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1、 四、減速器結構設計及傳動尺寸設計計算 一、運動簡圖 圖1 1—電動機 2—V帶 3—齒輪減速器 4—聯(lián)軸器 5—滾筒 6—輸送帶 二、工作條件 該裝置單向傳送,載荷稍有波動，多灰塵，小批量，兩班制工作,使用期限10年(每年按300天計算)。 三、原始數(shù)據(jù) 滾筒直徑D（mm）：450 運輸帶速度V（m/s）：0.28 滾筒周圍力F（N）：12000 滾筒長度L(mm)：800 四、設計說明書內容 1 電動機選擇 2 主要參數(shù)計算 3 V帶傳動的設計計算

2、4 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 5 軸的設計計算及校核 6.箱體結構的設計 7. 潤滑密封設計 8 參考文獻 1 電動機選擇 (1)選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V. (2)選用電動機容量 nw =（60×1000）v/πD=11.89r/min Pw=FV/1000=3.36kw V帶傳動效率η1=0.96滾動軸承效率η2=0.99 ， 閉式齒輪傳動效率η3=0.97 ， 聯(lián)軸器效率η4=0.99 ， 傳功滾筒效率η5=0.96, 其中總效率為 Pd=Pw/η=4.034kw

3、選用電動機額定功率為4kw 通常，V帶傳動的傳動比范圍為2???到4，二級圓柱齒輪減速器為8到40，則總傳動比的范圍為16到160，故電動機轉速可選范圍為： n1d=(16~160)×11.89=190~1900r/min. 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min現(xiàn)以這三種對比查表可得Y132M-6符合要求,故選用它。 Y132M-6 (同步轉速1000r/min)的相關參數(shù) 表1 額定功率 滿載轉速 電動機質量 價格 傳動比 4.0kw 960r/min 7

4、5kg 1443 元 i 2. 主要參數(shù)的計算 (1)確定總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置的總傳動比ia=nm/nw=960/11.89=80.74 取V帶傳動單級傳動比i01=2.8，減速器的總傳動比i為：i=ia/i01=28.836 i12=(1.4i)1/2=6.354 i23=i/i12=4.538 初分傳動比為 i1=2.8，i2=6.354 ，iv帶=4.538 (2)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 本裝置從電動機到工作機有三軸，依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ軸，則 1、各軸轉速 n1=nm/iw=343 r/min n2=

5、n1/i1=54 r/min n3=n2/i2= 11.9 r/min 2、各軸功率 P1=Pdη01=Pd×ηv帶= 4.0 × 0.96=3.84kw P2=P1η12=P1×η軸承×η齒輪=3.84× 0.99×0.97=3.69 kw P3=P2η23=P2×η軸承×η齒輪= 3.69× 0.99×0.97=3.54kw 3、各軸轉矩 Td=9550Pd/nd=40.1N.m T1=Tdi帶η01=107.79 N.m T2=T1i1η12=657.7 N.m T3=T2i2η23=2866.15 N.m 表2 項目 電機軸 高速軸Ⅰ

6、 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 轉速 960 343 54 11.9 功率 4.0 3.84 3.69 3.54 轉矩 40.01 107.79 657.7 2866.15 傳動比 2.8 6.354 4.538 效率 0.96 0.96 0.922 3. V帶傳動的設計計算 (1)確定計算功率 查表可得工作情況系數(shù) 故Pca=kA×P= 1.2×4.0=4.8 kw (2)選擇V帶的帶型 根據(jù)，由圖可得選用A型帶。 (3)確定

7、帶輪的基準直徑并驗算帶速 1、初選小帶輪的基準直徑。 查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準直徑dd1= 125 mm 2、驗算帶速 按計算式驗算帶的速度 v=πdd1n/60×1000= 6.28s 因為，故此帶速合適。 3、計算大帶輪的基準直徑 按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑dd2=iv帶dd1=2.8×125=350mm根據(jù)教材表8-8，圓整得dd2= 355mm。 (4)確定V帶的中心距和基準直徑 （1）按計算式初定中心距 （2）按計算式計算所需的基準長度 =1644mm 查表可選帶的基準長度Ld=1600mm （3）按計算式計算實際中心距

8、 a≈a0+(Ld?Ld0)= 452mm (5)驗算小帶輪上的包角 (6)計算帶的根數(shù) 由查表可得 根據(jù)和A型帶，查表可得、、。 故取V帶根數(shù)為4根 4 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 (1)高速級齒輪 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 （3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40(調質)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 （5）選取螺旋角，初

9、選螺旋角 2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①因為原動機為電機所以試選，由圖10-26，則有 ②小齒輪傳遞轉矩 ③查圖10-30可選取區(qū)域系數(shù) 查表10-7可選取齒寬系數(shù) ④查表10-6可得材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤查圖10-21d得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。 ⑥按計算式計算應力循環(huán)次數(shù) ⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)，按計算式(10-12)得 （2）計算相關數(shù)值 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 ②計算圓

10、周速度 ③計算齒寬及模數(shù) ④計算總相重合度 ⑤計算載荷系數(shù) 查表可得使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，查表10-8可得動載系數(shù)，由表10-4查得的值與直齒輪的相同，為1.419 ， 故載荷系數(shù) ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得 ⑦計算模數(shù) 3、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試算即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①、計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，查圖10-28可得螺旋角影響系數(shù)。 ③查圖可選取區(qū)域系數(shù)，，則有 ④查表取應力校正系數(shù)，。 ⑤查表取齒形系數(shù)，。(線性插值法) ⑥查圖10-20C可得小齒輪的彎曲

11、疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 ⑦查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑧計算彎曲疲勞許用應力 ，取彎曲疲勞安全系數(shù)，按計算式(10-22)計算得 ⑨計算大、小齒輪的并加以計算 大齒輪的數(shù)值較大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有 取，則 4、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。

12、 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取，。 5、 三維建模 低速軸大齒輪 （1）從toolbox調用齒輪如下圖 （2） 填入相關數(shù)據(jù)如下圖 （3） 生成齒輪如下圖 （4） 再把齒輪作進一步修改以下面早圖為輪廓以齒輪軸線為軸，做旋轉切除。 （5） 在做倒角和圓角 （6） 以PlaneMid為對稱面做旋轉切除、圓角、倒角的鏡像 （7） 作如下草圖進行拉伸切除 （8） 在做此特征的圓周陣列，如下圖 （9） 作如下草圖，在做拉伸切除 繪制其他齒輪都很類似，在此不在敘述

13、(2)低速級齒輪 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 （3）材料選擇，在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料，沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表可選擇小齒輪材料為40(調質)，硬度為52HRC；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為45HRC. （4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) （5）選取螺旋角，初選螺旋角 2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①試選 ②小齒輪傳遞轉矩 ③查表10-7可選取齒寬系數(shù), 查圖

14、10-26可選取區(qū)域系數(shù)，，則有 ④查表可得材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。 ⑥按計算式計算應力循環(huán)次數(shù) ⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù),于是得 （2）計算相關數(shù)值 ①試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 ②計算圓周速度 ③計算齒寬及模數(shù) ④計算總相重合度 ⑤計算載荷系數(shù) 查表可得使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，查表可得動載系數(shù)，，， 故載荷系數(shù) ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得

15、 ⑦計算模數(shù) 3、按齒根彎曲強度設計，按計算式試算即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，查圖可得螺旋角影響系數(shù)。 ③計算當量齒數(shù) ④查表可取齒形系數(shù)，。 ⑤查表可取應力校正系數(shù)，。(線性插值法) ⑥查圖可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查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑧計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，按計算式計算 ⑨計算大、小齒輪的并加以計算 大齒輪的數(shù)值較大。 （2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模

16、數(shù)，故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有 取，則 4、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取，。 5 軸的設計計算 因為減速器的各軸設計基本類似，所以以低速軸為例進行設計及校核！ 低速軸的設計 1、求作用在齒輪上的力 因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的、、都是作用力與反作用力的關系，則 2、

17、選取材料 可選軸的材料為45鋼，調質處理。 3、計算軸的最小直徑，查表可取 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，下面進行聯(lián)軸器的選擇： 1、）聯(lián)軸器類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2、）載荷計算 公稱轉矩T=9.55106P/n=2841N.M 由表14-1 查得KA=1.3，故由式（14-1）得計算轉矩為 Tca=KAT=3693.3 N.M 3、）型號選擇 從GB 4323-84 中查得TL11型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為4000N.M 符合 要求，軸徑為80 mm。 4、軸徑和軸段： （1）、為了滿足半聯(lián)軸器安裝的軸向定位要求，最

18、外段的長為172mm，它的臨段徑向要有軸肩定位。 （2） 、初選圓錐滾子軸承30220，其尺寸為dDTBC=100180373429 （3） 、取齒輪1、3距箱體內壁距離為12.5mm，中速軸中間的軸肩厚度為15mm，及齒輪2、3厚度可得箱體內寬為210mm （4） 、軸肩定位高度h=（0.07~0.1）d （5）、非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設置的，其高度沒有嚴格要求，一般取為1~2。 （6）、擋油環(huán)，軸套的部分尺寸參考軸肩定位。 （7）、聯(lián)軸器內端距端蓋螺帽外端為20mm螺釘M18 的k=11.5 ，墊片厚度均為2mm。 （8）、軸上

19、零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵型連接。軸與齒輪連接采用平鍵，L=80，齒輪輪轂與軸的配合為。同樣半聯(lián)軸器與軸連接，采用鍵。半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 5、軸上齒輪所受切向力，徑向力，軸向力 ，。 6、求兩軸承所受的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系 圖一 圖二 圖三 9、求兩軸承的計算軸向力和 對于型軸承，軸承的派生軸向力 故 10、求軸承的當量動載

20、荷和 查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為： 對于軸承1 ， 對于軸承2 ， 因軸承運轉載荷平穩(wěn)，按表13-6，，取 則。 。 11、求該軸承應具有的額定載荷值 因為則有 預期壽命 故合格 12、彎矩圖的計算 水平面： ,. AB段：彎矩為0 BC段： CD段： 鉛垂面：,. AB段彎矩為0 BC段: CD段： 做彎矩圖如下 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表 表5

21、 載荷 水平面 垂直面 支持力 彎矩 總彎矩 扭矩 13、按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得，因此，故安全。 7、確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2。 6.箱體結構的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度

22、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?shù)接统氐酌娴木嚯xH為27mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為12，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加

23、工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，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(wěn)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 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。 釘

24、桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 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(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 12 箱蓋壁厚 10 箱蓋凸緣厚度 18 箱座凸緣厚度 18 箱座底凸緣厚度 30 地腳螺釘直徑 M22 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M18 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑

25、 =（0.5~0.6） M14 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 10 ，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34 26 22 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28 20 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 55 大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內機壁距離 > 15 機蓋，機座肋厚 m1=9 m= 9 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 112（1軸）

26、130（2軸） 230（3軸） 軸承旁聯(lián)結螺栓距離 12 7. 潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，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，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+ 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 8、 減速器裝配體及部分零件圖片 9、參考文獻 〔1〕濮良貴,紀明剛. 機械設計. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001 〔2〕劉會英，楊志強。 機械基礎綜合課程設計 43