⑴ 機械設計課程設計（設計壓碎機的傳動裝置（含一級斜齒圓柱齒輪減速器））
減速器的 我能
⑵ 跪求:機械設計課程設計---帶式輸送機傳動裝置設計（有多少給多少）
課程設計說明書
一.電動機的選擇：
1.選擇電動機的類型：
按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y系列斜閉式自扇冷式鼠籠型三相非同步電動機。（手冊P167）
選擇電動機容量 ：
滾筒轉速：
負載功率:
KW
電動機所需的功率為：
（其中： 為電動機功率， 為負載功率， 為總效率。）
2.電動機功率選擇：
折算到電動機的功率為:
3.確定電動機型號：
按指導書 表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍為: .取V帶傳動比 ，則總傳動比理論范圍為 ，故電動機轉速的可選范圍為
符合這一范圍的同步轉速有750,1000和1500
查手冊 表 的：選定電動機類型為：
其主要性能：額定功率： ,滿載轉速: ，額定轉速: ,質量:
二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
1.減速器的總傳動比為：
2、分配傳動裝置傳動比：
按手冊 表1，取開式圓柱齒輪傳動比
因為 ,所以閉式圓錐齒輪的傳動比 .
三.運動參數及動力參數計算:
1.計算各軸的轉速:
I軸轉速：
2.各軸的輸入功率
電機軸：
I軸上齒輪的輸入功率:
II軸輸入功率：
III軸輸入功率：
3.各軸的轉矩
電動機的輸出轉矩：
四、傳動零件的設計計算
1.皮帶輪傳動的設計計算:
（1）選擇普通V帶
由課本 表5.5查得：工作情況系數：
計算功率:
小帶輪轉速為：
由課本 圖5.14可得：選用A型V帶：小帶輪直徑
（2）確定帶輪基準直徑,並驗算帶速
小帶輪直徑 ,參照課本 表5.6,取 ,
由課本 表5.6,取
實際從動輪轉速:
轉速誤差為:
滿足運輸帶速度允許誤差要求.
驗算帶速
在 范圍內,帶速合適.
(3)確定帶長和中心距
由課本 式5.18得:
查課本 表5.1,得:V帶高度:
得:
初步選取中心距:
由課本 式5.2得:
根據課本 表5.2選取V帶的基準長度:
則實際中心距:
(4)驗算小帶輪包角:
據課本 式5.1得: (適用)
(5)確定帶的根數:
查課本 表5.3,得: .查課本 表5.4,得:
查課本 表5.4,得: .查課本 表5.2,得:
由課本 式5.19得:
取 根.
(6)計算軸上壓力
查課本 表5.1,得:
由課本 式5.20,得:單根V帶合適的張緊力:
由課本 式5.21,得:作用在帶輪軸上的壓力為 :
2、齒輪傳動的設計計算:
(1)選擇齒輪材料及精度等級
初選大小齒輪的材料均為45鋼,經調質處理,硬度為
由課本表取齒輪等級精度為7級,初選
(2)計算高速級齒輪
<1>查課本 表6.2得:
取 ,
由課本 圖6.12取 ,由課本 表6.3,取 ,
齒數教少取 ,取 則 .
<2>接觸疲勞許用應力
由課本 圖6.14查得: .
由課本 表6.5,查得: ,
則應力循環次數:
查課本 圖6.16可得接觸疲勞的壽命系數: ,
.
<3>計算小齒輪最小直徑
計算工作轉矩:
由課本 表6.8,取: ,
<4>確定中心距:
為便於製造和測量,初定: .
<5>選定模數 齒數 和螺旋角
一般: ,初選: 則 .
由 得:
由課本 表6.1取標准模數: ,則:
取 ,則: .
取 , .
齒數比:
與 的要求比較,誤差為1.6%,可用.是:
滿足要求.
<6>計算齒輪分度圓直徑
小齒輪: ;
大齒輪:
<7>齒輪寬度
圓整得大齒輪寬度: ,取小齒輪寬度: .
<8>校核齒輪彎曲疲勞強度
查課本 圖6.15,得 ;
查課本 表6.5,得: ;
查課本 圖6.17得:彎曲強度壽命系數: ;
由課本 表6.4,得: ，
Z較大 ,取 ，
則: ，
所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求,此種設計合理.
〈9〉齒輪的基本參數如下表所示:
名稱 符號 公式 齒1 齒2
齒數
19 112
分度圓直徑
58.015 341.985
齒頂高
3 3
齒根高
3.75 3.75
齒頂圓直徑
64.015 347.985
齒根圓直徑
50.515 334.485
中心距
200
孔徑 b
齒寬
80 75
五、軸的設計計算及校核：
1.計算軸的最小直徑
查課本 表11.3,取:
軸:
軸:
軸:
取最大轉矩軸進行計算,校核.
考慮有鍵槽,將直徑增大 ,則: .
2.軸的結構設計
選材45鋼,調質處理.
由課本 表11.1,查得: .
由課本 表11.4查得: , .
由課本 式10.1得:聯軸器的計算轉矩:
由課本 表10.1,查得: ,
按照計算轉矩應小於聯軸器公稱轉矩的條件,查手冊 表8-7,
選擇彈性柱銷聯軸器,型號為: 型聯軸器,其公稱轉矩為:
半聯軸器 的孔徑: ,故取: .
半聯軸器長度 ,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為: .
(1)軸上零件的定位,固定和裝配
單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.
(2)確定軸各段直徑和長度
<1> 段:為了滿足半聯軸器的軸向定位要求, 軸段右端需制出一軸肩,故取 段的直徑 ,左端用軸端擋圈定位,查手冊表按軸端去擋圈直徑 ,半聯軸器與軸配合的轂孔長度: ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應比略短,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 ,故選用蛋列圓錐滾子軸承,參照工作要求並根據: .
由手冊 表 選取 型軸承,尺寸: ，軸肩
故 ，左端滾動軸承採用縐件進行軸向定位,右端滾動軸承採用套筒定位.
<3>取安裝齒輪處軸段 的直徑： ，齒輪右端與右軸承之間採用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為 ,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短與輪轂寬度,故取： ,齒輪右端採用軸肩定位,軸肩高度 ,取 ,則軸環處的直徑： ，軸環寬度： ,取 ， ，即軸肩處軸徑小於軸承內圈外徑,便於拆卸軸承.
<4>軸承端蓋的總寬度為： ,取： .
<5>取齒輪距箱體內壁距離為: .
, .
至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.
(3)軸上零件的周向定位
齒輪,半聯軸器與軸的周向定位均採用平鍵聯接
按 查手冊 表4-1,得:平鍵截面 ,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為: .
為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為; ,半聯軸器與軸的聯接,選用平鍵為: ,半聯軸器與軸的配合為: .
滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為: .
(4)確定軸上圓角和倒角尺寸,
參照課本 表11.2,取軸端倒角為: ,各軸肩處圓角半徑: 段左端取 ,其餘取 , 處軸肩定位軸承,軸承圓角半徑應大於過渡圓角半徑,由手冊 ,故取 段為 .
(5)求軸上的載荷
在確定軸承的支點位置時,查手冊 表6-7,軸承 型,取 因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距 ,據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.
(6)按彎扭合成應力校核軸的強度.
<1>作用在齒輪上的力
因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為: ，
得： ， ， .
<2>求作用於軸上的支反力
水平面內支反力:
垂直面內支反力:
<3>作出彎矩圖
分別計算水平面和垂直面內各力產生的彎矩.
計算總彎矩:
<4>作出扭矩圖: .
<5>作出計算彎矩圖: ,
.
<6>校核軸的強度
對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核.
由課本 式11.4,得: ,
由課本 表11.5,得: ,
由手冊 表4-1,取 ,計算得: ,
得: 故安全.
(7)精確校核軸的疲勞強度
校核該軸截面 左右兩側.
<1>截面 右側:由課本 表11.5,得:
抗彎截面模量: ,
抗扭截面模量: ,
截面 右側的彎矩: ,
截面 世上的扭矩為: ,
截面上的彎曲應力: ,
街面上行的扭轉切應力: .
截面上由於軸肩而形成的理論應力集中系數 及 ,
由課本 圖1.15,查得:
得:
由課本 圖1.16,查得:材料的敏性系數為:
故有效應力集中系數為:
由課本 圖1.17,取:尺寸系數 ;扭轉尺寸系數: .
按磨削加工,
由課本 圖1.19,取表面狀態系數: .
軸未經表面強化處理,即: .
計算綜合系數值為:
.
由課本第一章取材料特性系數: .
計算安全系數 :
由課本 式,得: ,
.
由課本 表11.6,取疲勞強度的許用安全系數: .
,故可知其安全.
<2>截面 左側
抗彎截面模量為: .
抗扭截面模量為: .
彎矩及彎曲應力為: ,
扭矩及扭轉切應力為: ,
過盈配合處的 值: ,由 ,得: .
軸按磨削加工,由課本 圖1.19,取表面狀態系數為: .
故得綜合系數為： ,
.
所以在截面 右側的安全系數為： ,
.
.
故該軸在截面右側的強度也是足夠的.
3. 確定輸入軸的各段直徑和長度
六. 軸承的選擇及計算
1.軸承的選擇：
軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（GB/T 297-1994）
軸承2：單列圓錐滾子軸承30207（GB/T 297-1994）
2.校核軸承：
圓錐滾子軸承30211，查手冊：
由課本 表8.6，取
由課本 表8.5，查得：單列圓錐滾子軸承 時的 值為： .
由課本 表8.7，得：軸承的派生軸向力： , .
因 ，故1為松邊，
作用在軸承上的總的軸向力為： .
查手冊 表6-7，得:30211型 , .
由課本 表8.5，查得： ,
,得: .
計算當量動載荷： ,
.
計算軸承壽命，由課本 式8.2，得： 取: .
則： .
七.鍵的選擇和計算
1.輸入軸：鍵 ， ， 型.
2.大齒輪：鍵 ， ， 型.
3.輸出軸：鍵 ， ， 型.
查課本 表3.1， ,式3.1得強度條件: .
校核鍵1： ;
鍵2： ;
鍵3： .
所有鍵均符合要求.
八.聯軸器的選擇
選擇 軸與電動機聯軸器為彈性柱銷聯軸器
型號為： 型聯軸器:
公稱轉矩: 許用轉速: 質量: .
選擇 軸與 軸聯軸器為彈性柱銷聯軸器
型號為： 型聯軸器:
公稱轉矩: 許用轉速: 質量: .
九.減數器的潤滑方式和密封類型的選擇
1、 減數器的潤滑方式：飛濺潤滑方式
2、 選擇潤滑油：工業閉式齒輪油（GB5903-95）中的一種。
3、 密封類型的選擇：密封件：氈圈1 30 JB/ZQ4606-86
氈圈2 40 JB/ZQ4606-86
十.設計小節
對一級減速器的獨立設計計算及作圖，讓我們融會貫通了機械專業的各項知識,更為系統地認識了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業的深入了解,同時也讓我們及時了解到自己的不足，在今後的學習中會更努力地探究.
十一.參考資料
1.「課本」：機械設計/楊明忠 朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學出版社 2004年6月第2次印刷.
2.「手冊」：機械設計課程設計手冊/吳宗澤，羅聖國主編 編號ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.
3「指導書」：機械設計課程設計指導書/龔桂義，羅聖國主編 編號ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷.
⑶ 設計一個機械傳動傳動裝置需要哪些軟體
二維的常用AutoCAD，如果搞機械的話推薦用CAXA（版本2007R3企業版）；建模用Pro/E或Solidworks，先畫出二維圖內再用三維軟容件把各個零部件畫出來，最後裝配，至於模擬以上兩個三維軟體可以模擬。
機械傳動在機械工程中應用非常廣泛，主要是指利用機械方式傳遞動力和運動的傳動。分為兩類：一是靠機件間的摩擦力傳遞動力與摩擦傳動，二是靠主動件與從動件嚙合或藉助中間件嚙合傳遞動力或運動的嚙合傳動。另有同名《機械傳動》雜志。
⑷ 來個磨盤機傳動裝置的cad裝配圖，要dwg格式的，用來做課程設計，謝謝
磨盤機的，其他機器的有
⑸ 想要設計一個機械傳動裝置，用什麼軟體可以繪制圖稿，並能完成模擬運動
autocad
solidworks
pro/e
UG
CATIA 等
⑹ 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！
我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄
一 課程設計書 2
二 設計要求 2
三 設計步驟 2
1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30
四 設計小結 31
五 參考資料 32
一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,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10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400
二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1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. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 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齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/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）×66.88＝1070.08～10700.8r/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 470 230 125.65 3.5 35.90
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＝1440/66.88＝17.05
（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（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29
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
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 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 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.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45#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45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×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45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45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：
齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)
626.09 193.24 84.38 84.38
2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.26 3.04 2.83 2.75
3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
49.79 151.77 326.98 307.52
6.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 =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．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
⑺ 機械課程設計盤磨機傳動裝置裝配圖有嗎有的話能分享一下嗎[email protected]，謝謝了