Ⅰ 急求帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器畢業設計
前 言
機械設計綜合課程設計在機械工程學科中佔有重要地位，它是理論應用於實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械繫統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。
本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用於礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制葯、造船、機械、環保及食品輕工等領域。
本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。
最後藉此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。
由於缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。
帶式輸送機概論
帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸燃料的機械。應用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用於現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用於水平運輸或傾斜運輸。使用非常方便。
輸送機發展歷史
中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架
空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。
1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此後，輸送機受到機械製造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為材料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。
輸送機的特點
帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比具有輸送距離長、運量大、連續輸送等優點，而且運行可靠，易於實現自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。
帶式輸送機主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨採煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。
帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優點。
帶式輸送機還應用於建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶等部門。
一、 設計任務書
設計一用於帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器
1. 總體布置簡圖
2. 工作情況
工作平穩、單向運轉
3. 原始數據
運輸機捲筒扭矩（N•m） 運輸帶速度（m/s） 捲筒直徑（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 設計內容
(1) 電動機的選擇與參數計算
(2) 斜齒輪傳動設計計算
(3) 軸的設計
(4) 滾動軸承的選擇
(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核
(6) 裝配圖、零件圖的繪制
(7) 設計計算說明書的編寫
5. 設計任務
(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）
(2) 齒輪、軸、軸承零件圖各1張（2號或3號圖紙）
(3) 設計計算說明書一份
二、 傳動方案的擬定及說明
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動:方案,可由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw:
三． 電動機的選擇
1. 電動機類型選：Y行三相非同步電動機
2. 電動機容量
(1) 捲筒軸的輸出功率
(2) 電動機的輸出功率
傳動裝置的總效率
式中， 為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動 ；滾動軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯軸器 ；捲筒軸滑動軸承 ，則
故
(3) 電動機額定功率
由第二十章表20-1選取電動機額定功率
由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍 ，由表2-2查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 ，則電動機轉速可選范圍為
可選符合這一范圍的同步轉速的電動3000 。
根據電動機所需容量和轉速，由有關手冊查出只有一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：
電動機型號 額定功率
電動機轉速
傳動裝置傳動比
Y100L-2 3 同步 滿載 總傳動比 V帶 減速器
3000 2880 62.06 2
三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置總傳動比
2. 分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為
按展開式布置考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近由圖12展開式曲線的
則i
所得 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
四、計算傳動裝置的運動和動力參數：
按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數
1.各軸轉速：
2．各軸輸入功率：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出功率則為輸入功率乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
3. 各軸輸入轉矩：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出轉矩則為輸入轉矩乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
綜上，傳動裝置的運動和動力參數計算結果整理於下表：
軸名 功率
轉矩
轉速
傳動比
效率
輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 2.3 7.63 2880 2
0.96
I軸 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II軸 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III軸
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
捲筒軸 1.94 398.34
第三章 主要零部件的設計計算
§3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計
§3.1.1 高速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，大齒輪為正火處理,小齒輪熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為260HBS,215HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
(1) 確定公式內的各計算數值
1) 試選載荷系數
2) 由以上計算得小齒輪的轉矩：
3) 查6－12（機械設計基礎）表選取齒寬系數 ，查圖6－37（機械設計基礎）按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
4)計算應力循環次數
5) 按接觸疲勞壽命系數
（2） 計算：
1) 帶入 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 的最小值為
3) 計算齒寬： 取 ，
4) 計算分度圓直徑與模數、中心距：
模數: 取第一系列標准值m=1.5
分度圓直徑:
中心距：
5) 校核彎曲疲勞強度:
符合齒形因數 由圖6－40得 ＝4.35， ＝3.98
彎曲疲勞需用應力：
1) 查圖6-41得彎曲疲勞強度極限 ： ;
2) 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
3) 計算彎曲疲勞許用應力.
取彎曲疲勞安全系數S=1,得
4) 校核計算：
<
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
§3.1.2 低速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，熱處理均為正火調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為200HBS,250HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 ，取 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
2) 確定公式內的各計算數值
1） 試選載荷系數
2） 由以上計算得小齒輪的轉矩
3） 查表及其圖選取齒寬系數 ，由圖6－37按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
4） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
5） 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
按接觸疲勞壽命系數
模數： 由表6－2取第一系列標准模數
分度圓直徑：
中心距：
齒寬：
校核彎曲疲勞強度:
復合齒形因數 由圖6－40得
6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
得
校核計算： <
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
對各個軸齒輪相關計算尺寸
表6－3高速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
表6－3低速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
V帶的設計
1)計算功率
2)選擇帶型
據 和 =2880由圖10-12<械設計基礎>選取z型帶
3)確定帶輪基準直徑
由表10-9確定 <械設計基礎>
1) 驗算帶速
因為 故符合要求
2) 驗算帶長
初定中心距
由表10-6選取相近
3) 確定中心距
4) 驗算小帶輪包角
故符合要求
5) 單根V帶傳遞額定功率
據 和 查圖10-9得
8) 時單根V帶的額定功率增量:據帶型及 查表10-2<械設計基礎>得
10)確定帶根數
查表10-3 查表10-4 <械設計基礎>
11) 單根V帶的初拉力
查表10-5
12)用的軸上的力
13帶輪的結構和尺寸
以小帶輪為例確定其結構和尺寸,由圖10-11<械設計基礎>帶輪寬
§3.3 軸系結構設計
§3.3.1 高速軸的軸系結構設計
一、軸的結構尺寸設計
根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖2所示:
圖2
由於結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數C為118。
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表6 高速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
13.6
16
60
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
20(18.88)
50
第3段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6004 B1=12)
20
23
第4段
24(23.6)
145
第5段 齒頂圓直徑
齒寬
33
38
第6段
24
10
第7段
20
23
二、軸的受力分析及計算
軸的受力模型簡化(見圖3)及受力計算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40
三、軸承的壽命校核
鑒於調整間隙的方便,軸承均採用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.
校核步驟及計算結果見下表:
表7 軸承壽命校核步驟及計算結果
計算步驟及內容 計算結果
6007軸承
A端 B端
由手冊查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
計算Fs=eFr(7類)、Fr/2Y(3類) FsA=1809.55 FsB=1584.66
計算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
確定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查載荷系數fP 1.2
計算當量載荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
計算軸承壽命
9425.45h
小於
12480h
由計算結果可見軸承6007合格.
表8 中間軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
由軸承尺寸確定
(軸承預選6008 )
33.6
40
25
第2段
(考慮鍵槽影響)
45(44.68)
77.5
第3段
50
12.5
第4段
99
109
第5段
46
39
考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表10 低速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
(由聯軸器寬度尺寸確定)
52.49
60(55.64)
142
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
64(63.84)
50
第3段
66
16
第4段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6014C )
70
24
第5段
78
75
第6段
20
88
20
第7段
齒寬+10
80(79.8)
119
§3.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核
因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核.
一、 高速級鍵的選擇及校核:
帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B8X7,鍵長50,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)
二、中間級鍵的選擇及校核:
(1) 高速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B14X9GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、20Cr(軸)
此時, 鍵聯結合格.
三、低速級級鍵的選擇及校核
(1)低速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B22X14,鍵長 GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格
(2)聯軸器處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼 (聯軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格.
第四章 減速器箱體及其附件的設計
§4.1箱體結構設計
根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱體結構尺寸
名稱 符號 設計依據 設計結果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小於8
箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸緣厚度 b 1.5δ 16.5
箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 27.5
地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 24(23.61)
地腳螺栓數目 n 時，n=6
6
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df 18
箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 12
軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 8
定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 9
軸承旁凸台半徑 R1 c2 16
凸台高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准 34
外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齒輪頂圓距內壁距離 ∆1 ＞1.2δ 11
齒輪端面與內壁距離 ∆2 ＞δ 10
箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10
軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 120
軸承旁邊連接
螺栓距離
S
120
第五章 運輸、安裝和使用維護要求
1、減速器的安裝
（1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦採用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦採用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。
（2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。
（3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大於所用聯軸器的許用補償量。
（4）減速器安裝好後用手轉動必須靈活，無卡死現象。
（5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇運轉1~3h後方可正式運轉，運轉應平穩、無沖擊、無異常振動和雜訊及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100℃；並按標准規定檢查輪齒面接觸區位置、面積，如發現故障，應及時排除。
2、使用維護
本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸入功率0.85—6660kw，公稱輸出轉矩100—410000N.m，不怕工況條件惡劣，是適用性很好，應用量大面廣的產品。可通用於礦山、冶金、運輸、建材、化工、紡織、輕工、能源等行業的機械傳動。但有以下限制條件：
1.減速器高速軸轉速不高於1000r/min;
2.減速器齒輪圓周速度不高於20m/s;
3.減速器工作環境溫度為—40~45℃，低於0℃時，啟動前潤滑油應預熱到8℃以上，高於45℃時應採取隔熱措施。
3、減速器潤滑油的更換：
（1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h後須更換潤滑油，在以後的使用中應定期檢查油的質量。對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對於每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。
（2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。
（3）換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。
（4）工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉。
減速器應定期檢修。如發現擦傷、膠合及顯著磨損，必須採用有效措施制止或予以排除。備件必須按標准製造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗後才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發現的問題應做認真的記錄 。
小 結
轉眼兩周的時間過去了，感覺時間過得真快，忙忙碌碌終於把機械設計做出來了。我通過這次設計學到了很多東西。使我對機械設計的內容有了進一步的了解.
因為剛結束課程就搞設計,還沒有來得及復習,所以剛開始遇到好多的問題,都感覺很棘手.因為機械設計是把我們這學期所學知識全部綜合起來了,還用到了許多先前開的課程,例如金屬工藝學,材料力學,機械原理等.
首先，我們要運用知識想好用什麼結構，然後進行軸大小長短的設計，要校核，選軸承。最後還要校核低速軸，看能否用。鍵也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有這些都用到了力學和機械設計得內容，可是我當時力學沒有學好，機械設計又沒完全掌握，做這次設計真是不容易啊!.
但通過這次機械設計學到了許多,不僅是在知識方面，重要是在觀念方面。以往我們不管做什麼都有現成的東西，而我們只要算別人現有的東西就可以了，其實那就是抄。但現在很多是自己設計，沒有約束了反而不知所措了。其次，我在這次設計中出現了許多問題,經過常老師得指點,我學到了許多課本上沒有的東西他並且給我們講了一些實際用到的經驗.收獲真是破多啊!最後就是我們大學的課程開了這么多,我們一定要把基礎打牢,為以後的綜合運用打下基礎啊.這次機械設計課程就體現了,我們現在很缺乏把自己學的東西聯系起來的能力.
最後我總結一下通過這次機械設計我學到的。實踐出真知，不假。通過設計我現在可以了解真正的設計是一個怎樣的程序啊.而且其中出現了許多錯誤,為以後工作增加經驗。雖然機設很累，但我很充實，我學到了許多知識，我增加了社會競爭力，我又多了解了機械，又進步了。總之，這次機械設計雖然很累,但是我學到了好多自己從前不知道和沒有經歷的經驗。
參 考 文 獻
1 <<機械設計>>第八版 濮良貴主編 高等教育出版社 ，2006
2 <<機械設計課程設計>>第1版 . 王昆,何小柏主編 .機械工業出版社 ,2004
3 <<機械原理>> 申永勝主編 清華大學出版社 ,1999
4 <<材料力學 >> 劉鴻文主編 高等教育出版社 ,2004
5 <<幾何公差與測量>>第五版 甘永力主編 上海科學技術出版社 ，2003
6 <<機械制圖>>
Ⅱ 機械設計-課程設計-帶式運輸機傳動裝置-二級齒輪減速器
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：運輸帶捲筒轉速 ，
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：齒輪相對於軸承不對稱分布，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
—捲筒的傳動效率：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=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40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
註： 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級精度製造，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級精度製造，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
=（0.4 0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3 0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7 0.8）
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
= + +（5 10）
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
+（5 5.5）
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後在確定。
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，並繪制垂直彎矩圖：
求水平面的支承力：
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖：
求F在支點產生的反力：
求並繪制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：（取摺合系數 ）
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，由於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,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用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：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，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，由於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，由於 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圓整成標准值，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准值，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 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環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 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 (後面將會講到).
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：（取摺合系數 ）
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，由於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 採用腹板式結構
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：
因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。
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 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅聖國，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。
Ⅲ 二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計 有的借看看咯~~
僅供參考
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V
表一:
題號
參數 1 2 3 4 5
運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
捲筒直徑（mm） 250 250 250 300 300
二. 設計要求
1.減速器裝配圖一張(A1)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。
3.設計說明書一份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封設計
11. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載升笑則荷分布不均勻，
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：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜升冊齒輪減速器（展開式）。
傳動裝置的總效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率, 為第一對軸承的效率，
為第二對軸承的效率， 為第三對軸承的效率，
為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算)。
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝ =82.76r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸吵棚A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1） 總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40
（2） 分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3，則減速器傳動比為 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根據各原則，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.33
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N?m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N?
所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 N?m
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 3.25 21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
6.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1） 齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z =i×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN?m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN?m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
V帶齒輪各設計參數附表
1.各傳動比
V帶 高速級齒輪 低速級齒輪
2.3 3.24 2.33
2. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各軸輸入轉矩 T
(kN?m)
(kN?m) (kN?m) (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91
5. 帶輪主要參數
小輪直徑 （mm） 大輪直徑 （mm）
中心距a（mm） 基準長度 （mm）
帶的根數z
90 224 471 1400 5
7.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B
軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
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。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，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 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並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，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
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：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，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於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘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，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
10
箱蓋壁厚
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
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
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）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
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）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
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接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
Ⅳ 單級圓柱減速器設計說明書
樓上數據不對，我這個才正確，2200牛的
一種單級圓柱齒輪減速器，主要由主、從動變位齒輪、軸承、擋圈、端蓋、主、副殼體、花鍵軸、內花鍵套法蘭、壓蓋、軸承座組成。
其特點是主動變位齒輪是台階式的，一端部齒輪與從動變位齒輪聯接，另一端部與軸承、擋圈固定聯接，軸承的外套與軸承座聯接，軸承座與副殼體表面聯接固定。
此減速器由於主、從齒輪採用變位齒輪，主動變位齒輪的另一端部增加軸承、軸承座，改變過去的懸臂狀態，加強齒輪的工作強度，提高了減速器的壽命。
下面是設計說明書：
修改參數：輸送帶工作拉力：2300N
輸送帶工作速度：1.5m/s
滾筒直徑：400mm
每日工作時數：24h
傳動工作年限：3年
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N•m）：2200n
鼓輪的直徑D（mm）：450mm
運輸帶速度V（m/s）：1.6m/s
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：10
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』•i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（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。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 確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
d) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
，
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N•m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的。
Ⅳ 印刷機上用的是什麼樣的軸承
一、滾筒軸承精度與印刷機的印刷精度 在印刷機滾筒軸承發生故障前，間接或直接的會在操作和產品上有所反映，只是未引起我們的重視。有時採取加大滾筒包襯的方法，使印刷壓力、印品墨色不均勻等問題得到解決，但印刷機卻會因此存在不能再現80%以上的網點層次的問題。 我們遇到的印刷機滾筒軸承的故障大致有兩類。一類是支撐架斷裂、內圈和外圈的軌道面剝落而使滾珠運動不暢，引起機械抱死，這類故障表現明顯，必須在經過修理後，印刷機才能正常運行。事實上，這類故障在引發嚴重的機械抱死前已經存在於另一類故障中，即支撐架、內圈和外圈的軌道面磨損，這類故障表現不明顯，主要影響印刷質量，也是印刷機維修中常常不易引起人們重視的故障，因為此時印刷機還能正常運行。在捲筒紙印刷過程中，當紙帶斷裂並纏繞滾筒時，就會使被纏部分的受力突然增大，致使潤滑失效、軸承局部損傷，增大了軸承損傷部位的游隙，引起印刷面壓力不均。若潤滑長期處於半失效狀態，軸承內圈和外圈的軌道面就會因長期磨損而使軸承游隙嚴重增大，其通常表現為印刷壓力不足，印品墨色不勻、實地拉毛等，嚴重時使印刷品30%以下的網點丟失、70%以上的網點糊網。 印刷機滾筒軸承引發的故障，有的可以通過操作得到彌補，有的則無法從操作上彌補，這就涉及到什麼情況下需要進行滾筒軸承維修的問題。每台印刷機在製造出廠時，都有其固定的印刷精度指標，如網點再現情況及套印精度等，這些指標是我們用來判定印品質量的基礎。那麼觀測印刷品，我們也可以粗略地判定印刷機運行所能達到的印刷精度，根據其能否生產出所需精度要求的印刷品，就能判斷出是否要對其進行維修，這即是本文所述「印機滾筒軸承精度即為印機印刷精度」的原理所在。
二、印刷機滾筒軸承故障的預防 通過分析印刷機滾筒軸承發生的故障情況，可以看出，要預防印刷機滾筒軸承精度的丟失，首先選定印刷機所用潤滑油的種類，並及時更換；其次，要使印刷機張力系統保持正常的工作狀態，經常維護印刷機的張力系統，使張力輸出穩定，以減少印刷過程中紙帶斷裂纏繞滾筒現象的發生。此外，選用合適的原材料也是減少印刷機滾筒軸承發生故障的有效途徑。
Ⅵ 機械設計課程設計 設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器 高分
輸送帶拉力F=3.6F/KN
輸送帶速度V=1.2m/s
捲筒直徑D=350mm
按照這個數據已經發到你的郵箱里了 沒有設計圖紙
數字不一定對 你自己最好再檢查一下
Ⅶ 跪求機械設計課程設計題目答案，題目如下： 1.設計用於帶式運輸機的圓錐-圓柱齒輪減速器 條件：運輸帶工作
機械設計課程設計說明書
設計題目：單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+鏈傳動
系 別：機械工程系
專業班級：2002機本
學生姓名：xxx
指導老師：xxx
完成日期：2004年12月12日
邵 陽 學 院
（七里坪校區）
目錄
一． 設計任務書
二． 前言
三． 運動學與動力學計算
1． 電動機的選擇計算
2． 各級傳動比的分配
3． 計算各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格
四． 傳動零件設計計算
五． 齒輪的設計及計算
六． 軸與軸承的計算與校核
七． 鍵等相關標准鍵的選擇
八． 減速器的潤滑與密封
九． 箱體的設計
十． 設計小結
十一． 參考資料
機械設計課程設計任務書
設計題目：單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋鏈傳動
原始數據：
F=2500NF：輸送帶拉力；
V=1.5m/sV：輸送帶速度；
D=400mm D：滾筒直徑。
設計工作量：
1． 設計說明書一份
2． 二張主要零件圖（CAD）
3． 零號裝配圖一張
工作要求：
輸送機連續工作，單向提升，載荷平衡兩班制工作，使用年限10年，輸送帶速度允許誤差為±5%。
運動簡圖：（見附圖）
二．前言
分析和擬定傳動方案
機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。
滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現，這就是需要把幾種傳動方案的優缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺寸較其他形式大，但傳動平穩，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小鏈傳動的結構尺寸。故本文在選取傳動方案時，採用鏈傳動。
眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、鏈、減速器、聯軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計鏈式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。
三．運動學與動力學的計算
第一節 選擇電動機
電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。
（1） 選擇電動機的類型：
按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相非同步電動機。
（2） 選擇電動機的容量：
工作所需的功率：
Pd = Pw/η
Pw = F*V/（1000ηw）
所以： Pd = F*V/（1000η*ηw）
由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為
η*ηw = η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6
式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分別為齒輪傳動、鏈傳動、聯軸器、捲筒軸的軸承及捲筒的效率。
取η1 = 0.96、η2= 0.99、η3 =0.97、η4 = 0.97、η5 = 0.98、η6 = 0.96 ，則：
η*ηw = 0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.832
所以：
Pd = F*V/1000η*ηw = 2500×1.5/(1000×0.832) kW = 4.50 kW
根據Pd選取電動機的額定功率Pw使Pm = (1∽1.3)Pd = 4.50∽5.85kW
由查表得電動機的額定功率 Pw = 7.5 kW
（3） 確定電動機的轉速：
捲筒軸的工作轉速為：
nw = 60×1000V/πD = 60×1000×1.5/(3.14×400) r/min = 71.66r/min
按推薦的合理傳動比范圍，取鏈傳動的傳動比i1 = 2 ∽ 5，單級齒輪傳動比i2 = 3 ∽ 5
則合理總傳動比的范圍為: i = 6 ∽ 25
故電動機的轉速范圍為：
nd = i*nw = (6∽25)×71.66 r/min = 429.96 ∽ 1791.5 r/min
符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根據計算出的容量，由附表5.1查出有三種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比較情況見下表。
方 案
電動機型號
額定功率 電動機轉速
r/min 傳動裝置的傳動比
Ped/kW 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 鏈 齒輪
1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.35
2 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.87
3 Y132M-4 7.5 1500 1440 20.01 3.5 5.72
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案3比較適合。因此選定電動機型號為Y160M-6,所選電動機的額定功率Ped = 7.5 kW，滿載轉速nm = 970 r/min ，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示。
中心高H 外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD 底腳安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑 K 軸伸尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸 F×GD
160 600×417×385 254×210 15 42×110 12×49
第二節 計算總傳動比並分配各級傳動比
電動機確定後，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。
（1） 計算總傳動比：
i = nm/nw = 970/71.66 = 13.54
（2） 分配各級傳動比：
為使鏈傳動的尺寸不至過大，滿足ib<ig ,可取ib =3.5 ，則齒輪的傳動比：
ig = i/ib = 10.15/ 3.5 = 3.87
（3） 計算傳動裝置的運動和動力參數：
各軸的轉速
nΙ= nm/ib = 970/3.87 = 250.65 r/min
nΠ= nΙ/ig = 250.65/3.5 = 71.62 r/min
nw = nΠ = 71.62 r/min
各軸的功率
PΙ= Pm*η1 = 7.5×0.96 = 7.2 kW
PΠ=PΙ*η2 *η3 = 7.2×0.99×0.97 =6.914 kW
Pw = PΠ*η2*η4 = 6.914×0.99×0.97 = 6.64 kW
(4 ) 各軸的轉矩
電動機的輸出軸轉矩 Td
Td = 9550×Pm/nm =9550×7.5/970 = 73.84 Nm
其他軸轉矩
TΙ= 9550×PΙ/nΙ = 9550×7.2/250.65 = 274.33 Nm
TΠ= 9550×PΠ/nΠ= 9550×6.914/71.62 = 921.93Nm
Tw = 9550×Pw/nw = 9550×6.64/71.62= 885.34 Nm
第三節 各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格
參 數 軸 名
電動機軸 Ι 軸 Π 軸 滾筒軸
轉 速 970 250.65 71.62 71.62
功 率 7.5 7.2 6.914 6.64
轉 矩 73.84 274.33 921.93 885.34
傳動比 3.87 3.5 1
效 率 0.96 0.99 0.97
四、傳動零件的設計計算
鏈傳動是由鏈條和鏈輪構成，鏈條由許多鏈節構成，帶齒的大，小輪安裝在兩平行軸上。鏈傳動屬於嚙合運動優點有：1）傳動比准確，傳動可靠，張緊力小，裝配容易，軸與軸承的載荷較小，傳動的效率較高，可達98%；2）與齒輪傳動比較有較大的中心距；3）可在高溫和潤滑油環境工作，也可用於多灰塵的環境。
下面就是改鏈傳動零件的計算：
計算項目 計算內容 計算結果
1確定設計功率
2選擇鏈的型號 根據傳遞的功率P、載荷的性質和每天工作的時間等確定設計功率
Pc = KA×P = 1×7.2= 7.2 kW
1．確定鏈輪齒數z1 , z2
因為小鏈輪的轉速為250.65r/min,假定鏈速.0.6~3,希望結構緊湊，由（教材）選取小鏈輪齒數z1 = 17；從動大鏈輪齒數z2 =i×z1 =3.5×17 =59.5(z2 < 120，合適)
取整數 z 2= 60
2．確定鏈條鏈節數Lp
初定中心距a0 = 40p , 則鏈節數
Lp = 2a0/p+(z1+z2)/2+ p/a0*[(z2 – z1)/(2π)]2 = 119.7（節）
取Lp =120
節
3．計算單排鏈所能傳遞的功率P0及鏈節距p
由教材可知，單跟鏈傳遞功率P0 ≥ Pca/(Kz*KL*Kp)
由圖5-29，按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線的右側，由表5-16 Kz = =0.85
KL ==1.1 單排鏈Kp=1
P0 ≥ 7.2Kw/(0.85*1.1*1)=7.70Kw
根據小鏈輪轉速n1 = 250.65 r/min 及功率P0 = 7.70 kW，由圖5-29查得可選鏈16A，由表5-13可查得P=25.40mm 同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線凸峰右側是正確的。
4．確定鏈中心距a
a= [( - )+ ]=1020 mm
中心距調整量△a≥2p=50.8mm
實際中心距a1=a-△a=1020-50.8=969.2mm
5.驗證鏈速
v=n1*z1*p/(60*1000)=250.65*17*25.4/(60*1000)=1.81m/s
與原估計鏈速相符。
6．驗算小鏈輪轂孔dk
查《機械設計基礎課程設計指導書》的附表5.3知電動機軸徑D=45mm；查表13-4查得小鏈輪轂孔許用最大直徑dmax=51mm，大於電動機軸徑，合適。
7. 作用在軸上的壓力Q
圓周力F=1000*P/V=1000*7.2/1.81=3977.9N
按水平布置取壓力系數KQ*F=4972.4N
齒輪傳動是應用最廣泛的一種傳動形式。其傳動的主要優點是：傳遞的功率大（可達100000kW以上）、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證恆定，齒輪的設計主要圍繞傳動平穩和承載能力高這兩個基本要求進行的
Pc =7.2 kW
z1 = 17
z 2= 60
Lp =120 節
Pc = 7.2 kW
P0 =7.70kw
p=25.40mm
a= 1020mm
V=1.81m/s
D=45mm
=
51mm
F=3977.9N
七． 鍵等相關標准鍵的選擇
八． 減速器的潤滑與密封
九． 箱體的設計
十． 設計小結
十一． 參考資料
機械設計課程設計任務書
設計題目：單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋鏈傳動
原始數據：
F=2500NF：輸送帶拉力；
V=1.5m/sV：輸送帶速度；
D=400mm D：滾筒直徑。
設計工作量：
1． 設計說明書一份
2． 二張主要零件圖（CAD）
3． 零號裝配圖一張
工作要求：
輸送機連續工作，單向提升，載荷平衡兩班制工作，使用年限10年，輸送帶速度允許誤差為±5%。
運動簡圖：（見附圖）
二．前言
分析和擬定傳動方案
機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。
滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現，這就是需要把幾種傳動方案的優缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺寸較其他形式大，但傳動平穩，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小鏈傳動的結構尺寸。故本文在選取傳動方案時，採用鏈傳動。
眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、鏈、減速器、聯軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計鏈式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。
三．運動學與動力學的計算
第一節 選擇電動機
電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。
（1） 選擇電動機的類型：
按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相非同步電動機。
（2） 選擇電動機的容量：
工作所需的功率：
Pd = Pw/η
Pw = F*V/（1000ηw）
所以： Pd = F*V/（1000η*ηw）
由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為
η*ηw = η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6
式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分別為齒輪傳動、鏈傳動、聯軸器、捲筒軸的軸承及捲筒的效率。
取η1 = 0.96、η2= 0.99、η3 =0.97、η4 = 0.97、η5 = 0.98、η6 = 0.96 ，則：
η*ηw = 0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.832
所以：
Pd = F*V/1000η*ηw = 2500×1.5/(1000×0.832) kW = 4.50 kW
根據Pd選取電動機的額定功率Pw使Pm = (1∽1.3)Pd = 4.50∽5.85kW
由查表得電動機的額定功率 Pw = 7.5 kW
（3） 確定電動機的轉速：
捲筒軸的工作轉速為：
nw = 60×1000V/πD = 60×1000×1.5/(3.14×400) r/min = 71.66r/min
按推薦的合理傳動比范圍，取鏈傳動的傳動比i1 = 2 ∽ 5，單級齒輪傳動比i2 = 3 ∽ 5
則合理總傳動比的范圍為: i = 6 ∽ 25
故電動機的轉速范圍為：
nd = i*nw = (6∽25)×71.66 r/min = 429.96 ∽ 1791.5 r/min
符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根據計算出的容量，由附表5.1查出有三種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比較情況見下表。
方 案
電動機型號
額定功率 電動機轉速
r/min 傳動裝置的傳動比
Ped/kW 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 鏈 齒輪
1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.35
2 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.87
3 Y132M-4 7.5 1500 1440 20.01 3.5 5.72
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案3比較適合。因此選定電動機型號為Y160M-6,所選電動機的額定功率Ped = 7.5 kW，滿載轉速nm = 970 r/min ，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示。
中心高H 外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD 底腳安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑 K 軸伸尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸 F×GD
160 600×417×385 254×210 15 42×110 12×49
第二節 計算總傳動比並分配各級傳動比
電動機確定後，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。
（1） 計算總傳動比：
i = nm/nw = 970/71.66 = 13.54
（2） 分配各級傳動比：
為使鏈傳動的尺寸不至過大，滿足ib<ig ,可取ib =3.5 ，則齒輪的傳動比：
ig = i/ib = 10.15/ 3.5 = 3.87
（3） 計算傳動裝置的運動和動力參數：
各軸的轉速
nΙ= nm/ib = 970/3.87 = 250.65 r/min
nΠ= nΙ/ig = 250.65/3.5 = 71.62 r/min
nw = nΠ = 71.62 r/min
各軸的功率
PΙ= Pm*η1 = 7.5×0.96 = 7.2 kW
PΠ=PΙ*η2 *η3 = 7.2×0.99×0.97 =6.914 kW
Pw = PΠ*η2*η4 = 6.914×0.99×0.97 = 6.64 kW
(4 ) 各軸的轉矩
電動機的輸出軸轉矩 Td
Td = 9550×Pm/nm =9550×7.5/970 = 73.84 Nm
其他軸轉矩
TΙ= 9550×PΙ/nΙ = 9550×7.2/250.65 = 274.33 Nm
TΠ= 9550×PΠ/nΠ= 9550×6.914/71.62 = 921.93Nm
Tw = 9550×Pw/nw = 9550×6.64/71.62= 885.34 Nm
第三節 各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格
參 數 軸 名
電動機軸 Ι 軸 Π 軸 滾筒軸
轉 速 970 250.65 71.62 71.62
功 率 7.5 7.2 6.914 6.64
轉 矩 73.84 274.33 921.93 885.34
傳動比 3.87 3.5 1
效 率 0.96 0.99 0.97
四、傳動零件的設計計算
鏈傳動是由鏈條和鏈輪構成，鏈條由許多鏈節構成，帶齒的大，小輪安裝在兩平行軸上。鏈傳動屬於嚙合運動優點有：1）傳動比准確，傳動可靠，張緊力小，裝配容易，軸與軸承的載荷較小，傳動的效率較高，可達98%；2）與齒輪傳動比較有較大的中心距；3）可在高溫和潤滑油環境工作，也可用於多灰塵的環境。
下面就是改鏈傳動零件的計算：
計算項目 計算內容 計算結果
1確定設計功率
2選擇鏈的型號 根據傳遞的功率P、載荷的性質和每天工作的時間等確定設計功率
Pc = KA×P = 1×7.2= 7.2 kW
1．確定鏈輪齒數z1 , z2
因為小鏈輪的轉速為250.65r/min,假定鏈速.0.6~3,希望結構緊湊，由（教材）選取小鏈輪齒數z1 = 17；從動大鏈輪齒數z2 =i×z1 =3.5×17 =59.5(z2 < 120，合適)
取整數 z 2=第一節 選擇
Ⅷ 二級減速器課程設計 cad裝配圖 零件圖
設計題目：二級圓柱齒輪減速器
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：運輸帶捲筒轉速 ，
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：齒輪相對於軸承不對稱分布，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
—捲筒的傳動效率：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
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看下有沒有收到？？？？？？