設計旋轉運輸機的傳動裝置

A. 設計運輸機傳動裝置時，合理分配各級傳動比有什麼意義

合理地分配傳動比，是傳動系統設計中的一個重要問題。
它將直接影響到傳動系統的外廓尺寸、重量、潤滑及傳動機構的中心距等很多方面:
合理地分配傳動比,可以有較的減小系統廓尺寸,重量,使系統的結構更加合理.
合理地分配傳動比,可以使潤滑更為均勻,使高低速級都能達到良好的潤滑效果.
合理地分配傳動比,可以提高系統的傳動效率,傳動穩定性,提高系統的使用壽命.
合理地分配傳動比,可以降低系統的慣性,使系統變速更加平順,使系統有良好的起動\變速\停止的性能.
作為影響整個傳動系統的一個重因素,應參考機械設計表,並考慮實際情況,合理的進行選擇認證,應從,重量輕\級數優\效率高等方面合理考慮分配.

B. 設計帶式輸送機傳動裝置

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）

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 胡家秀主編 2007年7月第1版

C. 機械設計基礎課程設計運輸機傳送裝置

機械設計基礎課程設計的題目是帶式運輸機傳動裝置設計
帶式運輸機
1.原始數據輸送回帶工作拉力答F=1.2KN輸送帶速度V(M/S)=2.1捲筒直徑D(MM)=400
2,工作條件:(1)帶式輸送機連續單向運轉,空載啟動.(2)輸送帶速度允許誤差±5%.(3)室內工作.(4)電力,三向交流,電壓380-220V.工作年限10年

D. 化工車間鏈板式運輸機的傳動裝置設計

機由電機驅動。電機轉動，經傳動裝置帶動鏈板式運輸機的驅動鏈輪轉動

E. 求一份設計用於皮帶輪運輸機的傳動裝置設計任務書

僅供參考

一種傳輸編程
第二組數據：一個圓柱形的齒輪減速器的設計帶式輸送機齒輪
（1）工作環境：可使用年限為10年，每年300天，兩班倒的工作負載順利。
（2）的原始數據：滾筒圓周力F = 1.7KN;帶速度V = 1.4米/秒;
滾筒直徑D = 220mm的
？運動圖
其次，選擇的電機
1，電機類??型和結構類型的選擇：已知的工作要求和條件，選擇Y系列三相非同步電動機。
2，確定電機功率：
總有效率的發送裝置（1）：
聯軸器總η=η×η2軸承×η齒輪×η×η鼓
= 0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
= 0.86
（2）電機功率：
PD =FV/1000η總
= 1700×1.4/1000×0.86
= 2.76KW
如圖3所??示，確定電機轉速：
輥軸速度的工作：
NW = 60×1000V/πD的
= 60×1000×1.4 /π×220
= 121.5r/min

根據[2]表2.2推薦合理的，考慮一個V型皮帶傳動的傳動比范圍內的單級的圓筒狀的齒輪比的范圍比IV = 2?4，集成電路= 3?5，合理的總的傳動比的范圍內的i = 6?20，所以電機的可選擇的范圍的速度是第二=×凈重=（6?20）×121.5 = 729?2430r/min
符合此范圍內的同步轉速為960 r / min和1420r/min。表8.1 [2]確定了三種適用的電機模型，如下表所示
傳動比的傳輸方案電機型號額定功率電機的轉速（轉/分）
？KW轉整圈的整體齒輪與齒輪比
1 Y132S-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100L2 4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

考慮到電機和齒輪的尺寸，重量，價格和皮帶傳動，減速器的傳動比，比較這兩個方案被稱為：方案1，由於電機的轉速，齒輪尺寸較大的價格較高。方案2是溫和的。被選為電機型號Y100L2-4。
確定電機型號
根據上述選擇電機的類型，所需的額定功率和同步速度，所選擇的電動機型號
Y100L2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩的2.2。
第三，計算的總的傳動比，在輸電和配電水平比
1，總傳動比：我總= N電/ N桶= 1420/121.5 = 11.68
如圖2所示，在所有各級的傳動比分配
（1）我= 3
（2）∵，共i =齒×我與π
∴我的牙齒= I / I = 11.68 / 3 = 3.89
的運動參數和動態參數
1，計算的軸的轉速（轉/分鍾）的
NI = NM / I = 1420/3 = 473.33（轉/分）
NII = NI / I牙= 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）
鼓NW =凈利息收入= 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）
2，計算每個軸功率（KW）
PI = PD×η= 2.76×0.96 = 2.64KW
PII = PI×η軸承×η齒輪= 2.64×0.99×0.97 = 2.53KW

如圖3所??示，計算各軸的轉矩
TD = 9.55Pd/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56N？中號
？？？TI = 9.55p2到/ N1 = 9550x2.64/473.33 = 53.26N？中號
？？？
？？TII = 9.55p2到/ N2 = 9550x2.53/121.67 = 198.58N？中號
？？？
傳動部件的設計和計算
1輪驅動設計
（1）選擇普通V帶類型
教科書[1] P189表10-8為：Ka = 1.2，P = 2.76KW
PC = KAP = 1.2×2.76 = 3.3KW
PC = 3.3KW和n1 = 473.33r/min的的
教科書[1] P189圖10-12是可選的V型皮帶A型
（2）確定的帶輪的基準直徑，並檢查磁帶速度
[1]教材P190表10-9，採取其所=95毫米> dmin的= 75
DD2 = i與其所（1-ε）= 3×95×（1-0.02）=279.30毫米
通過教科書[1] P190表10-9，採取DD2 = 280
帶速V：V =πdd1n1/60×1000
=Π×95×1420/60×1000
=7.06米/ s的？？？？？？
5?25m / s的范圍內，適當的速度。
（3）確定帶子的長度和中心距
暫定中心距離a0 =500毫米
Ld為= 2A0 +π（其所+ DD2）/ 2 +（DD2-DD1）2/4a0
= 2×500 3.14（95 280）+（280-95）2/4×450
=1605.8毫米
據的教科書[1]表（10-6），以選擇一個類似的Ld為=1600毫米
確定中心距a≈a0的+（Ld為 - LD0）/ 2 = 500 +（1600-1605.8）/ 2
=497毫米
？？（四）檢查小滑輪包角
α1= 1800-57.30×（DD2-DD1）/
= 1800-57.30×（280-95）/ 497
= 158.670> 1200（適用）
？（5），以確定的數目根
V帶傳動額定功率的單。根據DD1和N1，檢查課本圖10-9為：P1 = 1.4KW
I≠1時，單根增量的額定功率的V形皮帶。根據帶型，我檢查[1]表10-2△P1 = 0.17KW
檢查[1]表10-3 5月Kα= 0.94;調查[1]表10-4 KL = 0.99
Z = PC / [（P1 +△P1）KαKL]
= 3.3 /（1.4 +0.17）×0.94×0.99]
= 2.26（坐3）
？？（6）計算軸壓力
通過教科書[1]表10-5調查q = 0.1公斤/米的教科書（10-20）初始張力的V型皮帶單位根：
F0 = 500PC/ZV [（2.5/Kα）-1] + qV2 = 500x3.3 / 3x7.06（2.5/0.94-1），+0.10 x7.062 = 134.3kN
根據軸承的壓力FQ
FQ = 2ZF0sin（α1/ 2）= 2×3×134.3sin（158.67o / 2）
= 791.9N

2，齒輪的設計計算
（1）選擇齒輪材料及熱處理的齒輪傳動裝置的設計被關閉的傳輸，通常
製成的軟齒面齒輪。查找表[1]表6-8，易於製造的材料選擇價格便宜的小齒輪材料為45鋼，淬火和回火齒面硬度260HBS，大齒輪材料45鋼，正火硬度215HBS;
精度等級：運輸機通用機械，高速，8位精度。
（2）所述的齒面接觸疲勞強度設計
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
確定的參數如下：傳動比i齒= 3.89
舉一個小齒輪Z1 = 20。大齒輪Z2 = IZ1 =×20 = 77.8 Z2 = 78
從教科書表6-12φD= 1.1
（3）的轉矩T1
T1 = 9.55×106×P1/n1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660N？毫米
（4）負荷系數K：K = 1.2
（5）允許的接觸應力[σH]
[ΣH=σHlimZN / SHmin的教科書[1]圖6-37理查德：
σHlim1= 610MpaσHlim2= 500MPa級
聯系疲勞壽命系數鋅：一年300天，每天16小時計算公式N = 60njtn
N1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36x109
N2 = N / I = 1.36x109 / 3.89 = 3.4×108
檢查[1]圖6-38，ZN1的教科書中曲線1 = 1 ZN2 = 1.05
按要求選擇可靠性的的安全系數SHmin = 1.0
[ΣH] 1 =σHlim1ZN1/SHmin= 610x1 / 1 = 610兆帕
[ΣH] 2 =σHlim2ZN2/SHmin= 500x1.05 / 1 = 525Mpa
因此，它可以是：
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
=49.04毫米
模數：M = d1/Z1 = 49.04/20 =2.45毫米
以教科書[1]值的P79標准模數第一系列，M = 2.5
（6）檢查齒根彎曲疲勞強度
σBB = 2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
的節圓直徑為d1 =就是MZ1 = 2.5×20mm的= 50毫米
？？？？？？？？？D2 = MZ2 = 2.5×78毫米=195毫米
齒寬：B =φdd1= 1.1×50毫米=55毫米
以B2 =55毫米B1 =60毫米
（7）復合齒因素的YFS教科書[1]圖6-40：YFS1 = 4.35，YFS2，3.95
（8）容許彎曲應力[σbb]
根據教科書[1] P116：
[Σbb=σbblimYN / SFmin的
教科書[1]圖6-41彎曲疲勞極限σbblim的，應該：σbblim1= 490MPa級σbblim2= 410Mpa
教科書[1]圖6-42的彎曲疲勞壽命系數YN：YN1 = 1 YN2 = 1
最小安全系數的彎曲疲勞SFmin：一般可靠性的要求，採取SFmin = 1
計算彎曲應力疲勞許
[Σbb1σbblim1YN1/SFmin = 490×1/1 = 490MPa級
[Σbb2] =σbblim2YN2/SFmin = 410×1/1 = 410Mpa
校核計算
σbb1= 2kT1YFS1 / b1md1 = 71.86pa [σbb1]
σbb22kT1YFS2 / b2md1 = 72.61Mpa <[σbb2]
齒根彎曲疲勞強度足夠
（9）中的一個齒輪的中心矩
=（D1 + D2）/ 2 =（50 +195）/ 2 =122.5毫米
（10）的圓周速度的齒輪五
計算的圓周速度V =πn1d1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 =1.23米/ s的
由於V <6米/秒，所以他們選擇適當的8位精度。
？
軸的設計計算
？？從動軸的設計
？1中，選擇的材料的軸線，以確定允許的應力
？？？選擇軸的材料為45鋼，淬火和回火。調查[2]表13-1中我們可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，強度σs= 360Mpa調查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根據估計的抗扭強度軸的最小直徑
？？？單級的低速軸的齒輪減速器的軸，輸出耦合階段，
考慮從結構的要求，輸出端子軸應最小，最小直徑為：
？？？？？？？？D≥C
？？？？調查[2]表13-5可用45鋼取C = 118
？？？？D≥118×（2.53/121.67）1/3mm =32.44毫米
？？？考慮鍵槽影響的耦合孔系列標準的，取D = 35毫米
？？3，齒輪受力計算
？？？齒輪扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.53/121.67 = 198 582?
？？？齒輪力：
？？？？？？？？？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
？？？需要考慮固定的大小相匹配的部分軸結構的設計，軸類零件軸，軸按比例繪制的結構示意圖。
？？？（1），選擇的耦合
？？？？？？？可用於彈性柱銷聯軸器，檢查[2]表9.4耦合模型HL3耦合：35×82 GB5014-85
？？？（2）確定軸類零件的位置和固定方式
？？？單級減速齒輪，你可以安排中央齒輪箱軸承對稱布置
？？論齒輪兩側。依靠客戶端安裝軸伸聯軸器，齒輪油環和套筒
固定的軸向位置，並與實現的星期依靠平鍵和干擾來固定，該軸的兩端
承套筒的軸向定位的實現，依靠的干擾符合環固定軸
兩端的軸承蓋的軸向定位聯軸器依靠軸肩平，關鍵盈
軸向定位和周向定位
（3），以確定的直徑的軸的每個段
將估計的軸D = 35毫米比賽（如圖），作為外伸端直徑d1和接頭
考慮耦合軸向定位軸肩，在第二個段落的直徑為D2 = 40mm的
負載從左側的左端的齒輪和軸承，考慮要求易於裝配，拆卸，和零件固定安裝的軸在d3上應該是大於d2，d3上= 4毫米，容易齒輪組件與該部和拆卸與齒輪軸直徑d4應該是大於d3，採取d4上= 50毫米。帶齒輪的時間用的套筒固定左端，右端的凸緣定位頸直徑d5上
滿足齒輪的位置的同時，還應該滿足安裝要求的右側的軸承確定根據選定軸承模型的右軸承軸承模型相同的左端，採取D6 =45毫米。
？？？？？？？？（4）選擇[1] P270初選深溝球軸承，代號為6209的軸承型號，手動可供選擇：軸承寬度B = 19，安裝尺寸D = 52，所以領子直徑D5 =52毫米的。
？？？？？？？？（5）確定的軸的直徑，每個區段的長度
Ⅰ段：D1 = 35mm長度L1 = 50

第二部分：D2 = 40mm的
6209深溝球軸承，內徑45毫米的主，
的寬度為19mm。考慮到齒輪的端面和殼體壁，軸承的端面和殼體的內壁有一定的距離。以袖子的長度為20mm，長度應根據密封帽軸部分的密封帽的寬度，並考慮聯軸器和櫃外壁應該是某一時刻，段長度為55mm，安裝齒輪段長度應較小的寬度比輪子2毫米，這是一個很長的段落II：
L2 =（2 20 19 55）=96毫米
III段直徑d3 =45毫米
L3 = L1-L = 50-2 =48毫米
Ⅳ段直徑d4 = 50
相同的長度和在套筒到右側，即L4 = 20mm的
Ⅴ段直徑D5 =52毫米的長度L5 =19毫米
可被視為由長度的軸的軸線支撐跨距L =96毫米
（6）矩復合材料強度
（1）要求的節圓直徑：已知D1 =195毫米
（2）尋找扭矩：T2 = 198.58N？中號
③求圓周力：FT
根據課本P127（6-34）
尺= 2T2/d2 = 2×198.58/195 = 2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.03×tan200 = 0.741N
（5）由於該軸的兩個軸承的對稱性，所以：= LB =48毫米

（1）繪制軸力圖（圖一）
（2）畫一條垂直的平面的彎矩圖（圖二）
支座反力：
FAY = FBY = FR / 2 = 0.74 / 2 = 0.37N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.03 / 2 = 1.01N
的兩側左右對稱的，它是已知的交叉C節對稱的彎矩。在垂直平面內的時刻的C節
MC1 = FAyL / 2 = 0.37×96÷2 = 17.76N？中號
的彎曲力矩，在水平面中的C節：
MC2 = FAZL / 2 = 1.01×96÷2 = 48.48N？中號
（4）繪制的彎矩圖（圖d）
MC =（MC12 + MC22）1/2 =（17.762 48.482）1/2 = 51.63N？中號
（5）繪制一個的轉矩圖（圖e）
扭矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 198.58N？中號
（6）繪制的等效彎矩圖（圖f）
扭矩產生的扭轉剪切文治武功力的脈動周期的變化，取α= 0.2，在等效力矩的截面C：
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2
= [51.632 +（0.2×198.58）2] 1/2 = 65.13N？中號
（7）檢查強度的危險C節
由式（6-3）中

？
ΣE= 65.13/0.1d33 = 65.13x1000/0.1×453
= 7.14MPa <[σ-1] = 60MPa
∴，軸具有足夠的強度。

？
傳動軸設計？？？？
？？？1，選擇軸的材料，以確定許用應力
？？？選擇軸的材料為45鋼，淬火和回火。調查[2]表13-1中我們可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，強度σs= 360Mpa調查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根據估計的抗扭強度軸的最小直徑
？？？單級的低速軸的齒輪減速器的軸，輸出耦合階段，
考慮從結構的要求，輸出端子軸應最小，最小直徑為：
？？？？？？？？D≥C
？？？？調查[2]表13-5可用45鋼取C = 118
？？？？D≥118×（2.64/473.33）1/3mm =20.92毫米
？？？考慮鍵槽一系列標準的影響，採取e=22毫米
？？3，齒輪受力計算
？？？收到的齒輪扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265?
？？？齒輪力：
？？？？？？？？？圓周力：FT = 2T / D = 2×53265/50N = 2130N
？？？？？？？？？徑向力：FR = Fttan200 = 2130×tan200 = 775N
？？？？？？確定軸類零件的位置和固定方式
？？？單級減速齒輪，你可以安排中央齒輪箱軸承對稱布置
？？論齒輪兩側。齒輪依靠油環和軸向定位並固定在套筒上
依靠平鍵和周向固定的干擾，該軸的兩端
承套筒的軸向定位的實現，依靠的干擾符合環固定軸
兩端的軸承蓋來實現軸向定位，
的第4段，以確定軸的直徑和長度
6206深溝球軸承，內徑30毫米的主，
的寬度為16mm。考慮齒輪的端面和殼體壁，軸承的端面和殼體的內壁有一定的時刻，然後採取套筒長度20mm，那麼段的長度36毫米安裝輪轂寬度的齒輪部的長度2毫米。
（2）復合材料的彎曲和扭轉強度計算
（1）要求已知的節圓直徑：D2 = 50
（2）向已知扭矩：T = 53.26N？中號
（3）向圓周力Ft：根據課本P127（6-34）
尺= 2T3/d2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④求徑向力Fr的課本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.13×0.36379 = 0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA = LB = 50
（1）求支座反力FAX，FBY，FAZ，FBZ
FAX = FBY = FR / 2 = 0.76 / 2 = 0.38N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.13 / 2 = 1.065N
（2）橫截面在垂直平面矩
MC1 = FAxL / 2 = 0.38×100/2 = 19N？中號
（3）的橫截面中的C的水平的彎曲力矩
MC2 = FAZL / 2 = 1.065×100/2 = 52.5N？中號
（4）計算的合成的矩
MC =（MC12 + MC22）1/2
=（192 52.52）1/2
= 55.83N？中號
（5）計算的等效彎矩：根據課本P235α= 0.4
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2 = [55.832 +（0.4×53.26）2] 1/2
= 59.74N？中號
（6）檢查的力度危險的C節
由式（10-3）中
ΣE= MEC /（0.1d3）= 59.74x1000 /（0.1×303）
= 22.12Mpa <[σ-1] = 60Mpa
∴此軸具有足夠的強度

（7）滾動選擇和檢查計算
？？？？從動軸的軸承
預期壽命的條件下，軸承
L'H = 10×300×16 = 48000h
（1）初選軸承型號：6209，
？？？檢查[1]表14-19所示：D = 55毫米，外徑D = 85毫米，寬度B = 19MM，基本額定動負荷C = 31.5KN基本額定靜負荷CO = 20.5KN
？？？調查[2]表10.1極限轉速9000r/min
？？？？？？
？？？？（1）已知NII = 121.67（轉/分）

兩軸承的徑向反作用力：FR1 = FR2 = 1083N
根據教科書的P265（11-12）軸承內部的軸向力
FS = 0.63FR那麼FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1083 = 682N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，應採取按任何一端，現在就按結束結束
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）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）計算的等效載荷P1，P2
根據教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）風格的基礎上課本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
（5）的軸承壽命的計算
∵P1 = P2，所以他們選擇了P = 1624N
∵深溝球軸承ε= 3
根據手冊6209-CR = 31500N
我們獲得課本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×1624分之31500）3/60X121.67 = 998953h> 48000h
∴預期壽命是足夠的

？？？？？？？？？？
？？？？？？主動軸軸承：
？？？（1）軸承初選型號：6206
？？查[1]表14-19，：D = 30毫米，外徑D =62毫米，寬度B = 16毫米，
基本額定動載荷C = 19.5KN基本的靜載荷CO = 111.5KN
？？？？調查[2]表10.1極限轉速13000r/min
？？？？？？預期壽命的條件，對軸承
L'H = 10×300×16 = 48000h
？？？？（1）已知NI = 473.33（轉/分）
兩軸承的徑向反作用力：FR1 = FR2 = 1129N
根據教科書的P265（11-12）軸承內部的軸向力
FS = 0.63FR那麼FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1129 = 711.8N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，應採取按任何一端，現在就按結束結束
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）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）計算的等效載荷P1，P2
根據教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）風格的基礎上課本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
（5）的軸承壽命的計算
∵P1 = P2，所以他們選擇了P = 1693.5N
∵深溝球軸承ε= 3
根據手冊是6206-CR = 19500N
我們獲得課本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×19500/1693.5）3/60X473.33 = 53713h> 48000h
∴預期壽命是足夠的
？
七鍵連接的選擇，並且檢查計算
1。據的長軸直徑的大小，由[1]表12-6中
高速軸（驅動軸），V型皮帶輪聯軸器鍵：鍵8×36，GB1096-79
大齒輪和軸連接鍵：的鑰匙14×45 GB1096-79
聯軸器鍵：鍵10×40 GB1096-79
2。關鍵的強度校核
？大齒輪和軸的關鍵：關鍵14×45 GB1096-79
B×H = 14×9，L = 45，LS = L - B =31毫米
圓周力：FR = 2TII / D = 2×198五十零分之五百八十零= 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，剪切強度是足夠的
8×36的關鍵GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79檢查，根據上述步驟，並符合要求。

八，減速齒輪箱，蓋子及配飾設計
1，減速機附件
曝氣機
室內使用時，選擇通風（一次過濾），採用M18×1.5
油位指示器
選擇游標M12的
起重設備
採用蓋耳片箱座。

放油塞
選擇外六角油塞和墊片M18×1.5
根據「機械設計課程設計表5.3選擇合適的型號：
從蓋螺絲型號：GB/T5780 M18×30，材質Q235
高速軸軸承蓋螺栓：GB5783?86 M8X12，材質Q235
低速軸軸承蓋螺栓：GB5783?86 M8×20，材質Q235
博爾特：GB5782?86 M14×100，材質Q235
案例的主要尺寸：
：
？？？（1）箱座壁厚Z = 0.025A +1 = 0.025×122.5 +1 = 4.0625 Z = 8
？？？？？？？？？（2）油箱蓋和牆壁厚度Z1 = 0.02A +1 = 0.02×122.5 +1 = 3.45
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？ ？？？？？？？以Z1 = 8
？？？？？？？？？（3）蓋法蘭厚度B1 = 1.5z1 = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？？（4）箱座法蘭厚度B = 1.5z = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？（5）的厚度的框座底部凸緣B2 = 2.5z = 2.5×8 = 20

？？？？？？？？？（6）接地螺釘直徑df = 0.036a +12 =
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？0.036×122.5 +12 = 16.41（共18個）
？？？？？？？？？（7）數的接地螺釘N = 4（<250）
？？？？？？？？（8）的軸承旁的連接螺栓直徑d1 = 0.75df = 0.75×18 = 13.5（一個14）
？？？？？？？？蓋（9）和所述座椅連接的螺栓直徑d2 =（0.5-0.6）自由度= 0.55×18 = 9.9（二，10）
？？？？？？？？？（10）連??接螺栓D2的間距L = 150?200
？？？？？？？？？（11）軸承蓋螺栓直D3 =（0.4?0.5），DF = 0.4×18 = 7.2（N = 8）
？？？？？？？？？（12）檢查孔蓋螺絲D4 =（0.3-0.4），DF = 0.3×18 = 5.4（6）
？？？？？？？？的定位銷（13）的直徑D =（0.7-0.8）d2的= 0.8×10 = 8
？？？？？？？？（14）df.d1.d2的方塊距離C1的外壁上的
？？？？？？？？？（15）Df.d2
？？？？？？？？？
？？？？？？？？（16）凸台高度：確定在根據與低速的軸承座的外徑，以扳手操作為准。
外槽壁（17）從端面的軋輥軸承座C1 + C2 +（5?10）的距離
（18）齒輪的齒頂圓與內箱壁間距離：> 9.6毫米
（19）的齒輪內盒的端壁間的距離：= 12毫米
（20）蓋，箱座肋厚：M1 = 8毫米，M2 = 8毫米
（21）的軸承蓋的外徑（D）+（5?5.??5）d3上

？？？？？？？？D?軸承外徑
（22）軸承：盡可能靠近旁邊的連接螺栓距離，遵守不幹涉對方的MD1和MD3一般取S = D2。

九，潤滑與密封
1齒輪的潤滑
使用浸油潤滑，單級圓柱齒輪減速機，速度ν<12米/秒，當m <20時，浸油深度h牙齒的高度，但不小於10毫米，所以油浸泡過的高度約36毫米。
2滾動軸承的潤滑
軸承圓周速度，所以應該開設油溝，飛濺潤滑。
3。潤滑油的選擇
與同種潤滑油的齒輪和軸承是更方便的小型設備，考慮到設備，選擇GB443-89損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4的密封方法的選擇
可選法蘭端蓋調整方便，悶蓋安裝在框架旋轉軸唇形密封的密封。密封模型由組件GB894.1-86-25的軸承蓋的結構的大小是由軸承位置的外徑的軸直徑確定的。

10，設計總結
課程設計的經驗
課程設計需要勤奮和努力鑽研的精神。步驟一步克服的事情會在第一時間，第一，似乎沒有人有感情的挫折，遇到困難，可能需要持續幾個小時，十幾個小時的不停工作，研究的最終結果的那一刻快樂是很容易的，嘆了口氣！
課程設計過程中，幾乎所有在過去所學的知識不扎實，很多計算方法，公式都忘了，不斷地把信息，閱讀，和同學們互相探討。雖然過程很辛苦，有時不得不打消了這個念頭，但一直堅持了下來，完成了設計，也學會了要回很多以前沒學好的知識，並同時鞏固這方面的知識，提高運用所學知識的能力。

11，參考的數據目錄
[1]「機械設計基礎課程設計，高等教育出版社，陳立德主編，第二版，2004年7月;
[2]「機械設計基礎，機械工業出版社的編輯胡甲秀2007年7月第一版

F. 帶式輸送機傳動裝置設計！！！感激不盡

題目：傳動裝置，減速機設計及相關零件加工。
一．總體布置簡圖
1—電動機；2—帶式運輸機；3—齒輪減速器；4—聯軸器；5—滾筒
二.工作情況：
載荷平穩、單向工作
三．原始數據
滾筒的扭矩T（Nm）：520
滾筒的直徑D（mm）：260
運輸帶速度V（m/s）：1.2
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：8
工作制度（班/日）：2
四.設計內容
傳動方案的擬定及說明
一個好的傳動方案，除了滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠，結構簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，成本低廉以及使用維護方便。對比材料中2-1所示帶式輸送機的四種方案，再經由題目所知傳動機由於工作載荷平穩，工作環境有輕塵，布局尺寸沒有嚴格限制，將帶傳動放在高速級，即可緩沖吸振又能減小傳動的尺寸。具體方案見圖1-1。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y系列的三相非同步電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝2.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.895
Pd＝2.682kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』 i2』…in』）nw
則V帶傳動η1=0.96
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－2查出電動機型號為Y132S-6,其額定功率為3kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝88.19
i＝10.89
2．合理分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比i1，取i1=2.7，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2=i/i1= =4.03，
取i2=4
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 低速軸II 滾筒W軸
轉速（r/min） 960 384 88.19 88.19
功率（kW） 2.682 2.575 2.471 2.422
轉矩（N?m） 26.68 64.04 245.813 262.276
傳動比 4 4.356 4.356 1
效率 0.96 0.97 0.99 0.99

傳動件設計計算
(1)材料選擇以斜齒圓柱齒輪傳動方式
小齒輪：材料45鋼，調質處理HBS1=230
大齒輪：材料45鋼（或者ZG310~570）正火處理，HBS2=190
(2）參數選擇
1)齒數，取Z1=22，則Z2=I Z=4.356×22=95.832 取Z2=96
2)齒寬系數, 查表6-6 取

G. 機械設計 帶式輸送機傳動裝置

機械設計課程設計 設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器_網路知道
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）

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 胡家秀主編 2007年7月第1版

H. 機械設計，設計螺旋運輸機的傳動裝置

這個吧