A. 機械設計，一級齒輪減速器
僅供參考
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
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
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、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帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
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D. 求一份V帶 一級圓柱齒輪減速器的設計說明書 原始數據：輸送帶拉力2900F/N輸送帶速度1.4V/M.S滾筒直徑400D/
一級圓柱齒輪減速器的設計說明書
一、 課程設計的目的
1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去
分析和解決機械設計問題，並使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發展。
2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。
3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標准和規范。
二、 已知條件
1、展開式一級齒輪減速器產品。
3、動力來源：電壓為380V的三相交流電源。
4、原始數據 在任務書上。
5、使用期：10年，每年按365天計。
三、 工作要求
1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；
2、零件工作圖二張（傳動零件、軸、等等）；
3、對傳動系統進行結構分析、運動分析並確定電動機型號、工作能力分析；
4、對傳動系統進行精度分析，合理確定並標注配合與公差；
5、設計說明書一份。
四、 結題項目
1、檢驗減速能否正常運轉。
2、每人一套設計零件草圖。
3、減速器裝配圖：A0；每人1張。
4、零件工作圖：A3；每人2張、齒輪和軸各1張。
5、課題說明書：每人1份。
五、 完成時間 共4周
參考資料
【1】、《機械設計》張策 主編 機械工業出版社出版；
【2】、《機械設計課程設計》 陸玉 主編 機械工業出版社出版；
【3】、《機械制圖》劉小年 主編 機械工業出版社出版；
【4】、《課程設計圖冊》編 高等教育出版社出版；
計 算 及 說 明 結 果
一、 減速器結構分析
分析傳動系統的工作情況
1、傳動系統的作用：
作用：介於機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，並協調二者的轉速和轉矩。
2、傳動方案的特點：
特點：結構簡單、效率高、容易製造、使用壽命長、維護方便。由於電動機、減速器與滾筒並列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現象。
3、電機和工作機的安裝位置：
電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；
工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。
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。
計 算 及 說 明 結 果
二、 傳動裝置的總體設計
（一）、選擇電動機
1、選擇電動機系列
按工作要求及工作條件，選用三相非同步電動機，封閉式扇式結構，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動機。
2、選電動機功率
（1）、傳動滾筒所需有效功率
（2）、傳動裝置總效率
（3）、所需電動機功率
3、確定電動機轉速
型 號 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
額定功率KW 15 15 15 15
電機滿載荷 轉速 轉/分 1460 970 730 293
滾筒轉速 轉/分 38.2 38.2 38.2 38.2
總傳動比 39.20 25.39 19.11 76.72
2 2 2 2
19.60 12.70 9.55 38.35
由此比較，應選Y160L－4，結構緊湊。由文獻[2]表2.10－2選取電動機的外形及安裝
尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，軸伸長E＝110㎜。
4、傳動比分配
（1）、兩級齒輪傳動比公式
（2）、減速器傳動比
5、運動條件及運動參數分析計算
計 算 及 說 明 結 果
（二）、定V帶型號和帶輪
1、工作情況系數
由文獻【1】由表11.5得
2、計算功率
3、選帶型號
由文獻【1】表11.15 選取B型
4、小帶輪直徑
由文獻【1】 表11.6 選取
5、大帶輪直徑
6、大帶輪轉速
7、驗算傳動比誤差
取B型
計 算 及 說 明 結 果
（1）、理論傳動比
（2）、實際傳動比
（3）、傳動比誤差 合適
（4）、驗算帶轉速 合適
8、計算帶長
（1）、求
（2）、求
（3）、初取中心距
（4）、帶長
（5）、基準長度
9、求中心距和包角
（1）、中心距
（2）、小帶輪包角
計 算 及 說 明 結 果
10、求帶根數
（1）、傳動比 由表11.8
由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10
（2）、帶根數
11、求軸上載荷
（1）、張緊力
（由表11.4 q=0.10kg/m）
（2）、軸上載荷
12、結構設計
小帶輪 ； 大帶輪
（三）、高速軸齒輪的設計與校核
1、選材 根據文獻【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調質處理
選大齒輪：45鋼，調質處理
2、初步計算
（1）、轉矩
（2）、尺寬系數 由文獻【1】表12.13，取
（3）、接觸疲勞極限 由文獻【1】圖12.17c
取z=5根
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E. 機械設計課程設計:一級圓柱齒輪減速器
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F. 一級圓柱齒輪減速箱的設計
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
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
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、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帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、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M12
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M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.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。
3.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。
4.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、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社
G. 一級圓柱齒輪減速器（直齒）
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
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
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、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帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
H. 求一級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書及CAD圖
所有圖（包括彎矩扭矩圖）在我郵箱，有需要再通知我[email protected]
目 錄
1. 任務書
2. 電動機的選擇
3. 傳動裝置總傳動比計算並分配傳動比
4. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算
5. 齒輪傳動設計及計算
6. 輸入軸的設計結構計算
7. 輸出軸的設計結構計算
8. 滾動軸承的選擇計算
9. 鍵的選擇
10. 聯軸器的選擇
11. 箱體的結構設計計算
12. 潤滑方式的選擇
13. 潤滑油的選擇
14. 密封選擇
15. 參考資料
16. 學習小結
17. 零件圖
1. 任務書
一、 程設計的性質和目的
機械設計課程設計是把學過的各學科的理論較全面地綜合應用到實際工程中
去，力求從課程內容上、從分析問題和解決問題的方法上，從設計思想上培養工
程設計能力，課程設計有以下幾個方面的要求：
1． 培養綜合運動機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基礎知識，以及結
合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力使所學的知識得以融會貫通，調
協應用。
2． 通過課程設計，學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設
計的思想，培養獨立的、全面的、科學的工程設計能力。
3． 在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標准、規范，手冊，圖冊和相關
的技術資料等。熟悉個掌握機械設計的基本技能。
二、 課程設計的內容
1．設計題目：
帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
2．運動簡圖
3．工作條件
傳動不逆轉，載荷平穩，起動載荷的名義載荷的1.25倍,使用期限10年,兩班制工作,輸送帶速度容許誤差為±5%，輸送帶效率一般為0.94～0.96。
4．原始數據
已知條件 題號 1
輸送帶拉力F(N) 3.2
滾筒直徑D(mm) 450
輸送帶速度v(m/s) 1.7
三、 完成工作量
（1） 設計說明書1份
（2） 減速器裝配圖1張
（3） 減速器零件圖3張
四、 機械設計的一般過程
設計過程:
設計任務——總體設計——結構設計——零件設計——加工生產——安裝調試
五、 課程設計的步驟
在課程設計時，不可能完全履行機械設計的全過程，只能進行其中一些的重要
設計環節，如下：
1． 設計准備
認真閱讀研究設計任務書，了解設計要求和工作條件。
2． 傳動裝置的總體設計
首先根據設計要求，同時參考比較其他設計方案，最終選擇確定傳動裝置的總
體布置。
3． 傳動零件的設計計算
設計計算各級傳動零件的參數和主要尺寸
4． 結構設計（裝配圖設計）
首先進行裝配草圖設計，設計軸，設計軸承，最後完成裝配圖的其他要求。在
完成裝配草圖的基礎上，最終完成的圖即正式的餓裝配結構設計。
5． 完成兩張典型零件工作圖設計
6． 編寫和整理設計說明書
7． 設計總結和答辯
六、 課程設計中應注意的問題
課程設計是較全面的設計活動，在設計時應注意以下的一些問題：
（一）全新設計與繼承的問題
在設計時，應從具體的設計任務出發，充分運用已有的知識和資料進行科學、
先進的設計。
（二）正確使用有關標准和規范
為提高所設計機械的質量和降低成本，在設計中應盡量採用標准件，外購件，
盡量減少的自製件。
（三）正確處理強度，剛度，結構和工藝間的關系
在設計中任何零件的尺寸都不可能全部由理論計算來確定，而每個零件的尺寸
都應該由強度，剛度，結構。加工工藝，裝配是否方便，成本高低等各方面的要
求來綜合確定的。
（四）計算與圖畫的要求
進行裝配圖設計時，並不僅僅是單純的圖畫，常常是圖畫與設計計算交叉進行
的。先由計算確定零件的基本尺寸，再草圖的設計，決定其具體結構尺寸，再進
行必要的計算。
2. 電動機的選擇
電動機已經系統化,系統化一般由專門工廠按標准系列成批大量生產,設計時只需根據工作載荷,工作機的特性和工作環境,選擇電動機的類型,結構形式和轉速,計算電動機功率,最後全頂電動機型號.
一 類型選擇
電動機類型選擇是根據電源種類(流或交流),工作條件(度,環境,空間,尺寸等)及載荷特點(性質,大小,起動性和過載現象)來選擇的.目前廣泛應用Y系列三相非同步電動機(JB3074-82)是全封閉自扇冷鼠型三相非同步電動機,適用於無特殊要求的各種機械設備.由於Y系列電動機具有交好的起動性能,因此,也適用於某些對起動轉矩有較高要求的機械,如壓縮機等.
二 電動機功率確定
電動機功率是根據工作機容量的需要來確定的.電動機的額定功率應等於或大於電動機所需功率Pw
1 工作機所需功率Pw
根據公式計算:已知工作機阻力Fw和速度Vw則工作機所需功率Pw為:
式中:Fw-工作機阻力,N
Vw-工作機線速度,m/s
將數據 Fw=3.2kN
帶入公式 =5.44kW
2輸出功率Pd
已知Pw=5.44kW
由任務要求知:
查表得:
代入得:
由公式
選擇額定功率7.5kW的電動機
在計算傳送裝置的總功率時,應注意以下幾點:
1)取傳動副效率是否以包括其軸效率,如包括則不應計算軸承效率
2)軸承的效率通常指-對軸承而言
3)同類性的幾對傳動副,軸承,或聯軸器,要分別考慮效率
4)當資料給出的效率為-范圍時,一般可以取中間值,如工作條件差,加工條件差,加工精度低或維護不良時應取低值,反之應取高值.
3確定工作機轉速
額定功率相同的類型電動機,可以有幾種轉速供選擇,如三相非同步電動機就有四種常見 同步轉速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min電動機的轉速高,極對數少,尺寸和質量叫,價格便宜,但機械傳動裝置總轉動比加大,結構尺寸偏大,成本也變高,所以選擇電動機轉速時必須作全面分析比較,首先滿足主要要求,盡量兼顧其他要求.
公式:
代入數據:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中為輸送帶速度為滾筒轉矩)
為了便於選擇電動機轉速，需要先考慮電動機轉速得可選范圍。由《機械設計課程設計》P6表2－1查得V帶傳動常用得傳動常用得傳動范圍i鏈＝2～5，i齒3～5，則電動機轉速可選范圍為：
nd＝i鏈*i齒*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min
4型號選擇
綜合考慮電動機和轉動裝置的尺寸,結構和帶裝動，及減速器的轉動比,故查表知電動機型號可選擇:Y132M-4.
(注:表格在課程設計書264頁)
以下附電動機選擇計算表:
電動機類型 Y系列一般用三相非同步電動機
選擇電動機功率
Pw=5.44(kW)
輸出功率:
確定電動機轉速
nd=433.2-1805r/min
型號選擇 Y132M-4
（註：參考選擇表均在《課程設計》書中：P10，P264）
3. 傳動裝置總傳動比計算並分配傳動比
電動機選定後，按照電動機的滿載轉速n及電動機的傳速n，可確定傳動裝置的總傳動比
i＝nm／nw
當各級傳動機構串聯時，傳動裝置的總傳動比是各級傳動比的連乘積，即i＝i1*i2*i3……in
式中i1、i2、i3……in分別為各級的傳動比。
i總＝nm／nw＝滿載轉速／工作機轉速
由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等於各級合理地分配各級傳動比，在傳動裝置總體設計中很重要地，它將直接影響到傳動裝置外廓尺寸.質量.潤滑條件.成本地高低.傳動零件地圓周速度大小及精度等級地高低。要同時滿足各方面地要求是不現實的，也是非常困難的，應根據具體設計要求，進行分析比較，首先滿足主要要求，盡量兼顧其他要求。在合理分配傳動比時應該注意以下幾點。
1 .各級傳動比都應在常用的合理范圍之內，以符合各種傳動形式的工作特點，能在最佳狀態下運轉，並使結構緊湊，工藝合理。
2 .應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。
3 .應使各傳動件尺寸協調，結構均勻稱合理，避免相互干擾碰撞。
傳動裝置中的總傳動比 i總＝nm／nw i總＝19.95
分配各級傳動比 i齒＝4 I鏈=19.95/4=4.99
（註：各級傳動比見《課程設計》P12表2—4）
4. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算
機械傳動裝置的運動參數和動力參數，主要指的使各軸的功率.轉速和轉距，它為設計計算傳動比和軸提供極為需要的依據。
計算各軸運動和動力參數時，應將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依此編號，定位0軸（電機軸）.1軸.2軸…，相鄰的輸入功率P1.P2.P3…,相鄰兩軸的傳動比效率為n01.n12.n23…，各軸的輸入功率為P1.P2.P3…,各軸的輸入轉距為T1.T2.T3…,各軸的輸入轉速為n1.n2.n3….
電動機軸的輸出功率、轉速、和轉距為
1.轉動比分配
工作機的轉速 n＝
i總＝ n／n＝1440／81.21＝17.73
i齒＝4，i鏈＝19.95／4＝4.99
將電動機至工作機的軸依次編號0，1，2……
（1） 轉速n
nm=n1=n0=1440r/min
n2=n1/i齒=1440/4=360r/min
n3=n2/i鏈=360/4.99=72.14r/min
（2） 功率P
P0=Pd=6.63kW
P1=P0×η聯×η軸承=6.63×0.99×0.99=6.50kW
P2=P1×η齒×η軸承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
P3=P2×η鏈×η軸承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
（3）轉距
T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m
T1=T0 ×η軸承×η聯= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m
T2=T1 ×η軸承×η齒×i齒=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m
T3=T2×η鏈×i鏈=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m
根據上述計算可得出各軸的功率、轉速和扭距。
0軸 P0=Pd=6.63kW
n滿=n1=n0=1440r/min
T0=9550×Pd/N滿=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW
n0=1440r/min
T0=43.97N•m
1軸 P1=P0×η聯×η軸=6.63×0.99×0.99=6.50kW
n1=n0=1440r/min
T1=T0 ×η軸承×η聯軸器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW
n1=1440r/min
T1=43.09 N•m
2軸 P2=P1×η齒×η軸承=6.50×0.97×0.99=5.99kW
n2=n1/i齒=1440/4=360r/min
T2=T1 ×η軸承×η齒×i齒=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kW
n2=360r/min
T2=160.52 N•m
3軸 P3=P2×η鏈×η軸承=5.99×0.96×0.99=5.70kW
n3=n2/i鏈=360/4.99=72.14r/min
T3=T2×η軸承×η鏈×i鏈=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kW
n3=72.14r/min
T3=768.95 N•m
具體計算數據如下：
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
電機軸 6.63 43.97 1440 1 0.990
Ⅰ軸 6.05 43.09 1440 4 0.990
Ⅱ軸 5.99 160.52 360 4.99 0.970
Ⅲ軸 5.70 768.95 72.14 0.960
5.齒輪傳動設計計算
設計單級標準直齒圓柱齒輪減速的齒輪傳動。該減速器用電動機驅動，載荷平穩，單向運轉。
齒輪材料與熱處理的選擇是要根據具體的工作要求來決定的，此外還要考慮齒輪毛呸製造方法。當齒輪直徑d≤500mm時，根據製造條件，可採用鍛造毛呸。
當齒輪直徑d≥500mm時，多採用鑄造毛呸。小齒輪根圓直徑與軸徑接近時，齒輪要和軸要製成一體，這時選材要兼顧軸的要求。同一減速器的各級小齒輪（或大齒輪）的材料盡可能一致，以減少材料牌號和工藝要求。
齒輪強度計算中不論是針對大齒輪還是針對小齒輪的（許用應力和齒輪系數，不論用哪個齒輪的數值），其公式中的轉矩，齒輪的直徑或齒數都應是小齒輪的轉矩T1，小齒輪的分度圓d1和小齒輪的齒數z1
小齒輪的齒數選取首先要注意不能產生根切，另外齒數的選取還要考慮在滿足強度要求的情況下，盡能多一些，這樣可以加大重合度系數，提高轉動的平穩性，且能減少加工量。大齒輪和小齒輪的齒數最好互為質數，防止磨損或失效集中在某幾個齒上。
為了保證齒輪安裝以後仍能夠全齒嚙合，那麼小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬要寬5~8mm。模數首先要標准化，是一個標准值，並且在工程上要求傳遞動力的齒輪的模數M≥1.5mm。
按下表步驟計算：
計算項目 計算內容 計算結果
1.選擇材料與熱處理方式 因該齒輪傳動比無特殊要求，故可選一般材料，而且為軟齒面。 小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為(220-250)HBS.計算取平均數235HBS
大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為(170-210)HBS. 計算取平均數
2.選擇齒輪精度 因為是一般減速器，故選擇8級精度，要求齒面粗糙度
Ka≤(3.2-6.3)μm 初選8級精度
計算齒輪比
小齒輪的轉矩 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸之間對稱布置，查零件書P117章節內容（直齒 均勻、輕微沖擊）
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×
確定齒數Z1 Z2 對於周期性變化的載荷，為避免最大載荷總是總用在某一對或幾對齒輪上而是磨損過於集中，Z1 Z2應互為質數。 Z1=27 Z2=103
應力循環次數 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109
N2=N1/i齒=1.09×109 N1=4.35×109
N2=1.09×109
許用接觸應力
選擇齒寬系數 由書P126圖7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95
由書P120表7-9得SH=1.05
由書P122圖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
齒輪分度圓直徑 由於口齒合求出應力是一樣的故用小齒輪應力計算(書P114 公式7-5)
d≥ = =50mm
d=50mm
確定齒輪模數 m=d/z1=50/27=1.85取標准模數m=2 取m=2
計算齒輪主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm
d2=mz2=2×103=206mm
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm
齒輪寬b2=ψd×d1=59.4mm
經圓整後b2取60mm
為了保證齒輪安裝以後仍能夠全齒嚙合，那麼小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬要寬5~8mm。
b1=b2+5mm=65mm d1=54mm
d2=206mm
a=130mm
b2=60mm
b1=65mm
校核齒輪強度 確定兩齒輪的彎曲應力由書P190圖10-25查得齒輪彎曲疲勞極限
σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa
由最小安全系數SF=1.35
由書P190圖10.26查得彎曲疲勞系數
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
兩齒輪齒根的彎曲應力 計算兩齒輪齒根的彎曲應力由書P195表10.13 10.14
YF1=2.57
YS1=1.60
YF2=2.18
YS2=1.79
比較(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032
(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030
計算小齒輪齒根彎曲應力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa
彎曲強度足夠
驗算圓周速度V並選取齒輪精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s
8級精度合適
齒輪幾何尺寸計算 齒頂圓直徑da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm
da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm
齒全高h (C*=0.25)
h=（2ha*+C*）m=4.5mm
齒厚S=πm/2=3.14mm
齒根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm
齒頂高ha=ha*m=2mm
齒根圓直徑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
齒輪結構設計 小齒輪採用齒輪軸結構，大齒輪採用鍛造毛坯的腹板結構
大齒輪的相關尺寸計算如下：
軸孔直徑 ds=48 mm
軸轂直徑 D1=1.6ds=76.8 mm
軸轂長度 L=b2=60mm
軸緣厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm
輪緣內徑 D2=da-2h-2δ0=180mm
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm
腹板中心孔直徑 D=0.5(D2+D1)=128.4mm
腹板的孔徑d0=0.25(D2-D1)=26 mm
齒輪倒角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.輸入軸的設計結構計算
減速器傳遞功率屬於小功率，對於材料無特殊要求，選用45號鋼並經調質處理
根據表14.1得A=107-118
mm
若考慮到軸的最小直徑處要安裝聯軸器，會有鍵槽，故將估算直徑加大3%~5%
17.68×1.03=18.21
19.5×1.05=20.475
由設計手冊查取直徑 取d1=20mm
主動軸結構設計
根據設計一級減速器，可將齒輪布置在箱體中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝聯軸器
根據軸上零件的定位，裝拆方便的需要，同時，考慮到強度原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。
a)初步確定安裝聯軸器處直徑d1=20mm因半聯軸器軸孔長度Y型，軸孔長度L=52mm
b)為使軸段2與密封裝置相適合並與軸段1軸肩，故d2=22mm軸承蓋在端面與聯軸器距離L』=20軸承蓋厚=10mm 參考減速器箱體有關資料箱體內壁到軸段4距離為10故取軸段2的長度L2=30mm
c) 由軸段3與軸段2形成軸肩並與軸承相適應，故取d3=25mm L3=40mm
d)由軸承初選6305的安裝尺寸得知：
da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm
e) d5 =35 軸段5為齒輪寬b1=60mm由齒輪端到箱體內壁 10mm，為保證齒輪固定可靠，軸段5的長度應短於齒輪輪轂寬度2mm，得L5
f)d6=30mm L6=7.5mm
g)d7=25mm L7=13mm
由此初步確定軸的各段長度和直徑
輸入軸的強度校核
(1)計算作用力
圓周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N
徑向力Fr=Ft×tanα。=574.5N
由於直齒輪軸向力 Fa=0
(2)作主動軸受力簡圖
L=60+40=100
水平彎矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N
MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm
鉛垂面彎矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N
MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm
合成彎距：
扭矩T=4.309× （N•mm）
α=0.6 脈動循環
校核危害截面的強度
由書P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa
σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa
故軸的強度足夠
修改軸的結構
由於所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改
7.輸出軸的設計結構計算
(1)選擇軸的材料確定許用應力，由已知減速器傳遞功率居中小功率，對材料無特殊要求，選45鋼並經調質處理，由書查得強度極限σB=650MPa再由表得 許用彎曲應力[σ0b]=102.5MPa
(2)按扭轉強度估算直徑由書P173表9-3得
A=107-118
mm
由於軸的最小直徑處要安裝鏈輪，會有鍵槽，故將直徑加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由設計手冊取標準直徑d1=38mm
a)繪制軸系結構草圖
根據軸的軸向定位要求確定軸徑和軸長
b)初步確定軸徑d1=38mm軸段1的長度L1=82mm
c)軸段2要與軸段1形成軸肩並與密封裝置相適應，故取d2=40手冊P260表18-10由軸承蓋右端面與輪轂左端面距離為10 mm，軸承端蓋厚度為10 mm，參考減速箱體有關數據，箱體內壁至軸承端蓋左側距離為62 mm故L2=54.5mm
d)由軸段3與軸承相適合初選一對6009深溝球軸承,d×D×B=45×75×16
故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齒輪端面至箱體內壁的距離為12.5mm 故軸段3的長度L3=50mm
e)軸段4與齒輪輪轂相適合，使輪轂與套筒緊貼，要略短於輪轂長度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm
f)軸環取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm
g)軸段6與軸承相適應 d6=45mm L6=18mm
所以 d6=45mm L6=18mm
由此初步確定軸的各段長度和直徑
從動軸強度校核
(1)計算作用力
圓周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N
徑向力Fr=Ft×tanα=2833.2N
由於直齒輪軸向力 Fa=0
(2)輸出軸受力
支撐點間距離L=50+43=95mm
水平彎矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N
MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm
鉛垂面彎矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N
MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm
合成彎距：
校核危害截面的強度
由書P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa
σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa
故軸的強度足夠.
修改軸的結構
由於所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改
8.滾動軸承的選擇計算
滾動軸承的選擇：
1）主動軸的軸承
考慮軸受力小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承
壽命計劃：壽命10年雙班制 Lh=10×300×8×2=48000h
兩軸承受純徑向載荷 由書P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球軸承ε=3
基本容量定動載荷
由書P236表16-2選取6305深溝球軸承一對GB/T276-1994
L10h= =120113.96h由L10h> Lh 故軸承壽命合格
2）從動軸的軸承
X=1 Y=0 球軸承ε=3
基本額定動載荷
由書選擇6009深溝球軸承一對GB/T276-1993
L10h= =109204.3h
由L10h> Lh 故軸承壽命合格
9.鍵的選擇
（1）輸入軸外伸端D1=20mm,考慮鍵在軸中部安裝
a)選鍵的型號和確定尺寸
車轂長L=52mm故由(課程設計P183表14-21)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm，鍵長由（設計基礎P279）長度採到取鍵長L=45mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵、輪轂、軸、材料為45鋼,由表14.6得
[σJH]b3=100-120MPa（輕微沖擊）
A鍵工作長度L=L-B=45-8=37mm
σjy=4T/dhl=12.18MPa
由σjy小於[σb],則強度足夠鍵8×45 GB1096-79
(2)輸入軸中部D5=30mm考慮鍵在軸中部安裝軸段長L=48mm,故由手冊P183表14-21得
a)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
L=36mm 鍵寬b=8mm 鍵高h=7mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=14.4MPa
由σjy小於[σ] 則強度足夠鍵10×45 GB1096-79
(3)輸出軸外伸端D=38mm,考慮鍵在軸中部安裝段長L=62mm 查(課程設計P183表14-21)
a)選鍵的型號和確定尺寸
鍵寬b=8mm,鍵高h=7mm
鍵長由長度系列取鍵長L=45mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼
[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=45-8=37mm
σjb=4T/dhl=10.66MPa
由σjy小於[σ]則強度足夠鍵8×45 GB1096-79
(4)輸出軸中部D5=45mm考慮鍵在軸中部安裝軸段長L=48mm,故由手冊P183表14-21得
a)選鍵的型號和確定尺寸
選A型普通鍵,材料45鋼
L=36mm 鍵寬b=10mm 鍵高h=8mm
b)校核鍵聯接強度
由鍵車轂,軸材料為45鋼由表14.6
得[σJH]b3=100-120MPa
A鍵工作長度L=L-b=28mm
σjy=4T/dhl=6.73MPa
由σjy小於[σ] 則強度足夠鍵10×45 GB1096-79
10.聯軸器的選擇
（1）由於減速器載荷平穩,速度不高,無特殊要求,考慮裝拆方便及經濟問題選凸緣聯軸器
由書得K=1.35
TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m
由手冊P645選GYH2聯軸器 GB5843-2003
凸緣聯軸器,公稱擔矩Tn=63N•m
TC大於Tn採用Y型軸孔 軸孔直徑D=20mm Y型
軸孔長度L=52mm
YL4型凸緣聯軸器有關參數
（2）輸出軸 轉矩為T=768.95
查手冊P645查手冊選GYH5聯軸器GB5843-2003
軸孔直徑d=35mm 軸孔長度L=82mm Y型
型號 公稱轉矩 許用轉速 軸孔直徑 外徑 鍵型
GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A鍵
GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A鍵
11. 箱體主要結構尺寸的計算
機座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm
機蓋壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm
機座凸緣厚度b=1.5δ=16.5取17mm
機蓋凸緣厚度b1=1.5δ1=15mm
機座底緣厚b2=25δ=27.5取28mm
地腳螺釘直徑df=0.036a+12=15.6取M16
地腳螺釘數a≤250 n=4
軸承彎聯接直徑d=0.75df=M12
機蓋與機座連接螺栓直徑d2=（0.5-0.6）df=M10
聯接螺栓D2間距L=(150~200)mm
軸承端蓋螺釘直徑d3=（0.4-0.5）df取M8
窺孔蓋螺釘直徑d4=（0.3-0.4）df取M4
螺釘扳手空間
至外機壁L1LIM=13mm
至凸緣邊距離C2MIN=11mm
外機壁旁凸台半徑R1×C1=11mm
大齒輪頂圓與機壁距離Δ大於1.2δ取13mm
齒輪端面與內壁距離Δ2=10mm
機蓋`機座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm
從動軸承端蓋外徑D2=D+（5-5.5）d3=95mm
主動軸承端蓋外徑D'2=D』+（5-5.5）d3=105mm
軸承端蓋厚t=（1-1.2）d3取10mm
12. 減速器潤滑方式潤滑油牌號及用量密封方式的選擇
1)計算線速度
V=3.14×d×n/60×1000m/min
V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min
由V小於12應用浸油潤滑
2)由書P209表10.18得運動粘度ν50℃=85mm2/S
再由書P13表2.1得齒輪潤滑選L-CKC680機械油GB5903-95
最低~最高油麵距(大齒輪)10mm,需用油量1.5L左右
書P15表2.2 軸承選用ZL-3型潤滑脂 GB7324-87
用油量為軸承1/3~1/2為宜
3）a)箱座與箱蓋凸緣合面的密封
選用在接合面塗密封漆或水玻璃的方法
b)觀察孔和油孔等處接合面的密封
在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠低.墊片密封
c)軸承孔的密封
透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的中端與透蓋間隙
由手冊P260表18~10
主動軸氈圈22 FZ/T92010-91
從動軸氈圈22 FZ/T92010-91
13.參考資料
參考文獻:1：《機械設計基礎》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第二版；
2：《機械設計課程設計》，北京航空航天大學出版社，任家卉主編；
3：《機械零件》-北京：主編：鄭志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；
4：《新編機械設計手冊》/張黎驊，鄭嚴編，-北京：人民郵電出版社，2008.5
5：《機械原理》，高等教育出版社，陳立德主編；