Ⅰ 帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器
機械設計的一般過程
設計任何一部新機械大件上都需要經過這樣一個過程：設計任務 總體設版計 結構權設計 零件設計 加工生產 安裝調試。
安裝調試之後需要看是否能完成滿足設計要求，如不能滿足預先制定的設計要求還要重新審視總體設計，結構設計等各環節的設計是否合理，對有問題的環節應作相應的改進指導完全滿足設計要求為止。課程設計的步驟在課程設計中我們不可能完整履行機械設計的全過程，而只能進行其中的一些重要設計環節。
Ⅱ 帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
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。
Ⅲ 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直齒輪和一級圓柱斜齒輪減速器
以下的東西我也是 借用來的
你修改修改
也可以套用
目 錄
設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
傳動裝置的運動和動力參數﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
聯軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
鍵聯接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17
1.擬定傳動方案
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為17或25。
2.選擇電動機
1）電動機類型和結構形式
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。
2）電動機容量
（1）捲筒軸的輸出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)電動機輸出功率Pd
Pd=Pw/t
傳動裝置的總效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…為從電動機到捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2－4查得：
彈性聯軸器 1個
t4=0.99;
滾動軸承 2對
t2=0.99;
圓柱齒輪閉式 1對
t3=0.97;
V帶開式傳動 1幅
t1=0.95;
捲筒軸滑動軸承潤滑良好 1對
t5=0.98;
則
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）電動機額定功率Ped
由第二十章表20－1選取電動機額定功率ped=4KW。
3）電動機的轉速
為了便於選擇電動事，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2－1查得V帶傳動常用傳動比范圍2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍3~6，
可選電動機的最小轉速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可選電動機的最大轉速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步轉速為960r/min
選定電動機型號為Y132M1－6。
4）電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型電動機的方根技術數據和
外形、安裝尺寸，並列表刻錄備用。
電機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電機質量 軸徑mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28
大齒輪數比小齒輪數=101/19=5.3158
3．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1）傳動裝置總傳動比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各級傳動比
取V帶傳動比為
i1=3;
則單級圓柱齒輪減速器比為
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
4．計算傳動裝置的運動和動力參數
1）各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min
2）各軸輸入功率
按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即
P0=Ped=4kw
軸I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
軸II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各軸轉矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、設計帶輪
1、計算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小時，載荷平穩，原動機為籠型交流電動機
查課本表8－10，得KA=1.1;
計算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2選擇普通V帶型號
n0 =960r/min
根據Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位於A型
d1=80~100
3、確定帶輪基準直徑
表8－11及推薦標准值
小輪直徑
d1=100mm;
大輪直徑
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取標准件
d2=355mm;
4、驗算帶速
驗算帶速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范圍內
從動輪轉速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
從動輪轉速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V帶基準長度和中心距
初定中心距
中心距的范圍
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算帶長
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
選定基準長度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、驗算小帶輪包角
驗算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V帶根數Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得傳動比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得
由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在帶上的壓力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得單根V帶初拉力
三、軸
初做軸直徑：
軸I和軸II選用45#鋼 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由於d2與聯軸器聯接，且聯軸器為標准件，由軸II扭矩，查162頁表
取YL10YLd10聯軸器
Tn=630>580.5878Nm 軸II直徑與聯軸器內孔一致
取d2=45mm
四、齒輪
1、齒輪強度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
採用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以
2、按齒面接觸強度設計
設齒輪按9級精度製造。取載荷系數K=1.5，齒寬系數
小齒輪上的轉矩
按 計算中心距
u=i=5.333
mm
齒數z1=19,則z2=z1*5.333=101
模數m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數m＝2.5
確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齒寬b=
b1=70mm,b2=60mm
3、驗算彎曲強度
齒形系數YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）輪齒彎曲強度
4、齒輪圓周速度
按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。
五、軸校核：
圓周力Ft=2T/d1
徑向力Fr=Ft*tan =20度 標准壓力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N
2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N
3、畫垂直面彎矩圖
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm
4、畫水平面彎矩圖
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm
5、求合成彎矩圖
6、求軸傳遞轉矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm
7、求危險截面的當量彎矩
從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為
軸的扭切應力是脈動循環應力
取摺合系數a=0.6代入上式可得
8、計算危險截面處軸的直徑
軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得
由表13-3查得許用彎曲應力 ，
所以
考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由實際最小直徑d=40mm,大於危險直徑
所以此軸選d=40mm,安全
六、軸承的選擇
由於無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列
徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作時間Lh＝3*365*8=8760（小時）
因為大修期三年，可更換一次軸承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環境溫度不高)
（深溝球軸承系列）
由附表選6207型軸承
七、鍵的選擇
選普通平鍵A型
由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
選變通平鍵，鑄鐵鍵
所以齒輪與軸的聯接中可採用此平鍵。
八、減速器附件的選擇
1、通氣器：
由於在外界使用，有粉塵，選用通氣室採用M18 1.5
2、油麵指示器：
選用油標尺，規格M16
3、起吊裝置：採用箱蓋吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M16 1.5
5、窺視孔及視孔蓋
選用板結構的視孔蓋
九、潤滑與密封：
1、齒輪的潤滑：採用浸油潤滑，由於低速級大齒輪的速度為：
查《課程設計》P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。
2、滾動軸承的潤滑
採用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，並設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內部，增加軸承的阻力。
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
L-AN15潤滑油
4、密封方式選取：
選用凸緣式端蓋，易於調整軸承間隙，採用端蓋安裝氈圈油封實現密封。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑決定。
設計小結：
二、課程設計總結
設計中運用了Matlab科學工程計算軟體，用notebook命令調用MS—Word來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟體版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關於力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟體CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。
由於沒有經驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現了一些錯誤比如線形，制圖規格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什麼樣子都不知道 ，對於各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經驗，不熟悉。
這次設計的目的是掌握機械設計規律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標准，規范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經達到，有許多要求、標准心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待於提高水平。
特別感謝—程莉老師。
參考資料目錄
[1]《機械設計基礎》，機械工業出版社，任成高主編，2006年2月第一版；
[2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業出版社，胡家秀主編，2006年1月第一版；
[3]《機械設計-課程設計圖冊》，高等教育出版社，龔桂義主編，1989年5月第三版；
[3]《設計手冊軟體》，網路上下載；
[4] 湖南工院學生論壇----機械制圖專欄---bbs.yeux.cn
Nw=60.0241r/min
Pw=3.08Kw
效率t=0.8762
Pd = 3.5150
Ped=4Kw
i=15.9936
i1=3
i2=5.3312
n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min
P0=4Kw
P1=3.8Kw
P2=3.6491Kw
T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm
KA=1.1
Pc=4.4Kw
d1=100mm
d2=355mm
初定中心距
a0=350mm
Lc=1461.3mm
Ld=1600mm
中心距
a=420mm
z=3根
預緊力
FQ＝274.3N
d1=28mm
d2=45mm
YL10YLd10
T1=113.4063Nm
m=2.5
a=150mm
=20度
Ft=5582.5N
Fr=2031.9N
FH1=FH2=2791.2N
Mav=71.113Nm
MaH=195.38Nm
Ma＝216.16Nm
Me=457.15Nm
Fr1=1015.9N
Lh=8760小時
6207型
b h L=14 9 80
輸送帶拉力 F=2800 N
輸送帶速度 V=1.1 m/s
滾筒直徑 D=350 mm
Ⅳ 求一帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器畢業設計
前 言
機械設計綜合課程設計在機械工程學科中佔有重要地位，它是理論應用於實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械繫統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。
本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用於礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制葯、造船、機械、環保及食品輕工等領域。
本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。
最後藉此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。
由於缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。
帶式輸送機概論
帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸燃料的機械。應用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用於現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用於水平運輸或傾斜運輸。使用非常方便。
輸送機發展歷史
中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架
空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。
1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此後，輸送機受到機械製造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為材料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。
輸送機的特點
帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比具有輸送距離長、運量大、連續輸送等優點，而且運行可靠，易於實現自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。
帶式輸送機主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨採煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。
帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優點。
帶式輸送機還應用於建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶等部門。
一、 設計任務書
設計一用於帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器
1. 總體布置簡圖
2. 工作情況
工作平穩、單向運轉
3. 原始數據
運輸機捲筒扭矩（N•m） 運輸帶速度（m/s） 捲筒直徑（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 設計內容
(1) 電動機的選擇與參數計算
(2) 斜齒輪傳動設計計算
(3) 軸的設計
(4) 滾動軸承的選擇
(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核
(6) 裝配圖、零件圖的繪制
(7) 設計計算說明書的編寫
5. 設計任務
(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）
(2) 齒輪、軸、軸承零件圖各1張（2號或3號圖紙）
(3) 設計計算說明書一份
二、 傳動方案的擬定及說明
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動:方案,可由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw:
三． 電動機的選擇
1. 電動機類型選：Y行三相非同步電動機
2. 電動機容量
(1) 捲筒軸的輸出功率
(2) 電動機的輸出功率
傳動裝置的總效率
式中， 為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動 ；滾動軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯軸器 ；捲筒軸滑動軸承 ，則
故
(3) 電動機額定功率
由第二十章表20-1選取電動機額定功率
由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍 ，由表2-2查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 ，則電動機轉速可選范圍為
可選符合這一范圍的同步轉速的電動3000 。
根據電動機所需容量和轉速，由有關手冊查出只有一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：
電動機型號 額定功率
電動機轉速
傳動裝置傳動比
Y100L-2 3 同步 滿載 總傳動比 V帶 減速器
3000 2880 62.06 2
三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置總傳動比
2. 分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為
按展開式布置考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近由圖12展開式曲線的
則i
所得 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
四、計算傳動裝置的運動和動力參數：
按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數
1.各軸轉速：
2．各軸輸入功率：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出功率則為輸入功率乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
3. 各軸輸入轉矩：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出轉矩則為輸入轉矩乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
綜上，傳動裝置的運動和動力參數計算結果整理於下表：
軸名 功率
轉矩
轉速
傳動比
效率
輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 2.3 7.63 2880 2
0.96
I軸 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II軸 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III軸
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
捲筒軸 1.94 398.34
第三章 主要零部件的設計計算
§3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計
§3.1.1 高速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，大齒輪為正火處理,小齒輪熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為260HBS,215HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
(1) 確定公式內的各計算數值
1) 試選載荷系數
2) 由以上計算得小齒輪的轉矩：
3) 查6－12（機械設計基礎）表選取齒寬系數 ，查圖6－37（機械設計基礎）按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
4)計算應力循環次數
5) 按接觸疲勞壽命系數
（2） 計算：
1) 帶入 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 的最小值為
3) 計算齒寬： 取 ，
4) 計算分度圓直徑與模數、中心距：
模數: 取第一系列標准值m=1.5
分度圓直徑:
中心距：
5) 校核彎曲疲勞強度:
符合齒形因數 由圖6－40得 ＝4.35， ＝3.98
彎曲疲勞需用應力：
1) 查圖6-41得彎曲疲勞強度極限 ： ;
2) 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
3) 計算彎曲疲勞許用應力.
取彎曲疲勞安全系數S=1,得
4) 校核計算：
<
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
§3.1.2 低速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，熱處理均為正火調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為200HBS,250HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 ，取 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
2) 確定公式內的各計算數值
1） 試選載荷系數
2） 由以上計算得小齒輪的轉矩
3） 查表及其圖選取齒寬系數 ，由圖6－37按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
4） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
5） 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
按接觸疲勞壽命系數
模數： 由表6－2取第一系列標准模數
分度圓直徑：
中心距：
齒寬：
校核彎曲疲勞強度:
復合齒形因數 由圖6－40得
6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
得
校核計算： <
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
對各個軸齒輪相關計算尺寸
表6－3高速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
表6－3低速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
V帶的設計
1)計算功率
2)選擇帶型
據 和 =2880由圖10-12<械設計基礎>選取z型帶
3)確定帶輪基準直徑
由表10-9確定 <械設計基礎>
1) 驗算帶速
因為 故符合要求
2) 驗算帶長
初定中心距
由表10-6選取相近
3) 確定中心距
4) 驗算小帶輪包角
故符合要求
5) 單根V帶傳遞額定功率
據 和 查圖10-9得
8) 時單根V帶的額定功率增量:據帶型及 查表10-2<械設計基礎>得
10)確定帶根數
查表10-3 查表10-4 <械設計基礎>
11) 單根V帶的初拉力
查表10-5
12)用的軸上的力
13帶輪的結構和尺寸
以小帶輪為例確定其結構和尺寸,由圖10-11<械設計基礎>帶輪寬
§3.3 軸系結構設計
§3.3.1 高速軸的軸系結構設計
一、軸的結構尺寸設計
根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖2所示:
圖2
由於結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數C為118。
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表6 高速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
13.6
16
60
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
20(18.88)
50
第3段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6004 B1=12)
20
23
第4段
24(23.6)
145
第5段 齒頂圓直徑
齒寬
33
38
第6段
24
10
第7段
20
23
二、軸的受力分析及計算
軸的受力模型簡化(見圖3)及受力計算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40
三、軸承的壽命校核
鑒於調整間隙的方便,軸承均採用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.
校核步驟及計算結果見下表:
表7 軸承壽命校核步驟及計算結果
計算步驟及內容 計算結果
6007軸承
A端 B端
由手冊查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
計算Fs=eFr(7類)、Fr/2Y(3類) FsA=1809.55 FsB=1584.66
計算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
確定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查載荷系數fP 1.2
計算當量載荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
計算軸承壽命
9425.45h
小於
12480h
由計算結果可見軸承6007合格.
表8 中間軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
由軸承尺寸確定
(軸承預選6008 )
33.6
40
25
第2段
(考慮鍵槽影響)
45(44.68)
77.5
第3段
50
12.5
第4段
99
109
第5段
46
39
考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表10 低速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
(由聯軸器寬度尺寸確定)
52.49
60(55.64)
142
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
64(63.84)
50
第3段
66
16
第4段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6014C )
70
24
第5段
78
75
第6段
20
88
20
第7段
齒寬+10
80(79.8)
119
§3.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核
因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核.
一、 高速級鍵的選擇及校核:
帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B8X7,鍵長50,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)
二、中間級鍵的選擇及校核:
(1) 高速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B14X9GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、20Cr(軸)
此時, 鍵聯結合格.
三、低速級級鍵的選擇及校核
(1)低速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B22X14,鍵長 GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格
(2)聯軸器處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼 (聯軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格.
第四章 減速器箱體及其附件的設計
§4.1箱體結構設計
根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱體結構尺寸
名稱 符號 設計依據 設計結果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小於8
箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸緣厚度 b 1.5δ 16.5
箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 27.5
地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 24(23.61)
地腳螺栓數目 n 時，n=6
6
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df 18
箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 12
軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 8
定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 9
軸承旁凸台半徑 R1 c2 16
凸台高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准 34
外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齒輪頂圓距內壁距離 ∆1 ＞1.2δ 11
齒輪端面與內壁距離 ∆2 ＞δ 10
箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10
軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 120
軸承旁邊連接
螺栓距離
S
120
第五章 運輸、安裝和使用維護要求
1、減速器的安裝
（1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦採用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦採用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。
（2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。
（3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大於所用聯軸器的許用補償量。
（4）減速器安裝好後用手轉動必須靈活，無卡死現象。
（5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇運轉1~3h後方可正式運轉，運轉應平穩、無沖擊、無異常振動和雜訊及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100℃；並按標准規定檢查輪齒面接觸區位置、面積，如發現故障，應及時排除。
2、使用維護
本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸入功率0.85—6660kw，公稱輸出轉矩100—410000N.m，不怕工況條件惡劣，是適用性很好，應用量大面廣的產品。可通用於礦山、冶金、運輸、建材、化工、紡織、輕工、能源等行業的機械傳動。但有以下限制條件：
1.減速器高速軸轉速不高於1000r/min;
2.減速器齒輪圓周速度不高於20m/s;
3.減速器工作環境溫度為—40~45℃，低於0℃時，啟動前潤滑油應預熱到8℃以上，高於45℃時應採取隔熱措施。
3、減速器潤滑油的更換：
（1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h後須更換潤滑油，在以後的使用中應定期檢查油的質量。對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對於每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。
（2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。
（3）換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。
（4）工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉。
減速器應定期檢修。如發現擦傷、膠合及顯著磨損，必須採用有效措施制止或予以排除。備件必須按標准製造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗後才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發現的問題應做認真的記錄 。
小 結
轉眼兩周的時間過去了，感覺時間過得真快，忙忙碌碌終於把機械設計做出來了。我通過這次設計學到了很多東西。使我對機械設計的內容有了進一步的了解.
因為剛結束課程就搞設計,還沒有來得及復習,所以剛開始遇到好多的問題,都感覺很棘手.因為機械設計是把我們這學期所學知識全部綜合起來了,還用到了許多先前開的課程,例如金屬工藝學,材料力學,機械原理等.
首先，我們要運用知識想好用什麼結構，然後進行軸大小長短的設計，要校核，選軸承。最後還要校核低速軸，看能否用。鍵也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有這些都用到了力學和機械設計得內容，可是我當時力學沒有學好，機械設計又沒完全掌握，做這次設計真是不容易啊!.
但通過這次機械設計學到了許多,不僅是在知識方面，重要是在觀念方面。以往我們不管做什麼都有現成的東西，而我們只要算別人現有的東西就可以了，其實那就是抄。但現在很多是自己設計，沒有約束了反而不知所措了。其次，我在這次設計中出現了許多問題,經過常老師得指點,我學到了許多課本上沒有的東西他並且給我們講了一些實際用到的經驗.收獲真是破多啊!最後就是我們大學的課程開了這么多,我們一定要把基礎打牢,為以後的綜合運用打下基礎啊.這次機械設計課程就體現了,我們現在很缺乏把自己學的東西聯系起來的能力.
最後我總結一下通過這次機械設計我學到的。實踐出真知，不假。通過設計我現在可以了解真正的設計是一個怎樣的程序啊.而且其中出現了許多錯誤,為以後工作增加經驗。雖然機設很累，但我很充實，我學到了許多知識，我增加了社會競爭力，我又多了解了機械，又進步了。總之，這次機械設計雖然很累,但是我學到了好多自己從前不知道和沒有經歷的經驗。
參 考 文 獻
1 <<機械設計>>第八版 濮良貴主編 高等教育出版社 ，2006
2 <<機械設計課程設計>>第1版 . 王昆,何小柏主編 .機械工業出版社 ,2004
3 <<機械原理>> 申永勝主編 清華大學出版社 ,1999
4 <<材料力學 >> 劉鴻文主編 高等教育出版社 ,2004
5 <<幾何公差與測量>>第五版 甘永力主編 上海科學技術出版社 ，2003
6 <<機械制圖>>
Ⅳ 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。
Ⅵ 帶式輸送機中單級閉式直齒圓柱齒輪減速器怎麼選材
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天橡鉛計算，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
綜合考握祥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、 皮帶輪傳動的設梁皮好計計算
（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
點擊查看全文
萊特維健鈣鐵硒膠囊
補充鈣，鐵，硒，3效同補
北京京東世紀信息技術廣告
熱心網友
值得一看的相關信息推薦
廣告
化妝用那些化妝品-購物就上淘寶，好貨挑選更便捷!
百雀羚護膚脂18.5g*3盒面霜滋潤霜香脂雪花膏護手保濕護膚擦臉
￥14.8 元
廠家現貨 燕窩精華補水煥顏面膜 保濕嫩膚滋潤控油舒緩護膚品
￥40 元
化妝品廠家玫瑰素芳花面膜 補水保濕提亮膚色緊致面膜貼牌代加工
￥59.8 元
承苗壤駟春柏
TA獲得超過3646個贊
Ⅶ 帶式運輸機傳動系統中的一級圓柱齒輪減速器
已經發到你郵箱了，請注意查收！！！
算了直接發到這里，你自己整理下，把數據修改下。
機械設計課程
一級圓柱齒輪減速器
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
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=165
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
4） 當量載荷
5） 軸承壽命的校核
6、 軸承30307的校核
II軸：
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
4） 當量載荷
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
4） 當量載荷
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。
二、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
潤滑潤與密封
一、齒輪的滑
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.
Ⅷ 減速器裝配圖配合尺寸代號
有外形尺寸、配合尺寸、特性尺寸、定位尺寸、安裝尺寸，應該是五類必須標注的尺寸。
例如：
80H7/f7是指端蓋與減速箱的配合，軸承配合處公差尺寸80H7是指內孔尺寸，是基軸制的孔，沒有錯。下方軸承內孔與軸的尺寸40k6是指軸的尺寸，是基孔制。也沒有錯。
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。
(8)帶式輸送機傳動裝置中圓柱齒輪減速器擴展閱讀：
減速機在原動機和工作機或執行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，是一種相對精密的機械。使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。
減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。
參考資料來源：網路-減速機
Ⅸ 機械設計課程設計---設計帶式輸送機傳動裝置其中減速器是一級圓柱齒輪減速器!
發了。你看看吧
Ⅹ 急需一級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計.帶式運輸機傳動裝置。拉力F=1500, 速度V=1.1，卷直徑為220mm.
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。