設計螺旋運輸機的傳動裝置

㈦ 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學

㈧ 機械設計課程設計 用於螺旋輸送機傳動裝置的一級齒輪減速器（圓柱或錐齒）

這個比我的二級圓錐簡單得多啦 ，還賞分這么多!

㈨ 機械課程設計 螺旋運輸機傳動裝置

看來理工科大學的機械設計課設都是差不多而啊。我們也是2級減速器設計。