0113-帶式運輸機傳動裝置設計（二級直齒圓柱齒輪減速器）【CAD圖+說明書】
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一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器
1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。
3． 知條件：運輸帶卷筒轉速，
減速箱輸出軸功率馬力。
二、 傳動裝置總體設計：
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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：
三、 選擇電機
１. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：
－帶傳動效率：0.96
－每對軸承傳動效率：0.99
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96
－聯軸器的傳動效率：0.993
—卷筒的傳動效率：0.96
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：
2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=24
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉速的可選范圍是：
符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：
方案
電動機型號
額定功率
同步轉速
r/min
額定轉速
r/min
重量
總傳動比
1
Y112M-2
4KW
3000
2890
45Kg
152.11
2
Y112M-4
4KW
1500
1440
43Kg
75.79
3
Y132M1-6
4KW
1000
960
73Kg
50.53
4
Y160M1-8
4KW
750
720
118Kg
37.89
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3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：
額定功率kW
滿載轉速
同步轉速
質量
A
D
E
F
G
H
L
AB
4
960
1000
73
216
38
80
10
33
132
515
280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比：取 則
取經計算
注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。
五 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1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
１. 各軸轉速：
2各軸輸入功率：
3各軸輸入轉矩：
運動和動力參數結果如下表：
軸名
功率P KW
轉矩T Nm
轉速r/min
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機軸
3.67
36.5
960
1軸
3.52
3.48
106.9
105.8
314.86
2軸
3.21
3.18
470.3
465.6
68
3軸
3.05
3.02
1591.5
1559.6
19.1
4軸
3
2.97
1575.6
1512.6
19.1
六 設計V帶和帶輪：
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本表13-6得： 則
根據=4.4, =960r/min,由課本圖13-5，選擇A型V帶，取。
查課本第206頁表13-7取。
為帶傳動的滑動率。
②驗算帶速： 帶速在范圍內，合適。
③取V帶基準長度和中心距a：
初步選取中心距a：，取。
由課本第195頁式（13-2）得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。
④驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。
⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：
查課本第203頁表13-3由內插值法得。
EF=0.1
=1.37+0.1=1.38
EF=0.08
查課本第202頁表13-2得。
查課本第204頁表13-5由內插值法得。=163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959
則
取根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：
作用在軸上壓力：
。
七 齒輪的設計：
1高速級大小齒輪的設計：
①材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則取
實際傳動比：
傳動比誤差：。
齒寬：取
高速級大齒輪： 高速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：
查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬計算：
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計：
①材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數，取齒寬系數
計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：
取 則 取
計算傳動比誤差：合適
齒寬：則取
低速級大齒輪：
低速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬計算：
安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下：
名稱
符號
計算公式
結果
箱座厚度
10
箱蓋厚度
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊
6
軸承旁聯結螺栓直徑
M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（0.5 0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.40.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.30.4）
8
定位銷直徑
=（0.70.8）
8
，，至外箱壁的距離
查手冊表11—2
34
22
18
，至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2
28
16
外箱壁至軸承端面距離
=++（510）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚
9
8.5
軸承端蓋外徑
+（55.5）
120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
九 軸的設計：
1高速軸設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊第9頁表1-16取。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用6009軸承。
L3=B++2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承，取。L4根據箱體內壁線確定后在確定。
裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：
查手冊51頁表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
求垂直面的支反力：
求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：
求水平面的支承力：
由得
N
N
求并繪制水平面彎矩圖：
求F在支點產生的反力：
求并繪制F力產生的彎矩圖：
F在a處產生的彎矩：
求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把與直接相加。
求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）
計算危險截面處軸的直徑：
因為材料選擇調質，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：
因為，所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核：
軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取
按最不利考慮，則有：
則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下：
5鍵的設計與校核:
根據，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由于在范圍內，故軸段上采用鍵：,
采用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取=50得查課本155頁表10-10所選鍵為：
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取C=100。
②根據課本第230頁式14-2得：
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+++=18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪，且取，L2=128，因為要比齒輪孔長度少。
段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3==10。
裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+++3+=18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：
求垂直面的支反力
計算垂直彎矩：
求水平面的支承力：
計算、繪制水平面彎矩圖：
求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：
求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）
計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由于，所以該軸是安全的。
軸承壽命校核：
軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取
則，軸承使用壽命在年范圍內，因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑤鍵的設計與校核：
已知參考教材表10-11，由于所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：
所以所選鍵為:
從動軸的設計：
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取
②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。
③設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:。
④設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭，取，查手冊9頁表1-16取。
⑦設計軸環(huán)及寬度b
使齒輪軸向定位，故取取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定(后面將會講到).
因為,所以
軸頭長度因為此段要比此輪孔的長度短
其它各軸段長度由結構決定。
（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力：
徑向力：
求垂直面的支反力：
計算垂直彎矩：
.m
求水平面的支承力。
計算、繪制水平面彎矩圖。
求F在支點產生的反力
求F力產生的彎矩圖。
F在a處產生的彎矩：
求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把與直接相加。
求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）
計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇調質，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：
考慮到鍵槽的影響，取
因為，所以該軸是安全的。
（5）．軸承壽命校核。
軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取
按最不利考慮，則有：
則,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：
（7）鍵的設計與校核：
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為:.
十 高速軸大齒輪的設計
因 采用腹板式結構
代號
結構尺寸和計算公式
結果
輪轂處直徑
72
輪轂軸向長度
84
倒角尺寸
1
齒根圓處的厚度
10
腹板最大直徑
321.25
板孔直徑
62.5
腹板厚度
25.2
電動機帶輪的設計
代號
結構尺寸和計算公式
結果
手冊157頁
38mm
68.4mm
取60mm
81mm
74.7mm
10mm
15mm
5mm
十一.聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定：
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。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料：
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅圣國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅圣國，李平林等主編。
《機械課程設計》（重慶大學出版社）——周元康等主編。
《機械設計基礎》（第四版）課本——楊可楨 程光蘊 主編。
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圓柱齒輪
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