A. 二級減速器課程設計
典型減速器設計
典型減速器是常用的減速器結構形式。本系統提供了13種典型的減速器結構形式。以下以總速比為60，輸入功率為5kw，輸入轉速為1450rpm的展開式三級圓柱齒輪減速器為例，介紹典型減速器的整個設計流程。
1. 啟動Gearbox2.0程序，彈出開始界面；
2. 點擊開始界面上的「典型減速器設計」圖標，進入典型減速器設計界面；
3. 點擊「三級圓柱」減速器圖標，這時在右邊的三個綠色表格內自動插入三級齒輪副的默認參數設置；
4. 在總速比欄鍵入總減速比60，在載荷要求欄鍵入輸入功率5kw，輸入轉速1450rpm，系統自動計算出輸出扭矩和輸出轉速；
5. （非必須步驟）設置其它的技術條件或參數，如人工設定速比分配，人工設定中心距分配，中心距是否取標准值，工作條件，載荷特性，速比分配原則，更改綠色表格內的齒輪副輸入參數等；
6. （非必須步驟）點擊「初步計算」按鈕，系統將計算出速比分配、幾何尺寸和強度等，並將部分數據填充到右下方的三個淡紅色的表格中；
7. （非必須步驟）點擊「結構簡圖」按鈕，將顯示按實際比例的結構簡圖，有助於用戶判斷設計的合理性；該功能只有在用戶點擊「初步計算」按鈕進行計算後才有效；
8. （非必須步驟）如果用戶不滿意當前的設計結果，按步驟5更改輸入條件，或者點擊菜單維護->設計選項更改一些默認設置，例如齒數的設置，這時三個淡紅色表格的背景將變成灰色，表示數據已「過時」，再次點擊「初步計算」按鈕重新進行計算，直到獲得較為滿意的結果；
9. 點擊「詳細計算」按鈕，進入詳細設計界面，用戶可以在該界面中完成減速器的全部設計任務；
10. 在型號文本框中輸入型號；
11. （非必須步驟）在該界面首先打開的是傳動設計子界面，向用戶報告各級傳動的計算結果，用戶可以對減速器載荷和表格中的綠色方格內的數據進行微調，也可以將某一級替換為以前設計的齒輪副；在對數據進行更改後，單元格的背景將變成灰色，表示數據已「過時」，必須點擊「刷新」按鈕，使系統根據用戶的更改重新計算結果；如果用戶對更改後的結果不滿意，可以單擊「恢復」按鈕使數據恢復到系統最初計算出的值。
12. 點擊結構簡圖頁，進入結構簡圖子界面；在該界面顯示按比例繪出的結構簡圖，同時報告各軸的最小軸徑以及減速器箱體的大致尺寸；其中軸徑按照最小軸徑畫出，暫時不考慮剛度條件；在該界面中用戶可以判斷設計結果的合理性，如果有必要，可以回到傳動設計子界面重新調整參數並刷新，該簡圖將自動得到更新；
13. 點擊齒輪精度頁，進入齒輪精度子界面；在該界面向用戶報告齒輪副的精度查詢結果；如果有必要，用戶可以更改齒輪的精度等級，然後點擊「更新」按鈕，系統將重新檢索出精度值；
14. 點擊數據輸出頁，進入數據輸出子界面；在該界面用戶必須首先點擊有上方的文件夾圖標指定工作文件夾，然後點擊文本輸出按鈕或Excel輸出按鈕輸出文本文件或Excel文件；Excel文件和文本文件是供用戶瀏覽的文件，裡麵包括了本次計算的所有結果； 15. 點擊零件設計頁，進入零件設計子界面；
16. 如果還沒有指定工作文件夾，請先指定工作文件夾；然後單擊右上方的「輸出AutoCAD圖紙」圖標按鈕，系統將啟動AutoCAD2000輸出dwg格式的圖紙到工作文件夾中，輸出後將圖紙插入到當前的界面中；用戶點擊「選擇圖紙」下拉列表框，可以選擇不同的圖紙顯示到當前界面中；
7. （非必須步驟）如果用戶如果對當前的結構尺寸設計不滿意，可以在輸出圖紙之前或之後對零件進行編輯；首先點擊「選擇圖紙」下拉列表框，選擇要編輯的圖紙，然後點擊該列表框右邊的「編輯當前零件」圖標按鈕，如果當前選擇的零件是軸或齒輪軸，將彈出軸設計窗口，如果當前選擇的零件是齒輪，將彈出齒輪設計窗口，如下圖所示；
18. （非必須步驟）在軸設計窗口，用戶可以更改各軸段的直徑和長度，查看鍵強度校核，選擇軸承等等；軸的圖形將隨用戶更改實時變更；
19. （非必須步驟）在齒輪設計窗口，用戶可以更改孔徑等尺寸，更改結構形式等等；
19. （非必須步驟）重新輸出dwg圖紙並更新零件設計界面中的圖紙；
21. 單擊菜單文件->保存為gbx文件或文件->保存到資料庫，可分別將設計結果保存到文件或資料庫中；這兩種保存的文件是供程序日後打開時用的，而非供用戶瀏覽的；用戶如果要瀏覽全部計算結果，請在數據輸出界面中輸出文本文件或Excel文件。
B. 二級圓柱齒輪減速器課程設計怎麼做
你是問格式
還是問圖紙怎麼設計
都沒談
C. 二級直齒齒輪減速器課程設計（高分懸賞！！！！）
我現在做的是 兩級展開式斜齒輪減速器
已經數據好了
明天就可以畫圖拉 哈哈~
D. 機械設計課程設計二級減速器設計說明書，輸送帶工作拉力2500N，輸送帶速度1.6m/s，捲筒直徑320mm，裝配圖
你可以參考我傳到文庫的 我的機械課程設計說明書，只有數據有點變化，改改數據就差不多啦~PS：你不會是我的學弟OR學妹吧o(╯□╰)o
E. 二級圓柱直齒減速器的畢業設計
機械設計課程設計原始資料
一、設計題目
熱處理車間零件輸送設備的傳動裝備
二、運動簡圖
圖1
1—電動機 2—V帶 3—齒輪減速器 4—聯軸器 5—滾筒 6—輸送帶
三、工作條件
該裝置單向傳送,載荷平穩,空載起動,兩班制工作,使用期限5年(每年按300天計算),輸送帶的速度容許誤差為 ±5%.
四、原始數據
滾筒直徑D（mm）：320
運輸帶速度V（m/s）：0.75
滾筒軸轉矩T（N•m）：900
五、設計工作量
1減速器總裝配圖一張
2齒輪、軸零件圖各一張
3設計說明書一份
六、設計說明書內容
1. 運動簡圖和原始數據
2. 電動機選擇
3. 主要參數計算
4. V帶傳動的設計計算
5. 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算
6. 機座結構尺寸計算
7. 軸的設計計算
8. 鍵、聯軸器等的選擇和校核
9. 滾動軸承及密封的選擇和校核
10. 潤滑材料及齒輪、軸承的潤滑方法
11. 齒輪、軸承配合的選擇
12. 參考文獻
七、設計要求
1. 各設計階段完成後,需經指導老師審閱同意後方能進行下階段的設計;
2. 在指定的教室內進行設計.
一. 電動機的選擇
一、電動機輸入功率
二、電動機輸出功率
其中總效率為
查表可得Y132S-4符合要求,故選用它。
Y132S-4(同步轉速 ，4極)的相關參數
表1
額定功率 滿載轉速 堵轉轉矩額定轉矩 最大轉矩額定轉矩 質量
二. 主要參數的計算
一、確定總傳動比和分配各級傳動比
傳動裝置的總傳動比
查表可得V帶傳動單級傳動比常用值2~4，圓柱齒輪傳動單級傳動比常用值為3~5，展開式二級圓柱齒輪減速器 。
初分傳動比為 ， ， 。
二、計算傳動裝置的運動和動力參數
本裝置從電動機到工作機有三軸，依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ軸，則
1、各軸轉速
2、各軸功率
3、各軸轉矩
表2
項目 電機軸 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ
轉速
1440 576 135.753 62.706
功率
5.5 5.28 5.070 4.869
轉矩
36.476 87.542 356.695 1038.221
傳動比 2.5 4.243 3.031
效率 0.96 0.96 0.922
三 V帶傳動的設計計算
一、確定計算功率
查表可得工作情況系數
故
二、選擇V帶的帶型
根據 ，由圖可得選用A型帶。
三、確定帶輪的基準直徑 並驗算帶速
1、初選小帶輪的基準直徑 。
查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準直徑
2、驗算帶速
按計算式驗算帶的速度
因為 ，故此帶速合適。
3、計算大帶輪的基準直徑
按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑 根據教材表8-8，圓整得 。
4、確定V帶的中心距 和基準直徑
（1）按計算式初定中心距
（2）按計算式計算所需的基準長度
=1364mm
查表可選帶的基準長度
（3）按計算式計算實際中心距
中心距的變化范圍為 。
5、驗算小帶輪上的包角
6、計算帶的根數
（1）計算單根V帶的額定功率
由 查表可得
根據 和A型帶，查表可得 、 、 。
故
（2）計算V帶的根數Z
故取V帶根數為6根
7、計算單根V帶的初拉力的最小值
查表可得A型帶的單位長度質量
應使帶的實際初拉力 。
8、計算壓軸力
壓軸力的最小值為
四 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算
一、高速級齒輪
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。
（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。
（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40 (調質)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
（4）選小齒輪齒數 ，大齒輪齒數 ，取
（5）選取螺旋角，初選螺旋角
2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即
（1）確定公式內的各計算數值
①試選 ，由圖10-26 ， 則有
②小齒輪傳遞轉矩
③查圖10-30可選取區域系數 查表10-7可選取齒寬系數
④查表10-6可得材料的彈性影響系數 。
⑤查圖10-21d得按齒面硬度選取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按計算式計算應力循環次數
⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數 ， 。
⑧計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數 ，按計算式(10-12)得
（2）計算相關數值
①試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得
②計算圓周速度
③計算齒寬 及模數
④計算總相重合度
⑤計算載荷系數
查表可得使用系數 ，根據 ，7級精度，查表10-8可得動載系數 ，由表10-4查得 的值與直齒輪的相同，為1.419 ，
故載荷系數
⑥按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，按計算式得
⑦計算模數
3、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試算即
（1）確定公式內的各計算數值
①、計算載荷系數
②根據縱向重合度 ，查圖10-28可得螺旋角影響系數 。
③查圖可選取區域系數 ， ， 則有
④查表取應力校正系數 ， 。
⑤查表取齒形系數 ， 。(線性插值法)
⑥查圖10-20C可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 。
⑦查圖可取彎曲疲勞壽命系數 ， 。
⑧計算彎曲疲勞許用應力 ，取彎曲疲勞安全系數 ，按計算式(10-22)計算得
⑨計算大、小齒輪的 並加以計算
大齒輪的數值較大。
（2）設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取 ，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數，於是有
取 ，則
4、幾何尺寸計算
（1）計算中心距
將中心距圓整為 。
（2）按圓整後的中心距修正螺旋角
因 值改變不多，故參數 、 、 等不必修正。
（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
（4）計算齒輪寬度
圓整後取 ， 。
二、低速級齒輪
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。
（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。
（3）材料選擇，在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料，沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表可選擇小齒輪材料為40 (調質)，硬度為52HRC；大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為45HRC.
（4）選小齒輪齒數 ，大齒輪齒數
（5）選取螺旋角，初選螺旋角
2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即
（1）確定公式內的各計算數值
①試選
②小齒輪傳遞轉矩
③查表10-7可選取齒寬系數 , 查圖10-26可選取區域系數 ， ， 則有
④查表可得材料的彈性影響系數 。
⑤查圖得按齒面硬度選取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按計算式計算應力循環次數
⑦查圖可選取接觸疲勞壽命系數 ， 。
⑧計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數 ,於是得
（2）計算相關數值
①試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得
②計算圓周速度
③計算齒寬 及模數
④計算總相重合度
⑤計算載荷系數
查表可得使用系數 ，根據 ，7級精度，查表可得動載系數 ， ， ，
故載荷系數
⑥按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，按計算式得
⑦計算模數
3、按齒根彎曲強度設計，按計算式試算即
（1）確定公式內的各計算數值
①計算載荷系數
②根據縱向重合度 ，查圖可得螺旋角影響系數 。
③計算當量齒數
④查表可取齒形系數 ， 。
⑤查表可取應力校正系數 ， 。(線性插值法)
⑥查圖可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 。
⑦查圖可取彎曲疲勞壽命系數 ， 。
⑧計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數 ，按計算式計算
⑨計算大、小齒輪的 並加以計算
大齒輪的數值較大。
（2）設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取 ，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數，於是有
取 ，則
4、幾何尺寸計算
（1）計算中心距
將中心距圓整為 。
（2）按圓整後的中心距修正螺旋角
因 值改變不多，故參數 、 、 等不必修正。
（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
（4）計算齒輪寬度
圓整後取 ， 。
五 軸的設計計算
一、高速軸的設計
1、求作用在齒輪上的力
高速級齒輪的分度圓直徑為d
2、選取材料
可選軸的材料為45鋼，調質處理。
3、計算軸的最小直徑，查表可取
應該設計成齒輪軸，軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處，為使 與帶輪相配合，且對於直徑 的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%，然後將軸徑圓整。故取 。
4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)
5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度
（1）根據前面設計知大帶輪的轂長為93mm,故取 ，為滿足大帶輪的定位要求，則其右側有一軸肩，故取 ，根據裝配關系，定
（2）初選流動軸承7307AC，則其尺寸為 ，故 ， 段擋油環取其長為19.5mm,則 。
（3） 段右邊有一定位軸肩，故取 ，根據裝配關系可定 ，為了使齒輪軸上的齒面便於加工，取 。
（4）齒面和箱體內壁取a=16mm,軸承距箱體內壁的距離取s=8mm,故右側擋油環的長度為19mm,則
（5）計算可得 、
（6）大帶輪與軸的周向定位採用普通平鍵C型連接，其尺寸為 ,大帶輪與軸的配合為 ，流動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.
求兩軸承所受的徑向載荷 和
帶傳動有壓軸力 (過軸線，水平方向)， 。
將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系
圖一
圖二
圖三
[注]圖二中 通過另加彎矩而平移到作用軸線上
圖三中 通過另加轉矩而平移到指向軸線
同理
6 、求兩軸承的計算軸向力 和
對於 型軸承，軸承的派生軸向力
故
7、求軸承的當量動載荷 和
對於軸承1
對於軸承2
查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為：
對於軸承1 ，
對於軸承2 ，
8、求該軸承應具有的額定載荷值
因為 則有
故 符合要求。
9、彎矩圖的計算
水平面： , N,則其各段的彎矩為：
BC段：
由彎矩平衡得M-
CD段：
由彎矩平衡得
鉛垂面： 則其各段彎矩為：
AB段：
則
BC段：
則
CD段：
則
做彎矩圖如下
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面。現將計算出的截面 處的 、 及 的值列於下表
表3
載荷 水平面
垂直面
支持力
彎矩
總彎矩
扭矩
10、按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 )的強度。根據計算式及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取 ，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得 ，因此 ，故安全。
11、鍵的選擇和校核
高速軸上與大帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由於大帶輪在軸端部，故選用單圓頭平鍵（C型）
根據 ，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度： 高度： ,由輪轂寬度並參考鍵的長度系列，取鍵長為：
鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得
取其平均植，
鍵的工作長度
鍵和輪轂鍵槽的接觸高度
則 ，故合適。
所以選用：鍵C GB/T 1096-2003
12、確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為 ，各軸肩處圓角半徑為2。
二、中間軸的設計
1、求作用在齒輪上的力
因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的 、 、 都是作用力與反作用力的關系，則大齒輪上所受的力為
中速軸小齒輪上的三個力分別為
2、選取材料
可選軸的材料為45鋼，調質處理。
3、計算軸的最小直徑，查表可取
軸的最小直徑顯然是安裝軸承處，為使軸承便於安裝，且對於直徑 的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%，然後將軸徑圓整。故取 。
4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)
5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度
（1）初選滾動軸承7008AC,則其尺寸為：
故 用擋油環定位軸承，故 段右邊有一定位軸肩，故 低速級小齒輪與箱體內壁距離為16 ,與箱體內壁距離為8 ，故左邊擋油環長為24 ，則
（2）低速級小齒輪輪轂為95 ，即 取兩齒面的距離為8 ，即
（3）右邊也用擋油環定位軸承和低速級大齒輪，故 。 段軸長略短與其齒輪轂長，又轂長為55 ，故取
、 、 各有一定位軸肩，故依次可取
（4）計算可得
6、軸上零件的周向定位
低速級大齒輪的軸採用普通平鍵A型連接。
其尺寸為 齒輪與軸的配合為 ，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為 。
求兩軸承所受的徑向載荷 和
將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系
圖一
圖二
圖三
7、求兩軸承的計算軸向力 和
由齒輪中計算得，
對於 型軸承，軸承的派生軸向力
算得
所以
8、求軸承的當量動載荷 和
對於軸承1
對於軸承2
查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為：
對於軸承1 ，
對於軸承2 ，
9、求該軸承應具有的額定載荷值
因為 則有
故 符合要求。
10、彎矩圖的計算
水平面： 。
AB段：
則 即
BC段：
則
CD段：
則
。
鉛垂面：
AB段：
BC段：
CD段：
做彎矩圖如下
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面。現將計算出的截面 處的 、 及 的值列於下表
表4
載荷 水平面
垂直面
支持力
彎矩
總彎矩
扭矩
11、按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 )的強度。根據計算式及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取 ，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得 ， ，故安全。
12、鍵的選擇和校核
一般的8級以上精度的齒輪有空心精度要求，應選用平鍵連接，由於齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）
取鍵長 ，
鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得
取其平均植，
鍵的工作長度
鍵和輪轂鍵槽的接觸高度
則 ，故合適。
所以選用：鍵 GB/T 1096-2003
13、確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為 ，各軸肩處圓角半徑見365頁……
三、低速軸的設計
1、求作用在齒輪上的力
因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的 、 、 都是作用力與反作用力的關系，則
2、選取材料
可選軸的材料為45鋼，調質處理。
3、計算軸的最小直徑，查表可取
軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 ，為了使所選的軸直徑 與聯軸器的孔徑相配合，且對於直徑 的軸有兩個鍵槽時，應增大10%-15%，然後將軸徑圓整，故取 。並選取所需的聯軸器型號
聯軸器的計算轉矩 ，查表可得，考慮到轉矩變化小，故取
其公稱轉矩為 。半聯軸器的孔徑 ，長度 ，半聯軸器與軸配合的轂孔長度
4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)
5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度
①為了滿足半聯軸器安裝的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直徑 。
②查手冊99頁，選用 型彈性柱銷聯軸器L
③初選滾動軸承7051AC，則其尺寸為
故 左邊軸承安裝處有擋油環，取其長度為20mm，
則
④擋油環右側用軸肩定位，故可取
⑤取齒面與箱體內壁距離 軸承座距箱體內壁距離為 。
用擋油環對齒面定位時，為了使油環可靠的壓緊齒輪， 段應略短於輪轂寬度，故取 所以取
⑥齒輪左側用軸肩定位，取 則 ，軸換寬度 ，取 。
⑦由裝配關系可確定
⑧計算得 ， ， 。
6、軸上零件的周向定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均採用普通平鍵 型 連接。軸與齒輪連接採用平鍵 ，L=70 ，齒輪輪轂與軸的配合為 。同樣半聯軸器與軸連接，採用鍵 。半聯軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為 。
7、軸上齒輪所受切向力 ，徑向力 ，軸向力
， 。
8、求兩軸承所受的徑向載荷 和
將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系
圖一
圖二
圖三
9、求兩軸承的計算軸向力 和
對於 型軸承，軸承的派生軸向力
故
10、求軸承的當量動載荷 和
， 。查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為：
對於軸承1 ，
對於軸承2 ，
因軸承運轉載荷平穩，按表13-6， ，取
則 。
。
11、求該軸承應具有的額定載荷值
因為 則有
預期壽命 故合格
12、彎矩圖的計算
水平面： , .
AB段：彎矩為0
BC段：
CD段：
鉛垂面： , .
AB段彎矩為0
BC段:
CD段：
做彎矩圖如下
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 是軸的危險截面。現將計算出的截面 處的 、 及 的值列於下表
表5
載荷 水平面
垂直面
支持力
彎矩
總彎矩
扭矩
13、按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 )的強度。根據計算式及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環 變應力，取 ，軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得 ，因此 ，故安全。
14、鍵的選擇和校核
選鍵型為普通平鍵（A） 根據 ，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度 =25 ，高度 。取鍵長 。鍵軸和轂的材料都是鋼，有表6-2查得許用擠壓應力 ，取平均值 。鍵的工作長度 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ， 故選取鍵A： GB/T 1096-2003
7、確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為 ，各軸肩處圓角半徑為2。
六.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚
10
箱蓋壁厚
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑
M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚
9 8.5
軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
七. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
八、課程設計心得體會
作為一名機械設計製造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。在已度過的大三的時間里我們大多數接觸的是專業基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業就為我們提供了良好的實踐平台。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數查閱大量的設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善，更加符合工程標准，一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設計，但我們不是藝術家。他們可以拋開實際，盡情在幻想的世界裡翱翔，我們是工程師，一切都要有據可依.有
理可尋，不切實際的構想永遠只能是構想，永遠無法升級為設計。
作為一名專業學生掌握一門或幾門制圖軟體同樣是必不可少的，由於本次大作業要求用 auto CAD制圖，因此要想更加有效率的制圖，我們必須熟練的掌握它。
雖然過去從未獨立應用過它，但在學習的過程中帶著問題去學我發現效率好高，記得大一學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會提高效率，這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由於水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。
參考文獻
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[4] 王伯平.互換性與測量技術基礎(第2版). 北京: 機械工業出版社,2006
F. 求助二級齒輪減速器的設計
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式2級圓柱齒輪減速器
目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況： 載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N•m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
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（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇 nd＝（i1』•i2』…in』）nw 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20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，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＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即 dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6 （2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
（9） 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
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度 v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計 由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較 = =0.0126 = =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ， （[2]P37附圖3-1） 故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ， （[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ， （[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定 碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算 軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑 3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由於 ，所以軸向力為 ，4） 當量載荷
由於 ， ， 所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由於 ， 所以軸向力為 ，
4） 當量載荷 由於 ， ，所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力
由於 ，所以軸向力為 ，
4） 當量載荷 由於 ， ， 所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉矩（N•m） 極限應力（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇 由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它
高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 ， 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 ，裝配尺寸 半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
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M16
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M16×1.5
二、潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、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。
三、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L-AN15潤滑油。
四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。