一阶传动装置

『壹』 一级减速器轴的设计过程中，各轴段长度尺寸如何确定

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：

轴段1：L1= （根据大带轮宽确定的）

轴段2：L2= m+e+螺钉头部厚度+5~10

轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定

轴段4：L4=结构确定

轴段5：L5=小齿轮齿宽

轴段6：L6=结构确定

轴段7：L7＝轴承宽度B+结构确定

(1)一阶传动装置扩展阅读：

一、减速器轴按承受载荷的情况可分为：

1、转轴

既支承传动件又传递动力，承受弯矩和扭矩两种作用。我们实测的减速器中 的轴就属于这种轴。

2、 心轴

只起支承旋转机件的作用而不传递动力，即只承受弯矩作用。

3、传动轴

主要传递动力，即主要承受扭矩作用。

二、减速器使用方法：

1、在运转200~300小时后，应进行第一次换油，在以后的使用中应定期检查油的质量，对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期连续工作的减速机，按运行5000小时或每年一次更换新油，长期停用的减速机，在重新运转之前亦应更换新油。

减速机应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用，牌号相同而粘度不同的油允许混合使用；

2、换油时要等待减速机冷却下来无燃烧危险为止，但仍应保持温热，因为完全冷却后，油的粘度增大，放油困难。注意：要切断传动装置电源，防止无意间通电；

3、工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时应停止使用，检查原因，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转；

4、用户应有合理的使用维护规章制度，对减速机的运转情况和检验中发现的问题应作认真记录，上述规定应严格执行。

『贰』 一级蜗轮蜗杆课程设计

机械设计课程设计说明书

前言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2006年6月12日-2006年6月30日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机），本人是在周知进老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和A0图纸一张、A3图纸三张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。
该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。

设计者：殷其中
2006年6月30日

参数选择：
总传动比：I=35 Z1=1 Z2=35
卷筒直径：D=350mm
运输带有效拉力：F=6000N
运输带速度：V=0.5m/s
工作环境：三相交流电源
有粉尘
常温连续工作
一、 传动装置总体设计：
根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。(如图2.1所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图2.2所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 图2.1
该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

二、 电动机的选择：
由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V
根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=350mm。运输带的有效拉力F=6000N，带速V=0.5m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。
1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列
2、 传动滚筒所需功率
3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中：
蜗杆传动效率η1=0.70
搅油效率η2=0.95
滚动轴承效率（一对）η3=0.98
联轴器效率ηc=0.99
传动滚筒效率ηcy=0.96
所以：
η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
电动机所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表3-1:
表3-1
方案 电动机型号 额定功率
Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩
同步转速 满载转速
1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表3-2：
表3-2
中心高H 外形尺寸
L×（AC/2＋AD）×HD 底角安装尺寸
A×B 地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸
D×E 装键部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、运动参数计算：
4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
nⅠ= = = 27.4 r/min
T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
运动和动力参数计算结果整理于下表4-1：
表4-1
类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N•m） 传动比i 效率η
蜗杆轴 4.7 960 46.75 1 0.679
蜗轮轴 3.19 27.4 1111.84 35
传动滚筒轴 3.13 27.4 1089.24

五、蜗轮蜗杆的传动设计：
蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。
以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。
具体如表3—1：

表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表
项 目 计算内容 计算结果
中心距的计算
蜗杆副的相对滑动速度
参考文献5第37页（23式） 4m/s<Vs<7m/s
当量摩擦
系数 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值

选[ ]值
在图13.11的i=35的线上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45

蜗轮转矩

使用系数 按要求查表12.9

转速系数

弹性系数 根据蜗轮副材料查表13.2

寿命系数

接触系数 按图13.12I线查出

接触疲劳极限 查表13.2

接触疲劳最小安全系数 自定

中心距

传动基本尺寸
蜗杆头数
Z1=1
蜗轮齿数模数

m=10
蜗杆分度圆 直径
或

蜗轮分度圆
直径
mm

蜗杆导程角
表13.5

变位系数 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蜗杆齿顶圆 直径 表13.5
mm

蜗杆齿根圆 直径 表13.5
mm

蜗杆齿宽
mm

蜗轮齿根圆直径
mm

蜗轮齿顶圆直径（吼圆直径）
mm

蜗轮外径
mm

蜗轮咽喉母圆半径

蜗轮齿宽 B =82.5

B=82mm
mm

蜗杆圆周速度
=4.52 m/s

相对滑动速度
m/s

当量摩擦系数 由表13.6查得

轮齿弯曲疲劳强度验算
许用接触应力

最大接触应力

合格
齿根弯曲疲劳强度 由表13.2查出

弯曲疲劳最小安全系数 自取

许用弯曲疲劳应力

轮齿最大弯曲应力

合格
蜗杆轴扰度验算
蜗杆轴惯性矩

允许蜗杆扰度

蜗杆轴扰度

合格
温度计算
传动啮合效率

搅油效率 自定

轴承效率 自定

总效率

散热面积估算

箱体工作温度
此处取 =15w/（m²c）

合格
润滑油粘度和润滑方式
润滑油粘度 根据 m/s由表13.7选取

润滑方法 由表13.7采用浸油润滑

六、蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计
6.1蜗杆基本尺寸设计
根据电动机的功率P=5.5kw，满载转速为960r/min，电动机轴径 ，轴伸长E=80mm
轴上键槽为10x5。
1、 初步估计蜗杆轴外伸段的直径
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 计算转矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根据《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第334页表14-13可查得选用HL3号弹性柱销联轴器（38×83）。
3、 确定蜗杆轴外伸端直径为38mm。
4、 根据HL3号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴外伸端直径为38mm的长度为80mm。
5、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键10×70，蜗杆轴上的键槽宽 mm，槽深为 mm，联轴器上槽深 ，键槽长L=70mm。
6、 初步估计d=64mm。
7、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第189页图7-19，以及蜗杆上轴承、挡油盘，轴承盖，密封圈等组合设计，蜗杆的尺寸如零件图1（蜗杆零件图）
6.2蜗轮基本尺寸表（由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第96页表4-32及第190页图7-20及表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表可计算得）
表6—1蜗轮结构及基本尺寸
蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（ 100mm）,轮芯选用灰铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1+* 单位：mm

a=b C x B
160 128 12 36 20 15 2 82
e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、蜗轮轴的尺寸设计与校核
蜗轮轴的材料为45钢并调质，且蜗轮轴上装有滚动轴承，蜗轮，轴套，密封圈、键，轴的大致结构如图7.1：

图7.1 蜗轮轴的基本尺寸结构图

7.1 轴的直径与长度的确定
1.初步估算轴的最小直径（外伸段的直径）
经计算D6>51.7>100mm
又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm
计算转矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，
因此 =65m m
2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度 ，蜗轮轴键槽深度 ，宽度为 由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表：
图中表注 计算内容 计算结果
L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根据蜗轮 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80
D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80
D2 便于轴承的拆卸 D2=84
D3 根据蜗轮 D3=100
D4 便于轴承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=67
7.2轴的校核
7.2.1轴的受力分析图

图7.1
X-Y平面受力分析

图7.2
X-Z平面受力图：

图7.3

水平面弯矩
1102123.7

521607

97 97 119

图7.4
垂直面弯矩 714000

图7.5
436150.8
合成弯矩

1184736.3
714000
681175.5

图7.6
当量弯矩T与aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm

图7.7

7.2.2轴的校核计算如表5.1
轴材料为45钢， ， ，
表7.1
计算项目 计算内容 计算结果
转矩

Nmm

圆周力 =20707.6N

=24707.6N

径向力
=2745.3N

轴向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
计算支承反力
=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力图 图7.2
垂直面X-Z受力 图7.3
画轴的弯矩图
水平面X-Y弯矩图 图7.4

垂直面X-Z弯矩图 图7.5

合成弯矩 图7.6

轴受转矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
许用应力值 表16.3，查得

应力校正系数a a=

a=0.59
当量弯矩图
当量弯矩 蜗轮段轴中间截面
=947628.6Nmm
轴承段轴中间截面处
=969381.2Nmm

947628.6Nmm
=969381.2Nmm

当量弯矩图 图7.7
轴径校核

验算结果在设计范围之内，设计合格
轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图2（蜗轮中间轴）。
7.3装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择
当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短5—10mm，由参考文献1表2.4—30圆整，可知该处选择键2.5×110，高h=14mm，轴上键槽深度为 ，轮毂上键槽深度为 ，轴上键槽宽度为 轮毂上键槽深度为
八、减速器箱体的结构设计
参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1：

表8.1箱体的结构尺寸
减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。
设计内容 计 算 公 式 计算结果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm
箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm
地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm
地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4
底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm
轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm
箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
减速器中心高H H=340mm H=340mm
轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm
轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm
轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180
蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm
取 =15mm

蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm
取 =12mm

机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据
蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm
轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm
箱底的厚度 20mm
轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度
（不包括凸台） 440mm
蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度
（不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm
箱体宽度
（不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm
蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm

九、减速器其他零件的选择
经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：
表9-1键 单位：mm
安装位置 类型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90
键10×70 10 8 70
蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90
键25×110 25 14 110
蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处 GB1096-90
键20×110 20 12 110
表9-2圆锥滚动轴承 单位：mm
安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸
d D T B C
蜗 杆 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蜗轮轴 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 单位：mm
安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度
蜗杆 B55×80×8 55 80 8
蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10

表9-4弹簧垫圈（GB93-87）
安装位置 类型 内径d 宽度（厚度） 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈
轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5挡油盘
参考文献《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第132页表2.8-7
安装位置 外径 厚度 边缘厚度 材料
蜗杆 129mm 12mm 9mm Q235

定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢

十、减速器附件的选择
以下数据均以参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的P106-P118
表10-1视孔盖（Q235） 单位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳 单位mm
箱盖吊耳 d R e b
42 42 42 20
箱座吊耳 B H h
b
36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓 单位mm
d D L S d1

C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通气器 单位mm
D d1 d2 d3 d 4 D a b s
M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
C h h1 D1 R k e f
16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5轴承盖（HT150） 单位mm
安 装
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蜗杆 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蜗轮轴 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油标尺 单位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1
M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
表10-7油塞（工业用革） 单位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、减速器的润滑
减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。
本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。
蜗轮轴承采用刮板润滑。
蜗杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。
1、《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年
2、《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年
3、《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年
4、《机械设计课程设计图册》（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1987年
5、《机械设计课程设计指导书》（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年
6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年
《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年
《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社1989
《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

要的就Q我406592117

『叁』 一级减速器箱体、箱盖上为什么要设计筋板筋板有什么作用如何布置

一级减速器箱体、箱盖上为什么要设计筋板?答：为保证壳体的强度、刚度，减小壳体的厚度；筋板有什么作用?答：增大减速机壳体刚度！如何布置?答：一般是在两轴安装轴承的上下对称位置分别布置较好！

『肆』 求一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书及CAD图

所有图（包括弯矩扭矩图）在我邮箱，有需要再通知我[email protected]

目 录

1. 任务书
2. 电动机的选择
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算
5. 齿轮传动设计及计算
6. 输入轴的设计结构计算
7. 输出轴的设计结构计算
8. 滚动轴承的选择计算
9. 键的选择
10. 联轴器的选择
11. 箱体的结构设计计算
12. 润滑方式的选择
13. 润滑油的选择
14. 密封选择
15. 参考资料
16. 学习小结
17. 零件图

1. 任务书
一、 程设计的性质和目的
机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中
去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工
程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：
1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结
合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调
协应用。
2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设
计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。
3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关
的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。

二、 课程设计的内容
1．设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
2．运动简图

3．工作条件
传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。
4．原始数据
已知条件 题号 1
输送带拉力F(N) 3.2
滚筒直径D(mm) 450
输送带速度v(m/s) 1.7

三、 完成工作量
（1） 设计说明书1份
（2） 减速器装配图1张
（3） 减速器零件图3张

四、 机械设计的一般过程
设计过程:

设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试

五、 课程设计的步骤
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要
设计环节，如下：
1． 设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。
2． 传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总
体布置。
3． 传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸
4． 结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在
完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。
5． 完成两张典型零件工作图设计
6． 编写和整理设计说明书
7． 设计总结和答辩

六、 课程设计中应注意的问题
课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一）全新设计与继承的问题
在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、
先进的设计。
（二）正确使用有关标准和规范
为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，
尽量减少的自制件。
（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系
在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸
都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要
求来综合确定的。
（四）计算与图画的要求
进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行
的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进
行必要的计算。

2. 电动机的选择
电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.
一 类型选择
电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.
二 电动机功率确定
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw
1 工作机所需功率Pw
根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:

式中:Fw-工作机阻力,N
Vw-工作机线速度,m/s
将数据 Fw=3.2kN
带入公式 =5.44kW
2输出功率Pd
已知Pw=5.44kW
由任务要求知:
查表得:
代入得:
由公式
选择额定功率7.5kW的电动机
在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:
1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率
2)轴承的效率通常指-对轴承而言
3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率
4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.
3确定工作机转速
额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.
公式:
代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩)

为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：

nd＝i链*i齿*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min

4型号选择
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.
(注:表格在课程设计书264页)
以下附电动机选择计算表:
电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机
选择电动机功率
Pw=5.44(kW)

输出功率:

确定电动机转速
nd=433.2-1805r/min
型号选择 Y132M-4

（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）

3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比
i＝nm／nw
当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in

式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。

i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速
由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。
1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。
2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。
3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。

传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝19.95
分配各级传动比 i齿＝4 I链=19.95/4=4.99
（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）

4. 传动装置的运动参数和动力参数计算

机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。
计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率P1.P2.P3…,相邻两轴的传动比效率为n01.n12.n23…，各轴的输入功率为P1.P2.P3…,各轴的输入转距为T1.T2.T3…,各轴的输入转速为n1.n2.n3….
电动机轴的输出功率、转速、和转距为
1.转动比分配
工作机的转速 n＝
i总＝ n／n＝1440／81.21＝17.73
i齿＝4，i链＝19.95／4＝4.99
将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……

（1） 转速n
nm=n1=n0=1440r/min
n2=n1/i齿=1440/4=360r/min
n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min
（2） 功率P
P0=Pd=6.63kW
P1=P0×η联×η轴承=6.63×0.99×0.99=6.50kW
P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
（3）转距
T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m
T1=T0 ×η轴承×η联= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m
T3=T2×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m
根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。
0轴 P0=Pd=6.63kW
n满=n1=n0=1440r/min
T0=9550×Pd/N满=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW
n0=1440r/min
T0=43.97N•m
1轴 P1=P0×η联×η轴=6.63×0.99×0.99=6.50kW
n1=n0=1440r/min
T1=T0 ×η轴承×η联轴器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW
n1=1440r/min
T1=43.09 N•m

2轴 P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
n2=n1/i齿=1440/4=360r/min
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kW
n2=360r/min
T2=160.52 N•m

3轴 P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min
T3=T2×η轴承×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kW
n3=72.14r/min
T3=768.95 N•m

具体计算数据如下：
轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比
i 效率
η
输入 输出 输入 输出
电机轴 6.63 43.97 1440 1 0.990
Ⅰ轴 6.05 43.09 1440 4 0.990
Ⅱ轴 5.99 160.52 360 4.99 0.970
Ⅲ轴 5.70 768.95 72.14 0.960
5.齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。
齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。
当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。
齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1
小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥1.5mm。
按下表步骤计算：
计算项目 计算内容 计算结果
1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS
大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数
2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度
Ka≤(3.2-6.3)μm 初选8级精度

计算齿轮比
小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）
μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4
T1=9.55× ×P1/N1=9.55× × N•mm
K=1.2
μ=4
T1=4.31×

确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27 Z2=103
应力循环次数 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109
N2=N1/i齿=1.09×109 N1=4.35×109
N2=1.09×109
许用接触应力
选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95
由书P120表7-9得SH=1.05
由书P122图7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa
[σH]1=ZNT1×GHLIM1/SH=0.9×560/1.05=480MPa
[σH]2=ZNT2×GHLIM2/SH=0.95×530/1.05=479.52MPa [σH]1=480MPa
[σH]2=479.5MPa
齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)
d≥ = =50mm
d=50mm
确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=1.85取标准模数m=2 取m=2
计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm
d2=mz2=2×103=206mm
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm
齿轮宽b2=ψd×d1=59.4mm
经圆整后b2取60mm
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。
b1=b2+5mm=65mm d1=54mm
d2=206mm
a=130mm
b2=60mm
b1=65mm

校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限
σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa
由最小安全系数SF=1.35
由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数
YNT1=0.85
YNT2=0.9
[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.35=132.22MPa
[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.35=126.67MPa σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa

[σF]1=132.22MPa
[σF]2=126.67MPa
两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.13 10.14
YF1=2.57
YS1=1.60
YF2=2.18
YS2=1.79
比较(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032
(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030
计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa
弯曲强度足够
验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s
8级精度合适
齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm
da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm
齿全高h (C*=0.25)
h=（2ha*+C*）m=4.5mm
齿厚S=πm/2=3.14mm
齿根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm
齿顶高ha=ha*m=2mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mm
da2=210mm
h=4.5mm
ha=2mm
h)f=2,5mm
df1=49 mm
df2=201mm
s=3.14 mm
齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=48 mm
轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 mm
轴毂长度 L=b2=60mm
轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm
轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm
腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=128.4mm
腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=26 mm
齿轮倒角n=0.5m=1.25 mm =1mm ds=48 mm
D1=76.8 mm
L= 60mm
δ0=7mm
D2= 180 mm
C=18mm
D=128.4mm
d0=26mm
n=1 mm

6.输入轴的设计结构计算
减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理
根据表14.1得A=107-118
mm
若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%
17.68×1.03=18.21
19.5×1.05=20.475

由设计手册查取直径 取d1=20mm
主动轴结构设计
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm
b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mm
c) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mm
d)由轴承初选6305的安装尺寸得知：
da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm
e) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5
f)d6=30mm L6=7.5mm
g)d7=25mm L7=13mm
由此初步确定轴的各段长度和直径

输入轴的强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N
径向力Fr=Ft×tanα。=574.5N
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)作主动轴受力简图
L=60+40=100
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N
MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N
MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm
合成弯距：
扭矩T=4.309× （N•mm）

α=0.6 脉动循环
校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa
σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa

故轴的强度足够

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

7.输出轴的设计结构计算
(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力[σ0b]=102.5MPa
(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得
A=107-118
mm
由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由设计手册取标准直径d1=38mm
a)绘制轴系结构草图
根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长
b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mm
c)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2=54.5mm
d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16
故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5mm 故轴段3的长度L3=50mm
e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm
f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm
g)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm
所以 d6=45mm L6=18mm

由此初步确定轴的各段长度和直径

从动轴强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N
径向力Fr=Ft×tanα=2833.2N
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)输出轴受力
支撑点间距离L=50+43=95mm
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N
MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N
MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm
合成弯距：

校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa
σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa
故轴的强度足够.

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

8.滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择：
1）主动轴的轴承
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承
寿命计划：寿命10年双班制 Lh=10×300×8×2=48000h
两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本容量定动载荷
由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994
L10h= =120113.96h由L10h> Lh 故轴承寿命合格
2）从动轴的轴承
X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本额定动载荷
由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993
L10h= =109204.3h
由L10h> Lh 故轴承寿命合格

9.键的选择
（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装
a)选键的型号和确定尺寸
车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mm
b)校核键联接强度
由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表14.6得
[σJH]b3=100-120MPa（轻微冲击）
A键工作长度L=L-B=45-8=37mm
σjy=4T/dhl=12.18MPa
由σjy小于[σb],则强度足够键8×45 GB1096-79

(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=14.4MPa
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)
a)选键的型号和确定尺寸
键宽b=8mm,键高h=7mm
键长由长度系列取键长L=45mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢
[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=45-8=37mm
σjb=4T/dhl=10.66MPa
由σjy小于[σ]则强度足够键8×45 GB1096-79

(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mm
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A键工作长度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=6.73MPa
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

10.联轴器的选择
（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器
由书得K=1.35
TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m
由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003
凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•m
TC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型
轴孔长度L=52mm
YL4型凸缘联轴器有关参数
（2）输出轴 转矩为T=768.95
查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003
轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型

型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型
GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A键
GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A键

11. 箱体主要结构尺寸的计算
机座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm
机盖壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm
机座凸缘厚度b=1.5δ=16.5取17mm
机盖凸缘厚度b1=1.5δ1=15mm
机座底缘厚b2=25δ=27.5取28mm
地脚螺钉直径df=0.036a+12=15.6取M16
地脚螺钉数a≤250 n=4
轴承弯联接直径d=0.75df=M12
机盖与机座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=M10
联接螺栓D2间距L=(150~200)mm
轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df取M8
窥孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df取M4
螺钉扳手空间
至外机壁L1LIM=13mm
至凸缘边距离C2MIN=11mm
外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm
大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于1.2δ取13mm
齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm
机盖`机座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm
从动轴承端盖外径D2=D+（5-5.5）d3=95mm
主动轴承端盖外径D'2=D’+（5-5.5）d3=105mm
轴承端盖厚t=（1-1.2）d3取10mm

12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择
1)计算线速度
V=3.14×d×n/60×1000m/min
V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min
由V小于12应用浸油润滑

2)由书P209表10.18得运动粘度ν50℃=85mm2/S
再由书P13表2.1得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95
最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量1.5L左右
书P15表2.2 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87
用油量为轴承1/3~1/2为宜

3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
b)观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封
c)轴承孔的密封
透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙
由手册P260表18~10
主动轴毡圈22 FZ/T92010-91
从动轴毡圈22 FZ/T92010-91

13.参考资料
参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版；
2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编；
3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；
4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，2008.5
5：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；

『伍』 一级圆柱齿轮减速器设计说明书

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；
滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW

3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095

四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW

3、 计算各轴扭矩（N

『陆』 一级圆柱齿轮减速器设计

数据有些不一样 但可以给你一个参考。今年大几啊?好好学习吧！
一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：
修改参数：输送带工作拉力：2300N
输送带工作速度：1.5m/s
滚筒直径：400mm
每日工作时数：24h
传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N•m）：2200n
鼓轮的直径D（mm）：450mm
运输带速度V（m/s）：1.6m/s
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：10
工作制度（班/日）：2
四． 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数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） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数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） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
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。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
II轴：
6、 轴承30307的校核
1） 径向力
2） 派生力
，
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
III轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算

代号 直径
（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N•m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ，
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。