖3-1可得軸材料的敏性系數為q=0.

32、82 q=0.85故有效應力集中系數為 k=1+q-1=1.82k=1+q-1=1.255由附圖3-2的尺寸系數=0.65；由附圖3-3的扭轉尺寸系數=0.83軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為=0.92軸未經表面強化處理，即q=1，則綜合系數為K=k+1-1=2.89K=k+1-1=1.6又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數 =0.1 =0.05于是，計算安全系數Sca，則得S=-1Ka+ m=43.25S=-1Ka+ m=25.99Sca=SSS2+S2=22.28S=1.5故可知其安全軸承的校核對高速軸軸承的校核選取深溝球軸承，根據要求查表可得深溝球軸承6210其尺寸dDB=509020，其基本額定動載荷Cr=23200NFNH1=l3LFt=2300N FNH2=l2LFt=631.7NFNV1=Frl3+Fa2L=843.59N FNV2=Frl2+Fa2L=223.58N由上式可知軸承1所受的載荷大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核1. 求比值Fr=23002+843.592=2449.83N所受的軸向力：Fa=0N2. 計算當量動載荷P根據P=fpXFr+YFa，X=1，Y=0，fp=1.2則P=fpXFr+YFa=2939.8N3. 驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命Lh/