y132m4傳動裝置

① 三相Y132M-4型7.5KW48槽非同步電動機的繞組數據

35匝/槽，線徑為1.06兩根並繞，此電動的定子外徑=210mm，內徑=136mm，長度=160mm。你最好量一量看看尺寸是否一樣。

② 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

③ 我做設計，需要電動機可以調速，我選擇的是Y132M-4三相非同步電動機，請問一下用什麼型號的變頻器符合要求

Y132M-4型三相非同步電動機:
功率：7.5KW ,
電壓：380V
電流：15A
轉速 ：2900 r/min。
變頻器用三相400V級的7.5KW的就可以。
什麼品牌都可以的。

④ Y132M-4型電動機的軸伸出端直徑，軸伸出端的安裝高度，軸伸出端的長度 就這三個數據 求解

軸伸端直徑38毫米,伸出端中心高度132毫米,軸伸端長度80毫米.

⑤ Y132M-4-7.5KW電動機軸外徑是多少

Y132M-4-7.5KW電動機軸外徑是38mm。

Y系列電動機是全封閉自扇冷鼠籠型三相非同步電動機，符合中國專業標准 JB/T10391-2002《Y 系列(IP44)三相非同步電動機技術條件》的規定，是全國統一設計的基本系列產品。

Y系列電動機效率高，節能，堵轉轉矩高、雜訊低、振動小、 運行安全可靠。安裝尺寸和功率等級符合 IEC 標准和 DIN42673 標准。本系列採用 B 級絕緣，外殼防護等級為IP44。冷卻方式為 IC411 。

Y系列電動機為一般用途的電動機，適用於驅動無特殊性能要求的各種機械設備，如金屬切削機床、鼓風機,、水泵等。

(5)y132m4傳動裝置擴展閱讀：

1、用途應用

各種電動機中應用最廣的是交流非同步電動機（又稱感應電動機）。它使用方便、運行可靠、價格低廉、結構牢固，但功率因數較低，調速也較困難。大容量低轉速的動力機常用同步電動機（見同步電機）。同步電動機不但功率因數高，而且其轉速與負載大小無關，只決定於電網頻率。工作較穩定。

在要求寬范圍調速的場合多用直流電動機。但它有換向器，結構復雜，價格昂貴，維護困難，不適於惡劣環境。20世紀70年代以後，隨著電力電子技術的發展，交流電動機的調速技術漸趨成熟，設備價格日益降低，已開始得到應用。電動機在規定工作制式（連續式、短時運行制、斷續周期運行制）下所能承擔而不至引起電機過熱的最大輸出機械功率稱為它的額定功率，使用時需注意銘牌上的規定。

電動機運行時需注意使其負載的特性與電機的特性相匹配，避免出現飛車或停轉。電動機能提供的功率范圍很大，從毫瓦級到萬千瓦級。電動機的使用和控制非常方便，具有自起動、加速、制動、反轉、掣住等能力，能滿足各種運行要求；電動機的工作效率較高，又沒有煙塵、氣味，不污染環境，雜訊也較小。

由於它的一系列優點，所以在工農業生產、交通運輸、國防、商業及家用電器、醫療電器設備等各方面廣泛應用。一般電動機調速時其輸出功率會隨轉速而變化。

2、結構特徵

該系列電動機能防止水滴，灰塵，鐵屑或其他雜物浸入電動機內部，是我國近年來研製成功的節能型電動機。

3、優缺點

運行可靠、壽命長、使用維護方便、性能優良、體積小、重量輕、轉動慣量小、用料省等優點。

4、應用范圍

適用於不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的場所和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、水泵、鼓風機、運輸機械、礦山機械、攪拌機、農業機械、食品機械等。

參考資料來源：網路-Y系列三相非同步電動機

⑥ 電機Y132M-4型。表示什麼意思

電機Y132M-4型表示交流非同步電機，電機中心高132mm，長鐵芯，極數為4極電機。7.5KW電動機,額定電壓380V,額定電流15A左右，額定效率87%，額定功率因數0.85

Y表示該電機為Y系列鼠籠型三相非同步電動機；

132表示該電機機座號，即從是軸中心到機座平面高度度為132mm；

M表示該電機機座長度規格，M為中型，L為長；

4表示該電機極數為4極，即其轉速為1400+轉/分鍾（同步轉速為1500轉/分鍾，因存在轉差率所以為1400多）。

(6)y132m4傳動裝置擴展閱讀：

電機Y132M-4型用途應用：

電動機在規定工作制式（連續式、短時運行制、斷續周期運行制）下所能承擔而不至引起電機過熱的最大輸出機械功率稱為它的額定功率，使用時需注意銘牌上的規定。運行時需注意使其負載的特性與電機的特性相匹配，避免出現飛車或停轉。

電動機能提供的功率范圍很大，從毫瓦級到萬千瓦級。使用和控制非常方便，具有自起動、加速、制動、反轉、掣住等能力，能滿足各種運行要求；工作效率較高，又沒有煙塵、氣味，不污染環境，雜訊也較小，一般電動機調速時其輸出功率會隨轉速而變化。

參考資料來源：網路-Y系列三相非同步電動機

⑦ 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。

⑧ 如何確定軸的支點位置和傳動零 件上力的作用點

目 錄
第一部分 設計任務書----------------------------------------------------------------3第二部分 電傳動方案的分析與擬定---------------------------------------------------5第三部分 電動機的選擇計算----------------------------------------------------------6第四部分 各軸的轉速、轉矩計算------------------------------------------------------7第五部分 聯軸器的選擇-------------------------------------------------------------9第六部分 錐齒輪傳動設計---------------------------------------------------------10第七部分 鏈傳動設計--------------------------------------------------------------12第八部分 斜齒圓柱齒輪設計-------------------------------------------------------14第九部分 軸的設計----------------------------------------------------------------17第十部分 軸承的設計及校核-------------------------------------------------------20第十一部分 高速軸的校核---------------------------------------------------------22第十二部分 箱體設計---------------------------------------------------------------23第十三部分 設計小結---------------------------------------------------------------24

第一部分 設計任務書
1.1 機械設計課程的目的
機械設計課程設計是機械類專業和部分非機械類專業學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環節。其基本目的是：
(1) 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養分析和解決一般工程實際問題的能力，並使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標准和規范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。

1.2 機械設計課程的內容
選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。
課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和聯接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。
在設計中完成了以下工作：
① 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；
② 零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）；
③ 設計計算說明書1份，6000～8000字。

1.3 機械設計課程設計的步驟
機械設計課程設計的步驟通常是根據設計任務書，擬定若干方案並進行分析比較，然後確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最後用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據。
機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：
1．設計准備
① 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。
② 了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。
③ 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。
④ 准備好設計需要的圖書、資料和用具，並擬定設計計劃等。
2．傳動裝置總體設計
① 確定傳動方案——圓柱齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。
② 計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。
③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。
④ 計算各軸的功率、轉速和轉矩。
3．各級傳動零件設計
① 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動）。
4．減速器裝配草圖設計
① 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。
② 選擇聯軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。
③ 確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。
④ 分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。
5．減速器裝配圖設計
① 標注尺寸、配合及零件序號。
② 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。
③ 完成裝配圖。
6．零件工作圖設計
① 軸類零件工作圖。
② 齒輪類零件工作圖。
③ 箱體類零件工作圖。

第一部分 題目及要求
卷揚機傳動裝置的設計
1． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（3） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（4） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
2． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
3． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
4． 數據表

牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

卷揚機傳動裝置的設計
5． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（5） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（6） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
6． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
7． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
8． 數據表

牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

第二部分 傳動方案的分析與擬定
確定總傳動比:
由於Y系列三相非同步電動機的同步轉速有750,1000,1500和3000r/min四種可供選擇.根據原始數據,得到卷揚機捲筒的工作轉速為

按四種不同電動機計算所得的總傳動比分別是:
電動機同步轉速
750 1000 1500 3000
系統總傳動比
32.71 43.61 65.42 130.83

確定電動機轉速:
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，750轉的低速電動機傳動比雖小，但電動機極數大價格高，故不可取。3000轉的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，製造成本高，結構不緊湊，也不可取。剩下兩種相比，如為使傳動裝置結構緊湊，選用1000轉的電動機較好；如考慮電動機重量和價格，則應選用1500轉的電動機。現選用1500轉的電動機，以節省成本。
確定傳動方案：

驗算：通常V帶傳動的傳動比常用范圍為 ，二級圓柱齒輪減速器為 ，則總傳動比的范圍為 ，因此能夠滿足以上總傳動比為65.42的要求。

第三部分 電動機的選擇計算
1、確定電動機類型
按工作要求和條件,選用Y系列籠型三相非同步電動機,封閉式結構。
2、確定電動機的功率
工作機的功率
KW

效率的選擇：
1． V帶傳動效率： η1 = 0.96
2． 7級精度圓柱齒輪傳動：η2 = 0.98
3． 滾動軸承： η3 = 0.99
4． 彈性套柱銷聯軸器： η4 = 0.99
5． 傳動滾筒效率： η5 = 0.96
傳動裝置總效率為

工作機所需電動機功率
kw
因載荷平穩，電動機額定功率 略大於 即可。由Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率 為7.5 kw，結合其同步轉速，選定電動機的各項參數如下：
取同步轉速： 1500r/min ——4級電動機
型號： Y132M-4
額定功率： 7.5kW
滿載功率： 1440r/min
堵轉轉矩/額定轉矩： 2.2
最大轉矩/額定轉矩： 2.2

第四部分 確定傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1、確定總傳動比

2、分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則減速器的傳動比 為

取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比

則低速級的傳動比

第五部分 運動參數及動力參數計算
0軸（電動機軸）：
P0 = Pd =7.2 kW
n0 = nm = 1440 r/min
T0 = 9550×( )= N?m
1軸（高速軸）：
P1 = P0η1 = kW
n1 = = r/min
T1 = 9550×( )= N?m
2軸（中間軸）：
P2 = P1η2η3 = kW
n2 = r/min
T2 = 9550×( )= N?m
3軸（低速軸）：
P3 = P2η2η3 = kW
n3 = r/min
T3 = 9550×( )= N?m
4軸（輸出軸）：
P4 = P3η3η4 = kW
n4 = r/min
T4 = 9550×( )= N?m

輸出軸功率或輸出軸轉矩為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘以軸承效率(0.99），即
P』= 0.99P

軸名 功率P(kW) 轉矩T(N?m) 轉速
n(r/min) 傳動比
i 效率
η
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 7.20 47.75 1440
3.8 0.96
1軸 6.91 3.047 155.91 154.35 378.95
4.809 0.97
2軸 6.70 2.896 811.99 803.83 78.80
3.435 0.97
3軸 6.50 2.753 2705.97 2678.91 22.94
1 0.98
輸出軸 6.37 2.590 2651.85 2625.33 22.94

第六部分 傳動零件的設計計算
高速級斜齒圓柱齒輪設計
材料選擇：小齒輪40Cr （調質）硬度280HBs；
大齒輪45#鋼（調質）硬度240HBs；（硬度差40HBs）
七級精度，取Z1=21，Z2= ＝4.809×21=100.989，取Z2＝101，
初選螺旋角β=14°，
按齒輪面接觸強度設計：

1) 試選載荷系數 Kt=1.6
2) 由動力參數圖，小齒輪傳遞的轉矩

3） 由表10－7（機械設計）選取齒寬系數
4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數
5） 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 ；
6） 由式10-13計算應力循環次數

7） 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ；
8） 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

9）由圖10-26（機械設計）得
εα1 = 0.76
εα2 = 0.86
則端面重合度
10）由圖10-30選取區域系數ZH = 2.433
11） 計算許用接觸應力
=
12）計算：
試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得
計算圓周速度

計算齒寬b及模數
= 1×60.59 = 60.59 mm
mnt = = mm
h = 2.25 mnt = mm

計算縱向重合度
縱向重合度 =0.318×φdZ1tanβ =
計算載荷系數K
已知，KA=1，取Kv=1.05（由圖10-8查得），由表10-4查得的計算公式
∴KHβ = 1.15+0.18(1+0.6φd2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45
由圖10-13，得KFβ = 1.4
由表10-3，得
∴K = KA?Kv?KHα?KHβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98
按實際得載荷系數校正所算得德分度圓直徑，由試（10-10a）得

計算模數
mn= =
13） 按齒根彎曲強度設計

由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ；
計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S＝1.4，由式10-12得

計算載荷系數
K = KA?Kv?KFα?KFβ = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91
根據縱向重合度εβ=1.6650，由圖10-28，查得螺旋角影響系數Yβ=0.88
計算當量齒數
= 22.9883

查取齒形系數
由表10-5查得 YFα1=2.69，YFα2=2.20，
查取應力校正系數
由表10-5查得 YSα1=1.56，YSα2=1.79
計算大、小齒輪的 並加以比較

大齒輪的數值較大。
設計計算

經園整，mn=2 mm
∵ ，∴mn=2.5 mm
Z1 = = ，取Z1=25，Z2=120

幾何尺寸計算：
中心距 a =
經園整，a = 187 mm
修正螺旋角， =
∵β變動不大，
∴εα、εβ、ZH無需修正。
計算大、小齒輪的分度直徑
mm
mm
計算齒輪寬度
b = φdd1 = mm
園整後，B2=65mm，B1=70mm

da1 = d1+2ha1 =69.48
da2 = d2+2ha2 = 315.08
df1 = d1-2hf1 = 49.48
df2 = d2-2hf2 =305.08

第九部分 軸的設計
1) 高速軸：
初定最小直徑，選用材料45#鋼，調質處理。取A0=112（下同）
則dmin = A0 = mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』 = 1.07 dmin = 17.72mm
∵最小直徑為安裝聯軸器外半徑，取KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯軸器，軸孔半徑d=20mm
∴取高速軸的最小軸徑為20mm。
由於軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用單列圓錐滾子軸承按國標T297-94選取30206。
D×d×T=17.25mm
∴軸承處軸徑d=30mm
高速軸簡圖如下：
2)
取l1=38+46=84mm，l3=72mm，取擋圈直徑D=28mm，取d2=d4=25mm，d3=30mm，l2=l4=26.5mm，d1=d5=20mm。
齒輪輪轂寬度為46mm，取l5=28mm。

聯軸器用鍵：園頭普通平鍵。
b×h=6×6，長l=26mm
齒輪用鍵：同上。b×h=6×6，長l=10mm，倒角為2×45°
3) 中間軸：
中間軸簡圖如下：
初定最小直徑dmin= =22.1mm
選用30305軸承，
d×D×T = 25×62×18.25mm
∴d1=d6=25mm，取l1=27mm，l6=52mm
l2=l4=10mm，d2=d4=35mm，l3=53mm
d3=50mm，d5=30mm，l5=1.2×d5=36mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=12×8，長l=20mm
4) 低速軸：
低速軸簡圖如下： 初定最小直徑：
dmin = = 34.5mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』=1.07dmin=36.915mm
取d1=45mm，d2=55mm，d3=60mm，d4=d2=55mm
d5=50mm，d6=45mm，d7=40mm；
l1=45mm，l2=44mm，l3=6mm，l4=60mm，l5=38mm，l6=40mm，l7=60mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=16×6，長l=36mm
選用30309軸承：d×D×T = 40×90×25.25mm；B=23mm；C=20mm

⑨ 設計鼓風機傳動裝置的V帶傳動。請專業人幫忙做下！謝謝！

一、根據功率、小帶輪轉速，查表《普通V帶選型圖》，得知帶型為：A型帶
二、初定內小帶輪外徑容D1
1、查表《V帶輪的基準直徑系列》查得：A帶最小直徑＞85
2、根據電機軸的直徑進行結構設計
為了結構緊湊，所以：初定小帶輪外徑D1=100mm
三、計算傳動比ι
ι=n1/n2=1440/554=2.6
四、計算大帶輪外徑D2
D2=D1×ι=100×2.6=260mm

⑩ 螺旋千斤頂的設計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續單向運轉，工作平穩無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉，工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：採用Y系列三相非同步電動機
（2）、容量選取：工作機有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯軸器效率
：捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉速
滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率 ：7.5
滿載轉速 ：1440
啟動轉矩 ：2.2
最大轉矩 ：2.2
由電動機具體尺寸參數 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸 ：216 178
地腳螺孔直徑 ：12
軸外伸尺寸 ：38 80
裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ，並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使 ，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6，故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪，由於其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜採用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對於大帶輪，由於其轉速不甚高，可採用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。

（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉速為 n1=514.286 r/min，齒數比 u=4，單向運轉，載荷平穩，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 （非對稱布置，軸剛性小）
得
3、 確定模數： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標准模數為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數
，取安全系數 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ，故應採用腹板式結構
（6）、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後，
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉矩為 =499.286Nm，輸出軸轉速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、 求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工，齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩

b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面B、C處的當量彎矩為

=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、 求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩

2、 垂直面上的彎矩

3、 合成彎矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為

6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因 ，故安全。

5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現校核其強度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高，故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制，採用過盈配合，為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對於輸入軸承，內徑為35，轉速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數為 ，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數為 ，則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成，採用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由於速度較小，故採用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。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，能看到傳動零件嚙合區的位置，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，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M8螺釘緊固。
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 定位銷：
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.
F 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.

總結：機箱尺寸

名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15

十、潤滑與密封
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。
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GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
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GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社

我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm