① 設計一用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱齒輪減速器的設計任務書 帶圖的
械設計課程設計任務書
班 級 姓 名
設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計
布置形式：設計用於帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器（Ⅰ）
傳動簡圖
原始數據：
數據編號 1 2 3 4 5 6
運輸帶工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150
運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6
捲筒直徑D/mm 250 260 270 240 250 260
工作條件：一班制，連續單向運轉。載荷平穩,室內工作,有粉塵。
使用期限：10 年
生產批量：10 套
動力來源：三相交流電（220V/380V ）
運輸帶速度允許誤差：±5% 。
提問者： 浪人5 - 試用期 一級 其他回答 共 1 條
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目 錄
設計任務書…………………………………………………2
第一部分 傳動裝置總體設計……………………………4
第二部分 V帶設計………………………………………6
第三部分 各齒輪的設計計算……………………………9
第四部分 軸的設計………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及數據………………………………21
設 計 任 務 書
一、 課程設計題目：
設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）
原始數據：
數據編號 3 5 7 10
運輸機工作轉矩T/(N.m) 690 630 760 620
運輸機帶速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
捲筒直徑D/mm 320 380 320 360
工作條件：
連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為 。
二、 課程設計內容
1）傳動裝置的總體設計。
2）傳動件及支承的設計計算。
3）減速器裝配圖及零件工作圖。
4）設計計算說明書編寫。
每個學生應完成：
1） 部件裝配圖一張（A1）。
2） 零件工作圖兩張（A3）
3） 設計說明書一份（6000~8000字）。
本組設計數據：
第三組數據：運輸機工作軸轉矩T/(N.m) 690 。
運輸機帶速V/(m/s) 0.8 。
捲筒直徑D/mm 320 。
已給方案：外傳動機構為V帶傳動。
減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
第一部分 傳動裝置總體設計
一、 傳動方案（已給定）
1） 外傳動為V帶傳動。
2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
3） 方案簡圖如下：
二、該方案的優缺點：
該工作機有輕微振動，由於V帶有緩沖吸振能力，採用V帶傳動能減小振動帶來的影響，並且該工作機屬於小功率、載荷變化不大，可以採用V帶這種簡單的結構，並且價格便宜，標准化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對於軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流 非同步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。
計 算 與 說 明 結果
三、原動機選擇（Y系列三相交流非同步電動機）
工作機所需功率： =0.96 (見課設P9)
傳動裝置總效率： （見課設式2-4）
（見課設表12-8）
電動機的輸出功率： （見課設式2-1）
取
選擇電動機為Y132M1-6 m型 （見課設表19-1）
技術數據：額定功率（ ） 4 滿載轉矩（ ） 960
額定轉矩（ ） 2.0 最大轉矩（ ） 2.0
Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）： （見課設表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配
1、 總傳動比： （見課設式2-6）
2、 各級傳動比分配： （見課設式2-7）
初定
第二部分 V帶設計
外傳動帶選為 普通V帶傳動
1、 確定計算功率：
1）、由表5-9查得工作情況系數
2）、由式5-23（機設）
2、選擇V帶型號
查圖5-12a(機設)選A型V帶。
3.確定帶輪直徑
（1）、參考圖5-12a（機設）及表5-3（機設）選取小帶輪直徑
（電機中心高符合要求）
（2）、驗算帶速 由式5-7（機設）
（3）、從動帶輪直徑
查表5-4（機設） 取
（4）、傳動比 i
（5）、從動輪轉速
4.確定中心距 和帶長
（1）、按式（5-23機設）初選中心距
取
（2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎准長度L0
查圖.5-7(機設)取帶的基準長度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25機設)計算中心距:a
(4)、按式（5-26機設）確定中心距調整范圍
5.驗算小帶輪包角α1
由式(5-11機設)
6.確定V帶根數Z
(1)、由表（5-7機設）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。
(2)、由表（5-10機設）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12機設）查得包角系數
(4)、由表(5-13機設)查得長度系數KL=1.03
(5)、計算V帶根數Z，由式（5-28機設）
取Z=5根
7．計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。
q由表5-5機設查得
8．計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設）得
9．確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖
小帶輪基準直徑dd1=112mm採用實心式結構。大帶輪基準直徑dd2=280mm，採用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。
第三部分 各齒輪的設計計算
一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都採用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=34×2.62=89
2.設計計算。
（1）設計准則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極限應力
бHILim=230 бHILin=210
應力循環次數N由式（7-3）計算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力
將有關值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取標准模數：m=2mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都採用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=34
則Z2=Z1i=34×3.7=104
2.設計計算。
（1） 設計准則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力
бHILim=230 бHILin=210
應力循環次數N由式（7-3）計算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力
將有關值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取標准模數：m=2.5mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2
低速級 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 軸的設計
高速軸的設計
1.選擇軸的材料及熱處理
由於減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.
2.初估軸徑
按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初選軸承
1軸選軸承為6008
2軸選軸承為6009
3軸選軸承為6012
根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示.
(1).各軸直徑的確定
初估軸徑後,即可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便於安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。
（2）各軸段長度的確定
軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l4，l6是在確定其它段長度和箱體內壁寬後確定的。
於是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.軸上零件的周向固定
為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均採用A型普通平鍵聯接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。
（4）.軸上倒角與圓角
為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標准GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。
5.軸的受力分析
（1） 畫軸的受力簡圖。
（2） 計算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 畫彎矩圖
在水平面上，a-a剖面左側
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右側
M』Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M』AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成彎矩，a-a剖面左側
a-a剖面右側
畫轉矩圖
轉矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判斷危險截面
顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。
7.軸的彎扭合成強度校核
由表10-1查得
(1)a-a剖面左側
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左側
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面處合成彎矩Mb:
=174 N?m
=27
8.軸的安全系數校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左側
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得絕對尺寸系數 ;軸經磨削加工, 由附表10-5查得質量系數 .則
彎曲應力
應力幅
平均應力
切應力
安全系數
查表10-6得許用安全系數 =1.3～1.5,顯然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右側
抗彎截面系數 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故彎曲應力
切應力
由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 則
顯然S> ,故b-b截面右側安全。
（3）b-b截面左側
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。
彎曲應力
切應力
（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數 。由附表10-4查得絕對尺寸系數 。又 。則
顯然S> ,故b-b截面左側安全。
第五部分 校 核
高速軸軸承
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 計算當量動載荷
查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y為X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 驗算6008的壽命
驗算右邊軸承
鍵的校核
鍵1 10×8 L=80 GB1096-79
則強度條件為
查表許用擠壓應力
所以鍵的強度足夠
鍵2 12×8 L=63 GB1096-79
則強度條件為
查表許用擠壓應力
所以鍵的強度足夠
聯軸器的選擇
聯軸器選擇為TL8型彈性聯軸器 GB4323-84
減速器的潤滑
1.齒輪的潤滑
因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。
高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小於10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小於10mm），1/6齒輪。
2．滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以採用飛濺潤滑，
第六部分 主要尺寸及數據
箱體尺寸:
箱體壁厚
箱蓋壁厚
箱座凸緣厚度b=15mm
箱蓋凸緣厚度b1=15mm
箱座底凸緣厚度b2=25mm
地腳螺栓直徑df=M16
地腳螺栓數目n=4
軸承旁聯接螺栓直徑d1=M12
聯接螺栓d2的間距l=150mm
軸承端蓋螺釘直徑d3=M8
定位銷直徑d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm
軸承旁凸台半徑R1=11mm
凸台高度根據低速軸承座外半徑確定
外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm
大齒輪頂圓與內箱壁距離△1=10mm
齒輪端面與內箱壁距離△2=10mm
箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm
軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3
以上尺寸參考機械設計課程設計P17～P21
傳動比
原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正後 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各軸新的轉速為 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各軸的輸入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各軸的輸入轉矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
軸號 功率p 轉矩T 轉速n 傳動比i 效率η
電機軸 5.5 2.0 960 1 1
1 5.42 128.65 384 2.5 0.94
2 5.20 323.68 148 2.62 0.96
3 5.00 954.25 48 3.07 0.96
工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98
齒輪的結構尺寸
兩小齒輪採用實心結構
兩大齒輪採用復板式結構
齒輪z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齒輪z2的尺寸
由軸可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13
齒輪3尺寸
由軸可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齒輪4寸
由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4
D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17
參考文獻：
《機械設計》徐錦康 主編 機械工業出版社
《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編
第3版 機械工業出版社
《機械設計手冊》
設計心得
機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環節通過了3周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。
由於在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標准件是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠准
在設計的過程中，培養了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今後的學習過程中我們會更加努力和團結。
由於本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之後，我想會對以後自己獨立設計打下一個良好的基礎。
② 求此圖，步進輸送機的機構運動簡圖
通過查閱一些文獻我可以了解到帶式傳動裝置的設計情況，為我所要做的版課題確定研究的權方向和設計的內容。1.1帶傳動帶傳動是機械設備中應用較多的傳動裝置之一，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動
③ 帶式運輸機傳動裝置的設計（一）
下面的數據表是滾筒功率以及轉速的表吧
這個地方可以用運輸機滾筒軸功率粗選內電機功容率 然後從電機去除個個功率遞減系數校核一下
根據速度 電機轉速等粗定減速比 然後制定參數後校核之
減速比知道了 根據課本如何設計減速器樣本就OVER了
④ 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
⑤ 如圖B-4所示是皮帶傳動的裝置示意圖，O1是主動輪，O2是從動輪
應該選D，
第一：注意看著一句「中10N的物體連同皮帶一起運動」證明物體物體現在是靠慣性運動，隨意不受摩擦力
第二：還有就是摩擦力的定義，摩擦力是「阻礙」物體運動的力，O1為主動輪並且為順時針轉動，它是欲帶動皮帶向下運動，則摩擦力為向上，O2同理
⑥ 如圖所示為皮帶傳動示意圖,O1是主動輪
答案D
物體隨傳送帶勻速運動，無相對運動趨勢，所以靜摩擦力為0
O1是主動輪，皮帶上P點相對輪子有向上運動的趨勢，受到向下的摩擦力
O2是從動輪，皮帶上Q點相對輪子有向上運動的趨勢，受到向下的摩擦力
也可以這樣理解：P點受到的摩擦力是動力，向下帶動皮帶轉動（阻礙輪子轉動）；Q點受到的摩擦力是阻力，阻礙皮帶運動（帶動輪子轉動）。
⑦ 設計膠帶輸送機的傳動裝置
一、摩擦傳動理論
帶式輸送機所需的牽引力是通過驅動裝置中的驅動滾筒與輸送帶間的摩擦作用而傳遞的，因而稱為摩擦傳動。為確保作用力的傳遞和牽引構件不在驅動輪上打滑，必須滿足下列條件：
(1)牽引構件具有足夠的張力；
(2)牽引帶與驅動滾筒的接觸表面有一定的粗糙度；
(3)牽引帶在驅動輪上有足夠大的圍包角。
圖l—22為一台帶式輸送機的簡圖。當驅動滾筒按順時針方向轉動時，通過它與輸送帶間的摩擦力驅動輸送帶沿箭頭方向運動。
在輸送帶不工作時，帶子上各點張力是相等的。當輸送帶運動時，各點張力就不等了。其大小取決於張緊力P0、運輸機的生產率、輸送帶的速度、寬度、輸送機長度、傾角、托輥結構性能等等。故輸送帶的張力由l點到4點逐漸增加，而在繞經驅動滾筒的主動段，由4點到l點張力逐漸減小。必須使輸送帶在驅動滾筒上的趨入點張力Sn大於奔離點張力S1，方能克服運行阻力，使輸送帶運動。此兩點張力之差，即為驅動滾筒傳遞給輸送帶的牽引力W0。在數值上它等於輸送帶沿驅動滾筒圍包弧上摩擦力的總和，即
W0=Sn-S1 (1—1)
趨入點張力Sn隨輸送帶上負載的增加而增大，當負載過大時，致使(Sn-S1)之差值大於摩擦力，此時輸送帶在驅動滾筒上打滑而不能正常工作。該現象在選煤廠中可經常遇到。
Sn與S1應保持何種關系方能防止打滑，保證輸送帶正常工作，這是將要研究的問題。
在討論前，先作如下假設：
(1)假設輸送帶是理想的撓性體，可以任意彎曲，不受彎曲應力影響；
(2)假設繞經驅動滾筒上的輸送帶的重力和所受的離心力忽略不計(因與輸送帶上張力和摩擦力相比數值很小)。
如圖l—22b所示，在驅動滾筒上取一單元長為dl的輸送帶，對應的中心角即圍包角為dα。當滾筒回轉時，作用在這小段輸送帶兩端張力分別為S及S+dS。在極限狀態下，即摩擦力達到最大靜摩擦力時，dS應為正壓力dN與摩擦系數μ的乘積，即
dS＝μdN
dN為滾筒給輸送帶以上的作用力總和。
列出該單元長度輸送帶受力平衡方程式為
由於dα很小，故sin(dα/2)≈(dα/2)，cos(dα/2)≈1，上述方程組可簡化為
略去二次微量：dSdα，解上述方程組得 .
通過在這段單元長度上輸送帶的受力分析，可以得到，當摩擦力達到最大極限值時，欲保持輸送帶不打滑，各參數間的關系應滿足dS/S＝μdα。以定積分方法解之，即可得出輸送帶在整個驅動滾筒圍包弧上，在不打滑的極限平衡狀態下，趨入點的Sn與奔離點的Sk之間的關系
解上式，得
式中 e——自然對數的底，e=2.718；
μ——驅動滾筒與輸送帶之間的摩擦系數；
——輸送帶在驅動滾筒上趨入點的最大張力；
S1一一輸送帶在驅動滾筒奔離點的張力；
α——輸送帶在驅動滾筒上的圍包角，弧度。
上式)即撓性體摩擦驅動的歐拉公式。根據歐拉公式可以繪出在驅動滾筒圍包弧上輸送帶張力變化的曲線，見圖l—23中的bca'。
從上述分析可知，歐拉公式只是表達了趨入點張力為最大極限值時的平衡狀態。而實際生產中載荷往往是不均衡的；而且，在歐拉公式討論中，將輸送帶看作是不變形的撓性體，實際上輸送帶(如橡膠帶)是一個彈性體，在張力作用下，要產生彈性伸長，其伸長量與張力值大小成正比。因此，輸送帶沿驅動滾筒圓周上的分布規律見圖1—23中bca曲線變化(而不是bca』)。在BC弧內，輸送帶張力按歐拉公式之規律變化；到c點後，張力達到Sn值，在CA弧內，Sn值保持不變。也就是說為了防止輸送帶在驅動滾筒上打滑，應使趨入點的實際張力Sn小於極限狀態下的最大張力值，即
既然輸送帶是彈性體，那麼，在受力後就要產生彈性伸長變形。這是彈性體與剛性體最本質的區別。受力愈大，變形也愈大，而輸送帶張力是由趨入點向奔離點逐漸減小，即在趨入點輸送帶被拉長的部分，在向奔離點運動過程中，隨著張力的減小而逐漸收縮，從而使輸送帶與滾筒問產生相對滑動，這種滑動稱為彈性滑動或彈性蠕動(它與打滑現象不同)。顯然，彈性滑動只發生於輸送帶在驅動滾筒圍包弧上有張力變化的一段弧內。產生彈性滑動的這一段圍包弧，稱為滑動弧，即圖l-23中的BC弧，滑動弧所對應的中心角稱為滑動角，即λ角；不產生彈性滑動的圍包弧，稱為靜止弧(圖中的CA弧)，靜止弧所對應的中心角，稱為靜止角，即圖中γ角。滑動弧兩端的張力差，即為驅動滾筒傳遞給輸送帶的牽引力。由此可見，只有存在滑動弧，驅動滾筒才能通過摩擦將牽引力傳遞給輸送帶；在靜止弧內不傳遞牽引力，但它保證驅動裝置具有一定的備用牽引力。
當輸送機上負載增加時，趨入點張力Sn增大，滑動弧及對應的滑動角也相應均要增大，而靜止弧及靜止角則隨之減小。圖1—23中的C點向A點靠攏，當趨入點張力Sn增大至極限值Snmax時，則整個圍包弧BA弧都變成了滑動弧，即C點與A點重合，整個圍包角都變成了滑動角(λ=α，γ=0)。這時驅動滾筒上傳送的牽引力達到最大值的極限摩擦力：
(1—4)
若輸送機上的負荷再增加，即 ，這時．輸送帶將在驅動滾筒上打滑，輸送機則不能正常工作。
二、提高牽引力的途徑
根據庫擦傳動的理論及式(1—4)均可以看出，提高帶式輸送機的牽引力可以採用以下三種方法：
(1)增加奔離點的張力S1，以提高牽引力。具體的措施是通過張緊輸送機的拉緊裝置來實現。隨著S1的增大，輸送帶上的最大張力也相應增大，就要求提高輸送帶的強度，這種做法是不經濟的，在技術上也不合理。
(2)改善驅動滾筒表面的狀況，以得到較大的摩擦系數μ，由表1—29可知，膠面滾筒的摩擦系數比光面滾筒大，環境乾燥時比潮濕時大，所以，可以採用包膠、鑄塑，或者採用在膠面上壓制花紋的方法來提高摩擦系數。
(3)採用增加輸送帶在驅動滾筒上的圍包角來提高牽引力。其具體措施是增設改向滾筒(即增面輪)可使包角由180°增至210°-240°必要時採用雙滾筒驅動。
三、剛性聯系雙滾筒驅動牽引力及其分配比朗確定
剛性聯系雙滾筒和單滾筒相比，增加一個主動滾筒：當兩個滾筒的直徑相等時其角度是相同的(圖1—24)。從圖l—24中可以看出，輸送帶由滾筒②的C點到滾筒①的B點時，這兩點之間除了一小段(BC段)膠帶的臼重外，張力沒有任何變化，故B點可看作C點的繼續。因而剛性聯系的雙滾筒與單滾筒實質上是相同的，因為滑動弧隨著張力增大而增大這一規律對它同樣適用的。
S1及μ值在一定的情況下，而且μl＝μ2，只有當滾筒②傳遞的牽引力達到極限值時，滾筒①才開始傳遞牽引力。設λ1、λ2、γ1、γ2、α1、α2分別為第①及第②滾筒的滑動角，靜止角及圍包角、則在λ2=α2，λ1=0的情況下，靜止弧僅存在於滾筒①上。當λ2=α2時，λ1=α1-γ1時，輸送帶在兩個主動滾筒上張力變化曲線如圖1—24所示。
滾筒②可能傳遞的最大牽引力為
滾筒①可能傳遞的最大牽引力為
式中 S』——兩滾筒間輸送帶上的張力。
驅動裝置可能傳遞總的最大牽引力為
式中 α——總圍包角
兩滾筒可能傳遞的最大牽引力之比為
在一般情況下： 因而
（1-5）
顯然，當第①滾筒上傳遞的牽引力未達到極限時，即 時，則兩驅動滾筒傳遞的牽引力之比為
由上式可知，當總的牽引力W0和張力S1一定時，若μ值增加，則第⑧個驅動滾筒傳遞的牽引力WII增大，而WI減小。反之，若μ值減小時，則WI增大(因W0=WI+WII為一定值)。
由此可以看出：剛性聯系的雙滾筒驅動裝置，其滾筒牽引力的分配比值隨摩擦系數的變化而改變。但由式(1-5)可知，驅動滾筒①可能傳遞的最大牽引力等於滾筒⑨的 倍這一比值是不變的。
剛性聯系的雙驅動滾筒缺點是已設計的牽引力分配比值，只適用於一定的荷載和一定的摩擦系數。當荷載變化，其比例也就被破壞了。此外，還由於大氣潮濕程度的變化，兩滾筒的表面清潔程度的不同，摩擦系數也發生了變化，其分配比實際上不可能保持定值。
⑧ 帶式輸送機傳動裝置設計
一、帶式輸送機傳動裝置，可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，不過增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮;反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。
二、設計安裝調試：
1.輸送機的各支腿、立柱或平台用化學錨栓牢固地固定於地面上。
2.機架上各個部件的安裝螺栓應全部緊固。各托輥應轉動靈活。托輥軸心線、傳動滾筒、改向滾筒的軸心線與機架縱向的中心線應垂直。
3.螺旋張緊行程為機長的1%~1.5%。
4.拉繩開關安裝於輸送機一側，兩開關間用覆塑鋼絲繩連接，松緊適度。
5.跑偏開關安裝於輸送機頭尾部兩側，成對安裝。開關的立輥與輸送帶帶邊垂直，且保證帶邊位於立輥高度的1/3處。立輥與輸送帶邊緣距離為50~70mm。
6.各清掃器、導料槽的橡膠刮板應與輸送帶完全接觸，否則，調節清掃器和導料槽的安裝螺栓使刮板與輸送帶接觸。
7.安裝無誤後空載試運行。試運行的時間不少於2小時。並進行如下檢查:
(1)各托輥應與輸送帶接觸，轉動靈活。
(2)各潤滑處無漏油現象。
(3)各緊固件無松動。
(4)軸承溫升不大於40°C，且最高溫度不超過80°C。
(5)正常運行時，輸送機應運行平穩，無跑偏，無異常噪音。
⑨ 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。