齒輪傳動裝置簡圖

⑴ 斜齒輪傳動機構簡圖

⑵ 記里鼓車齒輪機械圖

車輪一圈的長度即圓的周長為c= 500m 150 =3.33m，所以直徑為d= c π = 3.33m 3.14 =1.06m． 故選A．

⑶ 如何繪制簡單圓柱蝸桿齒輪傳動的機構運動簡圖

帶傳動一般放在高速極，因為它傳動比較平穩，而且可以以打滑的形式緩沖載荷，即載荷突然過大的時候不會損傷電機，另外鏈傳動因為不夠平穩所以要放在低速極；其他三種齒輪傳動應該根據你的需要來布置，理論上來說沒有先後之分，蝸輪蝸桿結構傳動比一般較大，應該布置在齒輪之前。我是學機械的，這只是一點我自己的觀點，希望對你有用。

⑷ 急求帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器運動簡圖

http://blog.sina.com.cn/s/blog_67f1a2e40100rn7c.html
我博客裡面抄收集了一些網襲上下載的減速器設計說明書
你可以去參考一下，應該對你設計有幫助的。

⑸ 如何繪制簡單圓柱蝸桿齒輪傳動的機構運動簡圖

帶傳動一般放在高速極，因為它傳動比較平穩，而且可以以打滑的形式緩沖載荷回，即載荷突然過大的時候不會答損傷電機，另外鏈傳動因為不夠平穩所以要放在低速極；其他三種齒輪傳動應該根據你的需要來布置，理論上來說沒有先後之分，蝸輪蝸桿結構傳動比一般較大，應該布置在齒輪之前。我是學機械的，這只是一點我自己的觀點，希望對你有用。

⑹ 圖2是小強的自行車傳動裝置的示意圖。請思考並回答

我把大致的計算關系說一下吧。
用鏈條連接起來的大齒輪和小齒輪線速度相等。
共軸的小齒輪和車輪的角速度相等。
計算能量是可以用能量守恆，也可用杠桿平衡

⑺ 汽車傳動簡圖用什麼軟體繪制，比如變速器齒輪傳動簡圖，不需要詳細的圖紙說明

建議你使用autocad軟體繪制即可。

⑻ 單級圓柱齒輪減速器圖 就圖紙 要有詳細尺寸

設計題目：單級圓柱齒輪減速器
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第九組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動

帶式輸送機的傳動裝置簡圖
1－電動機；2－三角帶傳動；
3－減速器；4－聯軸器；
5－傳動滾筒；6－皮帶運輸機
1、傳動方案的分析與擬定
（1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1900N；帶速V=2.55m/s；
滾筒直徑D=240mm；滾筒長度L=250mm。
3、方案擬定：

採用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由於帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。

二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1900×2.55/1000×0.85
=5.7KW
查手冊得 P額 = 7.5kw
3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/（πD）
=60×1000×2.25/π×500
=97.45r/min
按推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ig=3~4。取V帶傳動比ip=2.5~3.5，則總傳動比理時范圍為I總=7.5~14。
4、確定電動機型號
故電動機轉速的可選范圍為
Nd =i總×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min
適合這一范圍的有750r/min和1000r/min,因此選擇電動機的型號為Y系列160M-6，n滿=970r/min.
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/97.45=9.95
2、分配各級轉動比
總傳動比等於各傳動比的乘積:i總=i齒輪×i帶
取齒輪i帶=3（單級減速器i=2.5~3.5合理）
∵i總=i齒輪×i帶
∴i齒輪=i總/i帶=9.95/3=3.32
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
n0=n滿=970 r/min
nI=no/i帶=970/3=323(r/min)
nII=nI/i齒輪=323/3.32=97.29(r/min)
nIII= nII =97.29(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
Po=P工作=5.7KW
Ⅰ軸: PI=Poη帶=5.7×0.96=5.5KW
Ⅱ軸：PII=PI×η軸承×η齒輪=5.5×0.98×0.97 =5.2KW
捲筒軸：pIII= PII×η軸承×η聯軸器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
To=9550Po/no=9550×5.7/970=56.12 N•m
TI=9550PI/nI=9550×5.5/323=162.62N•m
TII=9550PII/nII=9550×5.2/97.29=510.43N•m
TIII=9550PIII/nIII=9550×5.05/97.29=715.22N•m
軸號 功率
P/kW N /(r.min-1) /
(N﹒m)
i
0 5.7 970 56.12 2.5
1 5.5 323 162.62
2 5.2 97.29 510.43 4.02
3 5.05 97.29 495.71 1

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P130表8.12得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW
nI==970r/min
由課本P131圖8.12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
查資料表6－5，6－6
則取dd1=125mm>dmin=75
dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm
由課本P115表8-3，取dd2=375mm
實際轉動比i= dd2/dd1 =375/125=3
帶速V：V=πdd1nI/60×1000
=π×125×970/60×1000
=6.3m/s(帶速合適)
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本P132式（8-14）得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375)
所以有：350mm≤a0≤1000mm
預選a0=650
由課本P132式（8-15）得帶的基準長度：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0
=2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650)
=2181mm
根據課本P117表8.4取基準長度：Ld=2240mm
根據課本P132式（8-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2
=679.5mm
amin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×2240=747mm
amax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×2240=646mm
(4)驗算小帶輪包角
一般使α1≥1200（特殊情況下允許α1≥900，若不滿足此條件，可適當增大中心距或減小兩帶輪的直徑差。
根據課本P132式（8-17）得
α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30
=1800-【（375-125）/679.5】×57.30
=158.90>1200（滿足）
（5）確定帶的根數
由式 確定V帶根數，
查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW
查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89
則 Z=PC/（(P0+△P0)• =2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
= 2.47 故要取3根A型V帶
6)計算軸上壓力
由課本P121表8-6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.1kg/m，由課本P132式（8-19）單根A型普通V帶的初拉力：
F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2
=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=141.1N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P133式（8-20）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2
=840.4N
(7)設計結果：選用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V帶
中心距a=500mm,帶輪直徑dd1=100mm，dd2=236mm
軸上壓力FQ=840.4N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用45C調質，齒面硬度為220~240HBS。大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170~210HBS；根據《機械零件設計手冊》選8級精度。齒面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式公式確定有關參數如下：傳動比i齒=3.32
取小齒輪齒數：Z1=25。
則大齒輪齒數：Z2=iZ1=3.32×25=83
實際傳動比I0=83/25=3.32
傳動比誤差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=3.32
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n11=9550×5.7/510.43
=106.64N•m
(4)載荷系數k
由課本P185表10-11取k=1.1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P181圖10-24查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由課本P180式N=60njLh計算應力循環次數NL
NL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16)
=9.3×108
NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108
由課本P183圖10-27查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=1 ZNT2=1.15
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×162620×(4+1)/1×4×5602]1/3mm
=82.28mm?
模數：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm
根據課本P165表10-3取標准模數：m=4mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P187（10-24）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=4×25mm=100mm
d2=mZ2=4×100mm=400mm
齒寬：b=φdd1=1×100mm=100mm
取b=100mm b1=105mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=25,Z2=100由課本P187表10-13和表10-14相得
YFa1=2.65 YSa1=1.59
YFa2=1.34 YSa2=1.80
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本P182圖10-25C查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由課本P183圖10-26查得：YNT1=1 YNT2=1
試驗齒輪的應力修正系數YS1=1.59 YS2=1.80
按一般可靠度選取安全系數SF=1.3
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa
=146Mpa
將求得的各參數代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.1×48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa
=90.3Mpa< [σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa
=84Mpa< [σF]2
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=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n2/60×1000=3.14×100×97.29/60×1000
=3.78m/s
查表的選8級精度是合適的
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
P——高速軸的輸入功率
n——高速軸的轉速
d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21）
∴選d=20mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過盈配合固定。
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=d=20mm 長度取L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查表得c=1.5mm
d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm
∴d2=26mm
初選用6206型深溝球軸承，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+16+55）=93mm
III段直徑d3= d2+2h =32mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=32+2×3=38mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（26+3×2）=32mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為32mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=mz1=50mm
②求轉矩：已知T1=48700N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P184（10-15）式得
Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N
④求徑向力Fr
根據課本P184（10-15）式得
Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm
(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=354.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
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=354.5×54=19143 N•mm
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=974×54=52596N•mm
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N•mm
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm
(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=1，截面C處的當量彎矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×48700)2]1/2=74191N•mm
(7)校核危險截面C的強度
由式σe=Mec/0.1d33 得
σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×323
=22.6MPa< [σ-1]=60MPa
∴該軸強度足夠。

圖a

2）輸出軸的設計計算
由於設計的是單級減速器的輸入軸，屬於一般軸的設計問題，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
1、按扭矩初算軸徑
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33）
由設計手冊取標准值d1=30
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。
（2）確定軸的各段直徑和長度
工段：d1=30mm L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查指導書取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm
初選6207型滾動球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。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96mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
III段直徑d3= d2+2h =42mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=42+2×3=48mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（36+3×2）=42mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為42mm
Ⅴ段直徑d5=40mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=200mm
②求轉矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m
③求圓周力Ft：根據課本P184（10-15式得
Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N
④求徑向力Fr根據課本P184（10-15式得
Fr=Ft•tanα=1870×0.36379=680.6N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=340.3×54=18376.2N•mm
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（18376.22+504902）1/2
=53730N•mm
(5)計算當量彎矩：轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×187000)2]1/2
=194566N•mm
(6)校核危險截面C的強度
σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403)
=30.4+Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=26mm，轉速n1=427.27 r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：
Ft1=2T1/d1=2×48700/50=1948N
Fr1=Ft1tan20=709N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5N
P1=fP R1=1.2×354.5=425.4N
P2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=26mm，初選6206型，查指導書P154附
10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=19500N，基本額定靜載荷Cor=11500N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3
= 425.4×（60×427.27×58400/106）1/3
=5104.8N
因C＜Cor=11500N，故選此軸承型號為6206型
2、計算輸出軸承
1.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=40mm，轉速n1=106.82r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2×187×103/200=1870N
Fr2=Ft2tan20=680.6N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N
P1=fP R1=1.2×340.3=408.4N
P2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=40mm，初選6207型，查指導書P154附表10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=25500N，基本額定靜載荷Cor=15200N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3
=408.4×（60×106.82×58400/106）1/3
=2943.3N
因C＜Cor=15200N，故選軸承型號為6207型
八、鍵聯接的選擇及校核計算
由於齒輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取[σP]=100Mpa
1、輸入軸與大帶輪輪轂聯接採用平鍵聯接
軸徑d1=20mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=6mm，h=6mm，鍵長范圍L=14-70mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=44mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/20×6×44 =37Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C6×50GB/T1096
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=32mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=10mm，h=8mm，鍵長范圍L=22～110mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=35mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/32×8×35 =21.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A10×45GB/T1096
3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d3=42mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=12mm，h=8mm，鍵長范圍L=28～140mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=33mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /42×8×33 =67.5Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A12×45GB/T1096
3、輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接
軸徑d1=30mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=8mm，h=7mm，鍵長范圍L=18～90mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=42mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /30×7×42 =84.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C8×50GB/T1096
第九章 箱體主要結構尺寸計算
箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設計課程設計》（第二版）表5－1
箱體結構尺寸選擇如下表：
名稱 符號 尺寸（mm）
機座壁厚 δ 8
機蓋壁厚 δ1 8
機座凸緣厚度 b 12
機蓋凸緣厚度 b 1 12
機座底凸緣厚度 b 2 20
地腳螺釘直徑 Df 16
地腳螺釘數目 N 4
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 d2 8
軸承端蓋螺釘直徑 d3 8
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6
定位銷直徑 D 6
凸台高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，
以便於扳手操作為准
箱體外壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5—8)=34
大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12
齒輪端面與內機壁距離 △2 12
機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 9， 9
軸承端蓋外徑（凸緣式） D2 101， 120

⑼ 展開式二級圓柱齒輪減速器的設計

這個簡單的哦 我幫你
3天最多就可以搞定
你的結構簡圖補充下
再是要直齒輪還是斜齒輪的？
取值有沒有限制？

⑽ 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