1樓：蠻小夜
目 錄
一、 傳動方案擬定-------------------------
二、 電動機的選擇-------------------------
三、 各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比---
四、 運動引數及動力引數計算----------------
五、 v帶傳動設計---------------------------
六、 齒輪傳動設計-------------------------
七、 軸的設計-----------------------------
八、 滾動軸承的選擇及校核計算-------------
九、 鍵的校核計算---------------------
十、 聯軸器的選擇--------------------------十
一、 潤滑與密封 ---------------------------十
二、 減速器附件的選擇及簡要說明----------------十
三、 箱體主要結構尺寸的計算--------------------十四 參考文獻
一、傳動方案擬定第四個資料：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1、 工作條件：使用年限5年，每年按300天計算，兩班制工作，單向運轉，載荷平穩。
2、 原始資料：滾筒圓周力f＝2.5kn；帶速v＝1.
5m/s；滾筒直徑d＝300mm。 運動簡圖
二、電動機的選擇1、電動機型別和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 y系列三相非同步電動機。2、確定電動機的功率：
(1)傳動裝置的總效率：η總＝η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒＝0.96×0.
992×0.97×0.98×0.
96＝0.859(2)電機所需的工作功率：pd＝fv/1000η總＝2500×1.
5/（1000×0.859） ＝4.37kw(3)選用電動機查jb/t9616 1999選用y132m2-6三相非同步電動機，主要引數如下表1-2：
型 號額定功率kw轉速r/min電流a效率%功率因數堵轉電流額定電流堵轉扭矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y132m2-6 5.5 960 12.6 85.
3 0.78 6.5 2.
0 2.2
三、各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比1、總傳動比：工作機的轉速 n筒＝60×1000v／（πd）＝60×1000×1.5／（4.
14×300）＝95.49r/mini總＝n電動/n筒＝960/95.49＝10.
052、分配各級傳動比（1） 取i帶＝2.5（2） ∵i總＝i齒×i 帶∴i齒＝i總/i帶＝10.05/2.
5＝4.02
四、運動引數及動力引數計算1、計算各軸轉速（r/min）n電＝960(r/min) ni＝n電/i帶＝960/2.5＝384(r/min)nii＝ni/i齒＝384/4.02＝95.
52(r/min)n筒＝nii＝95.52 (r/min)2、 計算各軸的功率（kw） p電＝ pd＝4.37kwpi＝pd×η帶＝4.
73×0.96＝4.20kw pii＝pi×η軸承×η齒輪＝4.
2×0.99×0.97＝4.
03kwp筒＝pi×η軸承×η聯軸器＝4.03×0.99×0.
98＝3.91kw3、 計算各軸轉矩t電＝9.55pd/nm＝9550×4.
73/960＝43.47n·mti＝9.55 pi /n1 ＝9550×4.
2/384＝104.45n·mtii ＝9.55 pii /n2＝9550×4.
03/95.52＝402.92n·m t筒＝9.
55 p筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.
92 n·m將上述資料列表如下： 軸名引數 電動機i軸ii軸滾筒軸轉速n(r/min)96038495.5295.
52功率p(kw)4.374.204.
033.91轉矩t(n·m)43.47104.
45402.92390.92傳動比i2.
54.021.00效率η0.
960.960.98
五、v帶傳動設計1、 選擇普通v帶截型由課本[1]表15-8得：ka＝1.2 p電＝4.
37kwpc＝kap電＝1.2×4.37＝5.
24kw據pc＝5.24kw和n電＝960r/min由[1]圖15-8得：選用a型v帶2、 確定小帶輪基準直徑由課本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 確定大帶輪基準直徑 dd2＝i帶＝2.
5×112＝280 mm4、驗算帶速帶速v：v＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s範圍內，帶速合適5、初定中心距a0 0.
7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、確定帶的基準長l0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根據課本[1]表15-2選取相近的ld＝1800mm7、確定實際中心距aa≈a0+(ld-ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.
5mm8、驗算小帶輪包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.
5＝163.33°>120°（適用）9、確定帶的根數單根v帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本[1]表15-7得 p0＝1.
16kwi≠1時單根v帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表15-9得 △p0＝0.11kw查[1]表15-10，得kα＝0.
957；查[1]表15-12得 kl＝1.01z＝pc/[(p1+△p1)kαkl]＝5.24/[(1.
16+0.11) ×0.957×1.
01]＝4.27 取z＝5根10、計算軸上壓力由課本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，單根v帶的初拉力：
f0＝500pc/zv（2.5/kα-1）+qv2＝500x5.24/5x5.
63(2.5/0.957-1)+0.
11x5.632 ＝153.55kn則作用在軸承的壓力fqfq＝2zf0sin(α1/2)＝2×5×153.
55sin(163.55°/2)＝1519.7n11、計算帶輪的寬度bb＝（z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm
六、齒輪傳動設計（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常齒輪採用軟齒面。選用**便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度229-286hbw；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為169-217hbw；精度等級：
運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度（2）按齒面接觸疲勞強度設計該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為：d1≥ ［(2k ti (u+1)(zhze)2/（φdu[σh]2)］1/3①載荷係數k 查課本[1]表13-8 k＝1.
2 ②轉矩ti ti＝104450n·mm ③解除疲勞許用應力[σh] ＝σhlim zn/sh按齒面硬度中間值查[1]圖13-32 σhlim1＝600mpa σhlim2＝550mpa接觸疲勞壽命係數zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式n＝60njtn 計算n1＝60×384×5×300×16＝5.53x108n2＝n1/i齒＝5.
53x109 /4.02＝1.38×108查[1]課本圖13-34中曲線1，得 zn1＝1.
05 zn2＝1.1按一般可靠度要求選取安全係數sh＝1.0[σh]1＝σhlim1zn1/shmin＝600x1.
05/1＝630 mpa[σh]2＝σhlim2zn2/shmin＝550x1.1/1＝605mpa故得：[σh]＝ 605mpa④計算小齒輪分度圓直徑d1由[1]課本表13-9 按齒輪相對軸承對稱布置,取 φd＝1.
0 zh＝2.5由[1]課本表13-10得ze＝189.8(n／mm2)1／2將上述引數代入下式d1≥ ［(2k ti (u+1)(zhze)2/φdu[σh]2)］1/3＝［(2×1.
2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.
8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤計算圓周速度v＝ niπd1／（60×1000）＝384×3.
14×60／（60×1000）＝1.21m／sv＜6m／s 故取8級精度合適（3）確定主要引數①齒數 取z1＝24 z2＝z1×i齒＝24×4.02≈96.
48＝97②模數 m＝d1／z1＝60／24＝2.5 符合標準模數第一系列③分度圓直徑d2＝z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝z2 m＝97×2.
5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.
25mm⑤齒寬 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度①齒形因數yfs 查［1］課本圖13-30 yfs1＝4.26 yfs2＝3.
97 ②許用彎曲應力[σf] [σf]＝σflim yn/sf 由課本[1]圖13-31 按齒面硬度中間值得σflim1＝240mpa σflim2 ＝220mpa 由課本[1]圖13-33 得彎曲疲勞壽命係數yn：yn1＝1 yn2＝1 按一般可靠性要求，取彎曲疲勞安全係數sf＝1 計算得彎曲疲勞許用應力為[σf1]＝σflim1 yn1/sf＝240×1/1＝240mpa[σf2]＝ σflim2 yn2/sf ＝220×1/1＝220mpa校核計算 σf1＝2kt1yfs1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.
26/（60×2.5×60）＝118.66mpa< [σf1]σf2＝2kt1yfs2/ （b2md1）＝118.
66×3.97/4.26＝110.
58mpa< [σf2]故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(5)齒輪的幾何尺寸計算 齒頂圓直徑dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齒全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.
25)×2.5＝5.625 mm 齒根高hf＝（ha*+c*）m＝1.
25×2.5＝3.125mm 齒頂高ha＝ ha*m ＝ 1×2.
5＝2.5mm 齒根圓直徑dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.
75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.
25mm (6)齒輪的結構設計小齒輪採用齒輪軸結構，大齒輪採用鍛造毛坯的腹板式結構。大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d＝60mm輪轂直徑d1＝1.
6d＝60×1.6＝96mm輪轂長度l＝1.2d＝1.
2×60＝72mm輪緣厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm輪緣內徑d2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.
625－20＝216.25 mm 取d2 ＝216mm腹板厚度c＝(0.2-0.
3)b＝12-18mm取c＝18mm腹板中心孔直徑d0＝0.5(d1+d2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直徑d0＝15-25mm 取d0＝20mm齒輪倒角取c2
七、軸的設計 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[1]表19-14可知：σb＝600mpa,查[1]表19-17可知：
[σb] -1＝55mpa 2、按扭矩估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d≥a(pⅱ／nⅱ)1／3 查[1]表19-16 a＝115 則d≥115×(4.03/95.
52)1/3mm＝40mm 考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要選聯軸器的轉矩tc tc＝ktⅱ＝1.5×402920＝6.
0438×105n·mm (查[1]表20-1 工況係數k＝1.5) 查[2]附錄6 選用連軸器型號為yld10考慮聯軸器孔徑系列標準 故取d＝45mm 3、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪製軸系結構草圖。 1）聯軸器的選擇 聯軸器的型號為yld10聯軸器：
45×112 （2）確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體**，軸承對稱布置。在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠軸環和擋油環實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠擋油環和端軸承蓋實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位。
（3）確定各段軸的直徑將估算軸d＝45mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2＝50mm，齒輪和右端軸承從右側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3＝55mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4＝60mm。齒輪左端用軸環固定,右端用擋油環定位,軸環直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足左側軸承的安裝要求，d5＝68mm,根據選定軸承型號確定.左端軸承型號與左端軸承相同,取d6＝55mm.
(4)選擇軸承型號由[2]附表5-1初選深溝球軸承,代號為6211,軸承寬度b＝21。 (5）確定軸各段直徑和長度由草繪圖得ⅰ段：d1＝45mm 長度l1＝110mmii段:
d2＝50mm 長度l2＝60mmiii段：d3＝55mm 長度l3＝43mmⅳ段：d4＝60mm 長度l4＝70mmⅴ段:
d5＝68mm 長度l5＝6mmⅶ段:d4=55mm 長度l6=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l＝133mm4、按彎矩復合強度校核（1）齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：t＝tⅱ＝402.
92n·m 齒輪作用力： 圓周力：ft＝2000t/d＝2000×402.
92/242.5＝3323.1n 徑向力：
fr＝fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5n（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：
la＝lb＝66.5mm（3）繪製軸受力簡圖（如圖a）（4）計算支承反力 fha＝fhb＝fr/2＝1209.5/2＝604.
8nfva＝fvb＝ft/2＝3323.1/2＝1661.5n （5）繪製彎矩圖由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。
截面c在水平面彎矩（如圖b）為mhc＝fhal/2＝604.8×133÷2000＝40.22n?
m截面c在豎直面上彎矩（如圖c）為：mvc＝fval/2＝1661.5×133÷2000＝110.
49n?m(6)繪製合彎矩圖（如圖d）mc＝(mhc 2+ mvc 2)1/2＝（40.222+110.
492)1/2＝117.58n?m(7)繪製扭矩圖（如圖e）轉矩：
t＝tⅱ＝402.92n·m(8)校核軸的強度轉矩產生的扭剪可認為按脈動迴圈變化，取α＝0.6，截面c處的當量彎矩：
mec＝[mc2+(αt)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.
92)2]1/2＝268.8n·m(9)校核危險截面c所需的直徑de＝［me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.
8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%de＝36.
6×1.05＝38.4mm＜60mm結論：
該軸強度足夠。
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