1機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定…………………………………………… … .2二、原始數據………………………….…………….…………………2三、確定電動機的型號…………….……………….……………… .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配……………………………… .3五、傳動零件設計計算………………………….……………………. .41、V 帶………………………………………………………. .42、齒輪………………………………………………………….63、減速箱箱體………………………………………….… 114、軸及滾動軸承設計計算…………………………… 12六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核…………………………….……. … .16七、滾動軸承設計選擇和計算…………………………….……… . .17八、減速器密封和潤滑的設計……………………………………. . …18九、聯(lián)軸器的設計計算……………………….……………………. 2…18設計題目：V 帶——單級圓柱減速器設計者： 學 號：指導教師： 2016 年 1 月 6 日帶式運輸機一級齒輪減速器設計一、帶式運輸機傳動圖如下：3二、原始數據1．輸送帶工作拉力：F=1300N ； 2．輸送帶工作速度：V=1.4m/s ； 3．滾筒直徑：D=250mm ；6．運輸機連續(xù)工作，使用壽命 10 年，每年 365 天，兩班制，傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，輸送帶速度允許誤差為+_5%。三、確定電動機的型號(1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機(2) 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率： P=FV/1000=1300×1.4/1000=1.82KW傳動裝置的總效率： 213456???， ， ， ， ， 分別是：V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等1?23456級為 7） ，滾動軸承（圓錐滾子軸承一對） ，聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器） ，滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查《課程設計》表 2-3，取： 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8?????所以： 2??電動機所需功率：Pd=KPw/η=1 ×1.82/0.905=2.015kW 式中，取載荷系數 ＝1K（3）選擇電動機的轉速滾筒的轉速： n 筒 =60×1000V/πD=60 ×1000×1.40/π×250r/min=106.9r/min電動機的合理同步轉速： 取 V 帶傳動比范圍(表 2-2) ＝2～4；單級齒輪減速1i器傳動比 ＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=5~23。故電動機轉速的可選范圍2i為 n=（ 5~23）×106.9r/min=534.5～2448.7r/min符合這一范圍的同步轉速有 1000 和 1500r/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：如指導書 P15 頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/min 確定電動機型號：根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y132S-4。查表 16-1 得 電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）電動機型號 額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速 nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、確定傳動裝置總傳動比及分配傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=20.61分配各級傳動比初取齒輪 i=3.9帶∵ i?總 齒 帶∴ /2.61/5.總齒 帶（1）計算各軸的輸入功率電動機軸： P=Pd=2kW軸Ⅰ（減速器高速軸 IP=20.96=184KW??A軸Ⅱ（減速器低速軸） I .908=1.73?A（2） 計算各軸得轉速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸Ⅰ I=i1403.9=6.2r/min?帶軸Ⅱ In//51齒 輪（3）計算各軸得轉矩電動機軸 29506.53140ddmPTNmn????軸Ⅰ 11.89.3軸Ⅱ 22.7 95056.42PTNmn????上述數據制表如下：參數軸名輸入功率（ ）kW轉速（ /inr）輸入轉矩（ ?）傳動比i效率 ?電動機軸 2 1440 26.53 3.9 0.96軸Ⅰ（減速器高速軸）1.84 369 99.385.9 0.995軸Ⅱ（減速器低速軸）1.73 63 565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通 V 帶傳動得設計計算① 確定計算功率 CP則： ，式中工作情況系數取 ＝1.21.2.4aAdKkW???AK② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖 10-10，選C1n擇 A 型 V 帶。③ 確定帶輪的基準直徑 12,d取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑10dm?213.90dim???根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 2 4d④ 驗證帶速 ,在13.407.56/6061dnv s??之間。故帶的速度合適。5/~2/s⑤確定 V 帶的基準直徑和傳動中心距 0a初選傳動中心距范圍為： ，取????1212dd???04am?V 帶的基準長度： ?? ?0 22110 124056.544dddLaa?????????查《機械設計基礎》表 10-2，選取帶的基準直徑長度 0dLm?實際中心距： 0041.2579.32dLa????⑥ 驗算主動輪的最小包角 1814.9da????????故主動輪上的包角合適。 ⑦ 計算 V 帶的根數 z由 ， ，??0CaLPzK????140/minr?10d?查《機械設計基礎》表 10-5，得 ，由 ，查表 10-6，得0.32P.9i，0.17P?查表 10-7，得 ，查表 10-2，得0.8??.LK?6， 取 根。??4.83.71.32070.9z????4z?⑧ 計算 V 帶的合適初拉力 F查《機械設計基礎》表 10-1，取205.1CaPFqvzvK????????? 0.1/qkgm?得 204.850.1754.187N????⑨ 計算作用在軸上的載荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz????⑩ 帶輪的結構設計（單位）mm帶輪尺寸小帶輪 大帶輪槽型 A A基準寬度 db11 11基準線上槽深 minah2.75 2.75基準線下槽深 if 8.7 8.7槽間距 e15 0.3?15 0.3?槽邊距 minf 9 9輪緣厚 i?6 6外徑 ad1205.adah??2405.adah??內徑 s 30 30帶輪寬度 3B3263Bfe??3263Bfe??帶輪結構 實心式 輪輻式V 帶輪采用鑄鐵 HT150 或 HT200 制造，其允許的最大圓周速度為 25m/s.2.齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數7① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）② 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調質， （考慮到1230HBS?齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為： ZG310-570,調質，240HBS?③選取齒輪為 7 級的精度（GB 10095－1998）④ 初選螺旋角 14???⑤ 選小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數z2175.90z??（2）按齒面接觸疲勞強度設計 2t131t2udkTHEd????????????????1 選初選載荷系數 Kt=1.6 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 554119.9.3.849.N6010mpn??????3 選取齒寬系數 d=?4 有表 10—6 查得材料的彈性影響系數 ，由圖 10—30 選取區(qū)12E=89.MpaZ域系數 。H2.43Z5 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Hlim160 Pa?疲勞強度極限 Hlim=50 MPa?6 計算應力循環(huán)次數 91hj639128301)=.627NnL???（82.059?7 接觸疲勞壽命系數 12.9;0.95HNHNK?8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1.則 ??11540HNLimMPaSK????225.HNLimMPaS???8??12531.HMPa????????9 計算小齒輪分度圓直徑查表的 120.78,.???65???=55.43mm2t31t2u1dkThedz????????????????10 計算圓周速度 1.45.3691./600dnv ms????11 計算齒寬 b 及模數 nt15.43.td??1coscos3.167tnt mmZ?????2.5.36.nth4807.1b?12 計算重合度 ?10.3tan.317tan41.38bdz???????13 計算載荷系數 k已知使用系數 ，根據 v=1.1m/s，7 級精度，查得動載系數AK=1.07； =1.42， =1.32， 。VH?F?1.2HFK??1.0421.8AV????14 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 331 .85.45.216tTKmd???15 計算模數 n91cos58.2cos143.7n mdmz?????（3）按齒根彎曲強度設計2132FaSndKCOTYZ??????????1 確定公式內的各計算數值查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞150FEMPa?強度極限 ；彎曲疲勞壽命系數2380FEMPa?12.8,0.8FNFNK?2 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，??110.85289.4FNEaPaSK????22.3.61FEM?????3 計算載荷系數 .072.19AVHFYK?????4 根據縱向重合度 =1.348，查得螺旋角影響系數b?0.8Y?5 計算當量齒數 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ?? ????6 查取齒形系數 12.7,.FaFaY7 查取應力校正系數12.536,1.9SaSa?8 計算大、小齒輪的 并加以比較FSaY?????12.871.5360.29FaSY???????102.18.7920.1633FaSY????????大齒輪的數值大9 設計計算： 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm??????對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于齒根nm彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 =2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足n接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =58.28 來計算應有的齒1d數。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm?????取 ，則 ，取1 =2321.935.7iZ齒 2 =136Z（4）幾何尺寸計算1 計算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za?????圓整后后中心距為 205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角??12nz+23+6.5=arcos=arcos=140'8“? ??（ ）因 改變不多，故參數 、 、 等不必修正。??k?HZ3 計算大、小齒輪的分度圓直徑1nzm23.5d=m=9.3cos410'8“???2n6.0.'4 計算齒輪寬度mmd1b=59.3?圓整后取 21B60m=5，11② 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)結果名稱 代號計算公式小齒輪 大齒輪中心距 a??12cosnzm???205mm傳動比 i2 5.9法面模數 n設計和校核得出 2.5端面模數 tm cosnt??2.58法面壓力角 n?略 20?螺旋角 ?一般為 8~20? 14'8“?全齒高 h afh??4.5mm齒數 Z 略 23 136分度圓直徑 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齒頂圓直徑 a略 63.3mm 354.9mm齒根圓直徑 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齒輪寬 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計：查《機械設計課程設計手冊》表 11-1 及結果列于下表：名稱 符號 尺寸大小 結果(mm)機座壁厚 ?一級 0.2518a??二級 38機蓋壁厚 1一級 二級 .8機座凸圓厚度 b ?12機蓋凸圓厚度 1 1512機座底凸圓厚度 2 2. 20地腳螺釘直徑 fd0.036a+12 2012地腳螺釘數目 n2504~6an???時 ， 時 ，時 ， 84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d.7fd15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑2(05)f 10聯(lián)接螺栓 的間距2dl150~200 150軸承端蓋螺釘直徑 3 (.4~)fd10窺視孔蓋螺釘直徑 4d 03f 8定位銷直徑 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距離1C略至凸緣邊緣距f、離2略軸承旁凸臺半徑 1R 2C凸臺高度 h 略外箱壁至軸承座端面距離l12(5~0)?鑄造過度尺寸 xy、 略大齒輪頂圓與內箱壁間距1?.??10齒輪端面與內箱壁距離2 10箱蓋、箱座肋厚 1m、 110.85;.m??6.8,6.8軸承端蓋外徑 2D3(~.d?軸 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s2sD?一 般 取4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力： P3.84T=9509509382n6Nm???????因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d=5而 t12382Fd.??13rtantan20F=35158coscos14'“N??????at t'8=7(1)按扭轉強度估算軸的最小直徑選用 45 號鋼調質，硬度 217~255HBS 軸的輸入功率為 ，轉3.84IPKW?速為 r/min369IN?取 A=112，于是得： 330.84d122.5IPAm???(2)確定軸各段直徑和長度1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 。則(1)2(41)52963BZef m????????第一段長度取 165L?2 右起第二段直徑取 D2=Φ38mm 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=70mm3 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 型軸承，其尺寸為 d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為 D3=Φ40mm，長度為 L3=18mm4 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=Φ48mm，長度取 L4= 10mm5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 Φ63.3mm，分度圓直徑為 Φ59.3mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為D5=Φ 44mm，長度為 L5=63mm6 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= 10mm7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向141 小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm2 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =99382N·mm3 求圓周力：Ftt1T9382F=5d5.N????4 求徑向力 Frrtantan01258coscos14'“N????（4）軸長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。水平面的支反力： /235/167ABtRF?垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/215869ABrN（5）畫彎矩圖第四段剖面 C 處的彎矩：面的彎矩： 72/103.912cAMmN?????面的彎矩： 12''' 8Rm??彎矩：22121(')3.98.0.CC??（7）畫轉矩圖： T= Ft×d1/2=99.39N·m（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.9(.306)1eCMTNm???????α（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 C 為危險截面。已知 由《設計基礎》表 13-1 有:26eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??22343//(0.1)10.891eCeCMWDMPa??????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： 25.6TNm??（ α ）??31//(0)59.631.2.91e Pa???????所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算15（1）按扭轉強度估算軸的直徑選用 45 號鋼調質，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 =3.73Kw，轉速為 =63 r/minIPIN據《設計基礎》P205 （13-2）式，并查表 13-2，取 01A?d≥ 330.7142.86IAmN??(2)確定軸各段直徑和長度1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取 Φ45mm，根據計算轉矩，查標準 GB/T 5014—2003，2CaA3.7T=K.950N=5.047m6????選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 L=84mm,軸段長 L1=82mm2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 Φ52mm,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(lián)軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為 L2=74mm3 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 6211 型軸承，其尺寸為 d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為 Φ55mm，長度為 L3=364 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 350.9mm，則第四段的直徑取 Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=58mm5 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=Φ 66mm ,長度為 L5=10mm6 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 D6=61mm，長度為 L6=5mm.7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ55mm，長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑： =350.9mm2d2 作用在齒輪上的轉矩為： T2 =5.65×105N·mm3 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.65×105/350.9=3220.29N164 求徑向力 FrFr=Ft·tanα=3220.29× N=813.66Ntan140'8“?（4）軸長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。水平面的支反力： /230.9/160.5ABtRFN??垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/2813.648ABrRFN?（5）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩： 2/09.3AMm????垂直面的彎矩： 1'''/125.RN合成彎矩： 22'810.97CC Nm?????（6）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2×1000=565 N·m（7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.97(.65)354.29eMTNm????????α（8）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 C 為危險截面。已知 ,由《設計基礎》表 13-1 有:2354.9eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??2234//(0.1).16.1eCeCMWDMPa???????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：20.539DTNm??（ α ） ??13//()391.47.21e Pa???????所以確定的尺寸是安全的 。六、鍵聯(lián)接設計1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=30mm,L1=65mm，查手冊得選用 C 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm， =26.53N·m ，h=7mm。根據 σ p dT=4 ·T/(d·h·L)式得17σ p =4 ·T/(d·h·L)=4×26.53×1000/（30×7 ×57）=8.87Mpa [σ R] (110Mpa)2．輸入軸與齒輪 1 聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=44mm L2=63mm =99.38Nm，查手冊 P53 選 A 型平鍵，得 B 鍵 12×8 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm，h=8mm。 σ p =4 · /（ d·h·l）1T=4×99.38×1000/（44×8 ×51）= 22.143Mpa [σ p] (110Mpa)3．輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L 3=58mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT18×11 GB1096-79 ，L=L 3-b=60-18=42mm， h=11mm 得σ p =4· /（ d·h·l）I=4×565.42×1000/（60× 11×42）=81.59Mpa [σ p] (110Mpa) 4．輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d 4 =45mm，L 4=82mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT12×8，12×8 GB1096-79 ，L=L 4-b=82-12=70mm，h=8mm.σ p =4 · /（d·h· l）I=4×565.42×1000/（45× 8×70）= 89.749Mpa [σ p] (110Mpa)七、滾動軸承設計根據條件：軸承預計壽命 10×360×8×2=57600 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=1258N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承 =3?181 1d 36 6f0.25809C'=(570)961tpn N????????????（3）選擇軸承型號查《設計手冊》表 6-1，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格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=813.66N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承 =3?1 1d 36 6f0.283.0C'=(57)841tpn N????????????（3）選擇軸承型號查設計基礎表 11-5，選擇 6211 軸承 Cr=43.2KN 由設計基礎式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格八、密封和潤滑的設計1．密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2．潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞 1KW 需油量V0=0.35~0.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算19計算轉矩 TC=KA×TⅡ=1.3×565.42=735.05N·m，其中 KA 為工況系數，由設計基礎表 14-1 得 KA=1.3（3）型號選擇根據 TC，軸徑 d，軸的轉速 n， 查標準 GB/T 5014—2003，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=6300r/min ,故符合要求。1機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定…………………………………………… … .2二、原始數據………………………….…………….…………………2三、確定電動機的型號…………….……………….……………… .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配……………………………… .3五、傳動零件設計計算………………………….……………………. .41、V 帶………………………………………………………. .42、齒輪………………………………………………………….63、減速箱箱體………………………………………….… 114、軸及滾動軸承設計計算…………………………… 12六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核…………………………….……. … .16七、滾動軸承設計選擇和計算…………………………….……… . .17八、減速器密封和潤滑的設計……………………………………. . …18九、聯(lián)軸器的設計計算……………………….……………………. 2…18設計題目：V 帶——單級圓柱減速器設計者： 學 號：指導教師： 2016 年 1 月 6 日帶式運輸機一級齒輪減速器設計一、帶式運輸機傳動圖如下：3二、原始數據1．輸送帶工作拉力：F=1300N ； 2．輸送帶工作速度：V=1.4m/s ； 3．滾筒直徑：D=250mm ；6．運輸機連續(xù)工作，使用壽命 10 年，每年 365 天，兩班制，傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，輸送帶速度允許誤差為+_5%。三、確定電動機的型號(1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機(2) 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率： P=FV/1000=1300×1.4/1000=1.82KW傳動裝置的總效率： 213456???， ， ， ， ， 分別是：V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等1?23456級為 7） ，滾動軸承（圓錐滾子軸承一對） ，聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器） ，滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查《課程設計》表 2-3，取： 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8?????所以： 2??電動機所需功率：Pd=KPw/η=1 ×1.82/0.905=2.015kW 式中，取載荷系數 ＝1K（3）選擇電動機的轉速滾筒的轉速： n 筒 =60×1000V/πD=60 ×1000×1.40/π×250r/min=106.9r/min電動機的合理同步轉速： 取 V 帶傳動比范圍(表 2-2) ＝2～4；單級齒輪減速1i器傳動比 ＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=5~23。故電動機轉速的可選范圍2i為 n=（ 5~23）×106.9r/min=534.5～2448.7r/min符合這一范圍的同步轉速有 1000 和 1500r/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：如指導書 P15 頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/min 確定電動機型號：根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y132S-4。查表 16-1 得 電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）電動機型號 額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速 nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、確定傳動裝置總傳動比及分配傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=20.61分配各級傳動比初取齒輪 i=3.9帶∵ i?總 齒 帶∴ /2.61/5.總齒 帶（1）計算各軸的輸入功率電動機軸： P=Pd=2kW軸Ⅰ（減速器高速軸 IP=20.96=184KW??A軸Ⅱ（減速器低速軸） I .908=1.73?A（2） 計算各軸得轉速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸Ⅰ I=i1403.9=6.2r/min?帶軸Ⅱ In//51齒 輪（3）計算各軸得轉矩電動機軸 29506.53140ddmPTNmn????軸Ⅰ 11.89.3軸Ⅱ 22.7 95056.42PTNmn????上述數據制表如下：參數軸名輸入功率（ ）kW轉速（ /inr）輸入轉矩（ ?）傳動比i效率 ?電動機軸 2 1440 26.53 3.9 0.96軸Ⅰ（減速器高速軸）1.84 369 99.385.9 0.995軸Ⅱ（減速器低速軸）1.73 63 565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通 V 帶傳動得設計計算① 確定計算功率 CP則： ，式中工作情況系數取 ＝1.21.2.4aAdKkW???AK② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖 10-10，選C1n擇 A 型 V 帶。③ 確定帶輪的基準直徑 12,d取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑10dm?213.90dim???根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 2 4d④ 驗證帶速 ,在13.407.56/6061dnv s??之間。故帶的速度合適。5/~2/s⑤確定 V 帶的基準直徑和傳動中心距 0a初選傳動中心距范圍為： ，取????1212dd???04am?V 帶的基準長度： ?? ?0 22110 124056.544dddLaa?????????查《機械設計基礎》表 10-2，選取帶的基準直徑長度 0dLm?實際中心距： 0041.2579.32dLa????⑥ 驗算主動輪的最小包角 1814.9da????????故主動輪上的包角合適。 ⑦ 計算 V 帶的根數 z由 ， ，??0CaLPzK????140/minr?10d?查《機械設計基礎》表 10-5，得 ，由 ，查表 10-6，得0.32P.9i，0.17P?查表 10-7，得 ，查表 10-2，得0.8??.LK?6， 取 根。??4.83.71.32070.9z????4z?⑧ 計算 V 帶的合適初拉力 F查《機械設計基礎》表 10-1，取205.1CaPFqvzvK????????? 0.1/qkgm?得 204.850.1754.187N????⑨ 計算作用在軸上的載荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz????⑩ 帶輪的結構設計（單位）mm帶輪尺寸小帶輪 大帶輪槽型 A A基準寬度 db11 11基準線上槽深 minah2.75 2.75基準線下槽深 if 8.7 8.7槽間距 e15 0.3?15 0.3?槽邊距 minf 9 9輪緣厚 i?6 6外徑 ad1205.adah??2405.adah??內徑 s 30 30帶輪寬度 3B3263Bfe??3263Bfe??帶輪結構 實心式 輪輻式V 帶輪采用鑄鐵 HT150 或 HT200 制造，其允許的最大圓周速度為 25m/s.2.齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數7① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）② 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調質， （考慮到1230HBS?齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為： ZG310-570,調質，240HBS?③選取齒輪為 7 級的精度（GB 10095－1998）④ 初選螺旋角 14???⑤ 選小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數z2175.90z??（2）按齒面接觸疲勞強度設計 2t131t2udkTHEd????????????????1 選初選載荷系數 Kt=1.6 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 554119.9.3.849.N6010mpn??????3 選取齒寬系數 d=?4 有表 10—6 查得材料的彈性影響系數 ，由圖 10—30 選取區(qū)12E=89.MpaZ域系數 。H2.43Z5 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Hlim160 Pa?疲勞強度極限 Hlim=50 MPa?6 計算應力循環(huán)次數 91hj639128301)=.627NnL???（82.059?7 接觸疲勞壽命系數 12.9;0.95HNHNK?8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1.則 ??11540HNLimMPaSK????225.HNLimMPaS???8??12531.HMPa????????9 計算小齒輪分度圓直徑查表的 120.78,.???65???=55.43mm2t31t2u1dkThedz????????????????10 計算圓周速度 1.45.3691./600dnv ms????11 計算齒寬 b 及模數 nt15.43.td??1coscos3.167tnt mmZ?????2.5.36.nth4807.1b?12 計算重合度 ?10.3tan.317tan41.38bdz???????13 計算載荷系數 k已知使用系數 ，根據 v=1.1m/s，7 級精度，查得動載系數AK=1.07； =1.42， =1.32， 。VH?F?1.2HFK??1.0421.8AV????14 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 331 .85.45.216tTKmd???15 計算模數 n91cos58.2cos143.7n mdmz?????（3）按齒根彎曲強度設計2132FaSndKCOTYZ??????????1 確定公式內的各計算數值查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞150FEMPa?強度極限 ；彎曲疲勞壽命系數2380FEMPa?12.8,0.8FNFNK?2 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，??110.85289.4FNEaPaSK????22.3.61FEM?????3 計算載荷系數 .072.19AVHFYK?????4 根據縱向重合度 =1.348，查得螺旋角影響系數b?0.8Y?5 計算當量齒數 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ?? ????6 查取齒形系數 12.7,.FaFaY7 查取應力校正系數12.536,1.9SaSa?8 計算大、小齒輪的 并加以比較FSaY?????12.871.5360.29FaSY???????102.18.7920.1633FaSY????????大齒輪的數值大9 設計計算： 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm??????對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于齒根nm彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 =2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足n接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =58.28 來計算應有的齒1d數。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm?????取 ，則 ，取1 =2321.935.7iZ齒 2 =136Z（4）幾何尺寸計算1 計算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za?????圓整后后中心距為 205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角??12nz+23+6.5=arcos=arcos=140'8“? ??（ ）因 改變不多，故參數 、 、 等不必修正。??k?HZ3 計算大、小齒輪的分度圓直徑1nzm23.5d=m=9.3cos410'8“???2n6.0.'4 計算齒輪寬度mmd1b=59.3?圓整后取 21B60m=5，11② 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)結果名稱 代號計算公式小齒輪 大齒輪中心距 a??12cosnzm???205mm傳動比 i2 5.9法面模數 n設計和校核得出 2.5端面模數 tm cosnt??2.58法面壓力角 n?略 20?螺旋角 ?一般為 8~20? 14'8“?全齒高 h afh??4.5mm齒數 Z 略 23 136分度圓直徑 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齒頂圓直徑 a略 63.3mm 354.9mm齒根圓直徑 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齒輪寬 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計：查《機械設計課程設計手冊》表 11-1 及結果列于下表：名稱 符號 尺寸大小 結果(mm)機座壁厚 ?一級 0.2518a??二級 38機蓋壁厚 1一級 二級 .8機座凸圓厚度 b ?12機蓋凸圓厚度 1 1512機座底凸圓厚度 2 2. 20地腳螺釘直徑 fd0.036a+12 2012地腳螺釘數目 n2504~6an???時 ， 時 ，時 ， 84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d.7fd15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑2(05)f 10聯(lián)接螺栓 的間距2dl150~200 150軸承端蓋螺釘直徑 3 (.4~)fd10窺視孔蓋螺釘直徑 4d 03f 8定位銷直徑 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距離1C略至凸緣邊緣距f、離2略軸承旁凸臺半徑 1R 2C凸臺高度 h 略外箱壁至軸承座端面距離l12(5~0)?鑄造過度尺寸 xy、 略大齒輪頂圓與內箱壁間距1?.??10齒輪端面與內箱壁距離2 10箱蓋、箱座肋厚 1m、 110.85;.m??6.8,6.8軸承端蓋外徑 2D3(~.d?軸 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s2sD?一 般 取4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力： P3.84T=9509509382n6Nm???????因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d=5而 t12382Fd.??13rtantan20F=35158coscos14'“N??????at t'8=7(1)按扭轉強度估算軸的最小直徑選用 45 號鋼調質，硬度 217~255HBS 軸的輸入功率為 ，轉3.84IPKW?速為 r/min369IN?取 A=112，于是得： 330.84d122.5IPAm???(2)確定軸各段直徑和長度1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 。則(1)2(41)52963BZef m????????第一段長度取 165L?2 右起第二段直徑取 D2=Φ38mm 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=70mm3 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 型軸承，其尺寸為 d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為 D3=Φ40mm，長度為 L3=18mm4 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=Φ48mm，長度取 L4= 10mm5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 Φ63.3mm，分度圓直徑為 Φ59.3mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為D5=Φ 44mm，長度為 L5=63mm6 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= 10mm7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向141 小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm2 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =99382N·mm3 求圓周力：Ftt1T9382F=5d5.N????4 求徑向力 Frrtantan01258coscos14'“N????（4）軸長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。水平面的支反力： /235/167ABtRF?垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/215869ABrN（5）畫彎矩圖第四段剖面 C 處的彎矩：面的彎矩： 72/103.912cAMmN?????面的彎矩： 12''' 8Rm??彎矩：22121(')3.98.0.CC??（7）畫轉矩圖： T= Ft×d1/2=99.39N·m（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.9(.306)1eCMTNm???????α（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 C 為危險截面。已知 由《設計基礎》表 13-1 有:26eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??22343//(0.1)10.891eCeCMWDMPa??????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： 25.6TNm??（ α ）??31//(0)59.631.2.91e Pa???????所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算15（1）按扭轉強度估算軸的直徑選用 45 號鋼調質，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 =3.73Kw，轉速為 =63 r/minIPIN據《設計基礎》P205 （13-2）式，并查表 13-2，取 01A?d≥ 330.7142.86IAmN??(2)確定軸各段直徑和長度1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取 Φ45mm，根據計算轉矩，查標準 GB/T 5014—2003，2CaA3.7T=K.950N=5.047m6????選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 L=84mm,軸段長 L1=82mm2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 Φ52mm,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(lián)軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為 L2=74mm3 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 6211 型軸承，其尺寸為 d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為 Φ55mm，長度為 L3=364 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 350.9mm，則第四段的直徑取 Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=58mm5 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=Φ 66mm ,長度為 L5=10mm6 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 D6=61mm，長度為 L6=5mm.7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=Φ55mm，長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑： =350.9mm2d2 作用在齒輪上的轉矩為： T2 =5.65×105N·mm3 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.65×105/350.9=3220.29N164 求徑向力 FrFr=Ft·tanα=3220.29× N=813.66Ntan140'8“?（4）軸長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。水平面的支反力： /230.9/160.5ABtRFN??垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 ''/2813.648ABrRFN?（5）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩： 2/09.3AMm????垂直面的彎矩： 1'''/125.RN合成彎矩： 22'810.97CC Nm?????（6）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2×1000=565 N·m（7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：22222()10.97(.65)354.29eMTNm????????α（8）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 C 為危險截面。已知 ,由《設計基礎》表 13-1 有:2354.9eNm??［σ-1 ］=60Mpa 則： ??2234//(0.1).16.1eCeCMWDMPa???????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：20.539DTNm??（ α ） ??13//()391.47.21e Pa???????所以確定的尺寸是安全的 。六、鍵聯(lián)接設計1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=30mm,L1=65mm，查手冊得選用 C 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm， =26.53N·m ，h=7mm。根據 σ p dT=4 ·T/(d·h·L)式得17σ p =4 ·T/(d·h·L)=4×26.53×1000/（30×7 ×57）=8.87Mpa [σ R] (110Mpa)2．輸入軸與齒輪 1 聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=44mm L2=63mm =99.38Nm，查手冊 P53 選 A 型平鍵，得 B 鍵 12×8 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm，h=8mm。 σ p =4 · /（ d·h·l）1T=4×99.38×1000/（44×8 ×51）= 22.143Mpa [σ p] (110Mpa)3．輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L 3=58mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT18×11 GB1096-79 ，L=L 3-b=60-18=42mm， h=11mm 得σ p =4· /（ d·h·l）I=4×565.42×1000/（60× 11×42）=81.59Mpa [σ p] (110Mpa) 4．輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d 4 =45mm，L 4=82mm， =565.42N·m。查手冊 P53 選用 A 型平鍵，得 B 鍵IT12×8，12×8 GB1096-79 ，L=L 4-b=82-12=70mm，h=8mm.σ p =4 · /（d·h· l）I=4×565.42×1000/（45× 8×70）= 89.749Mpa [σ p] (110Mpa)七、滾動軸承設計根據條件：軸承預計壽命 10×360×8×2=57600 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=1258N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承 =3?181 1d 36 6f0.25809C'=(570)961tpn N????????????（3）選擇軸承型號查《設計手冊》表 6-1，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格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=813.66N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承 =3?1 1d 36 6f0.283.0C'=(57)841tpn N????????????（3）選擇軸承型號查設計基礎表 11-5，選擇 6211 軸承 Cr=43.2KN 由設計基礎式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP????ε （ ）∴預期壽命足夠∴此軸承合格八、密封和潤滑的設計1．密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2．潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞 1KW 需油量V0=0.35~0.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算19計算轉矩 TC=KA×TⅡ=1.3×565.42=735.05N·m，其中 KA 為工況系數，由設計基礎表 14-1 得 KA=1.3（3）型號選擇根據 TC，軸徑 d，軸的轉速 n， 查標準 GB/T 5014—2003，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=6300r/min ,故符合要求。