混沙機傳動裝置的設計

㈠ V帶交叉傳動減速裝置設計

網頁圖片音樂搜吧問問QQ空間更多▼ 綜合 新聞 論壇 視頻 詞典 尋人 所有產品 幫助 設搜搜為首頁 搜索到約2,370項結果 以下結果由 提供贊助商鏈接 需要登廣告伏龍同步帶—值得讓您信賴 伏龍同步帶、變速帶，傳動產品規格品 種齊全：變速帶、多楔帶、橡膠傳動帶 www.fulong-drivingbelt.com 貝遞同步帶同步帶輪 各種規格同步帶同步帶輪等 傳動產品, ISO9001認證企業 www.chinabeidi.com 傳動裝置—杭州大和熱磁 為全球的廣大客戶提供磁性流體真 空密封傳動裝置，真空設備全球供應 www.ferrotec.com.cn 【DOC】第五章 齒輪機構及其設計交錯軸, 蝸桿傳動機構. 交錯軸斜齒輪機構. 雙曲柱面摩擦輪機構. 半交叉帶（或繩、線） ... 一般情況下，傳動裝置均為減速傳動。在摩擦傳動中，V帶傳動可達到的傳動比 ... http://jpk009.tgc.e.cn/images/013.doc- 網頁快照- 類似網頁里特機械公司訴中華人民共和國國家知識產權局專利復審委員會專利- 法律 ...《機械設計手冊》中公開了交叉皮帶，但是公開的是平型帶傳動形式，不是本專利所述 ... 變速箱在精梳機中沒有使用過，無級變速也不是公知常識，對比文件1沒有減速裝置。 ... http://ask.lawtime.cn/wenshu/pjxzcpwsyishen/2005110315370...- 網頁快照- 類似網頁機械工程手冊:傳動設計卷4·5窄V帶、聯組窄V帶（有效寬度制）的尺寸規格及其設計特點 4·6帶輪 4·7V帶傳動 ... 7·4同步帶輪 7·5同步帶傳動設計中應注意的問題 8半交叉傳動、交叉傳動和角度傳動 ... http://www.bookschina.com/1213046.htm- 網頁快照- 類似網頁【PPT】第三篇 機械傳動確定傳動裝置的總傳動比及分配. ◎運動及動力參數的計算. ◎減速器箱體設計與附件設計 ... 准確，一般應先設計減速器外的傳動零件，如普通V帶傳動和開式齒輪傳動等。 ... http://61.139.105.132/jxsj/course/ppt/ch15.ppt- 網頁快照- 類似網頁【DOC】機械設計習題集11－22 同一V帶和傳動，若主動輪轉速不變，用於減速（小帶輪主動）比用於增速（大帶輪 .... 11－54 設計一破碎機裝置用的V帶傳動。已知電動機型號Y132M2—6，電動機額定 ... http://jpkc.ecust.e.cn/jxsj/datum/11.doc- 網頁快照- 類似網頁網上書店2 滾子鏈傳動設計 3 齒形鏈 4 鏈傳動的潤滑 第14章 帶傳動 1 V帶傳動 2 聯組窄V帶傳動及其設計特點 3 同步帶傳動 光碟G1 平帶傳動G2 多楔帶傳動G3 塔輪傳動G4 半交叉 ... http://www.gdmes.com/webbook/book_info.asp?proct_id=461- 網頁快照- 類似網頁【DOC】〖JZ(〗〖HT3SS〗學年度第學期期末考題(1)*ァ糎T〗〖CDS28〗*3．V帶傳動. C.屬交錯軸傳動，傳動效率低，設計時需進行熱平衡計算。 ... 對於一台長期運轉的帶式運輸機傳動裝置，，試從結構、效率和過載保護等方面，分析一下傳動 ... http://ocw.gliet.e.cn/dept1/machinery/test1/%E6%9C%BA%E...- 網頁快照- 類似網頁【PPT】第8章 帶傳動第8章 帶傳動. 概述. 帶傳動的張緊裝置. 普通V 帶傳動的設計 ... 帶傳動的類型（按傳動方式分）. 開口傳動. 交叉傳動. 半交叉傳動. 多楔帶. ★問題： ... http://depart.hebust.e.cn/jpk/jpkjxlj/6kejian/kejian/kj...- 網頁快照- 類似網頁機械設計名詞術語_工程機電減速比rection ratio 減速齒輪、減速裝置rection gear 減速器speed recer ... 交叉帶傳動cross-belt drive 交錯軸斜齒輪crossed helical gears 膠合scoring ... http://e.3e.net/gc/E_11993_2.html- 網頁快照- 類似網頁機械綜合陳列櫃.機械原理.機械零件.減速器:上海碩博教學模型公司該設備是根據大中專院校、職業學校的教學大綱設計的多功能機械綜合陳列室是一 .... V型帶傳動：自動張緊裝置、滑道式定期張緊裝置、擺架式定期張緊裝置、張緊輪張緊 ... http://www.sbjxmx.com/nr/clg.htm- 網頁快照- 類似網頁

㈡ 傳動軸(機械裝置)詳細資料大全

傳動軸是一個高轉速、少支承的旋轉體，因此它的動平衡是至關重要的。一般傳動軸在出廠前都要進行動平衡試驗，並在平衡機上進行了調整。對前置引擎後輪驅動的車來說是把變速器的轉動傳到主減速器的軸，它可以是好幾節的，節與節之間可以由萬向節連線。

基本介紹

• 傳動軸組成 ：軸管、伸縮套和萬向節
• 傳動軸作用 ：使汽車產生驅動力
• 傳動特點 ：傳動效率要高，使用壽命長
• 伸縮套作用 ：將花鍵套與凸緣叉焊接在一起

作用,用途,結構,萬向節,伸縮套,軸套,類型,按彈性分,按角速率分,動力性,使用保養,故障維修,磨損問題,平衡問題,

作用

傳動軸是汽車傳動系中傳遞動力的重要部件，它的作用是與變速箱、驅動橋一起將發動機的動力傳遞給車輪，使汽車產生驅動力。 傳動軸

用途

專用汽車傳動軸主要用在油罐車，加油車，灑水車，吸污車，吸糞車，消防車，高壓清洗車，道路清障車，高空作業車，垃圾車等車型上。

結構

傳動軸是由軸管、伸縮套和萬向節組成。伸縮套能自動調節變速器與驅動橋之間距離的變化。萬向節是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，並實現兩軸的等角速傳動。

萬向節

萬向節是汽車傳動軸上的關鍵部件。汽車是一個運動的物體。在後驅動汽車上，發動機、離合器與變速器作為一個整體安裝在車架上，而驅動橋通過彈性懸掛與車架連線，兩者之間有一個距離，需要進行連線。汽車運行中路面不平產生跳動。 一般萬向節由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。萬向節是汽車傳動軸上的關鍵部件。在前置發動機後輪驅動的車輛上，萬向節傳動軸安裝在變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間；而前置發動機前輪驅動的車輛省略了傳動軸，萬向節安裝在既負責驅動又負責轉向的前橋半軸與車輪之間。車輛在運行中路面不平產生跳動，負荷變化或者兩個總成安裝位置差異，都會使得變速器輸出軸與驅動橋主減速器輸入軸之間的夾角和距離發生變化，因此要用一個「以變應變」的裝置來解決這一個問題，因此就有了萬向節。 在發動機前置後輪驅動（或全輪驅動）的汽車上，由於汽車在運動過程中懸架變形，驅動軸主減速器輸入軸與變速器（或分動箱）輸出軸間經常有相對運動，此外，為有效避開某些機構或裝置（無法實現直線傳遞），必須有一種裝置來實現動力的正常傳遞，於是就出現了萬向節傳動。萬向節傳動必須具備以下特點：a 、保證所連線兩軸的相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力；b 、保證所連線兩軸能均勻運轉。由於萬向節夾角而產生的附載入荷、振動和雜訊應在允許范圍內；c 、傳動效率要高，使用壽命長，結構簡單，製造方便，維修容易。 對汽車而言，由於一個十字軸萬向節的輸 出軸相對於輸入軸（有一定的夾角）是不等速旋轉的，為此必須採用雙萬向節（或多萬向節）傳動，並把同傳動軸相連的兩個萬向節叉布置在同一平面，且使兩萬向節的夾角相等。這一點是十分重要的。在設計時應盡量減小萬向節的夾角。

伸縮套

傳統結構的傳動軸伸縮套是將花鍵套與凸緣叉焊接在一起，將花鍵軸焊在傳動軸管上。新型的的傳動軸一改傳統結構，將花鍵套與傳動軸管焊接成一體，將花鍵軸與凸緣叉製成一體。並將矩形齒花鍵改成大壓力角漸開線短齒花鍵，這樣既增加了強度又便於擠壓成形，適應大轉矩工況的需要。在伸縮套管和花鍵軸的牙齒表面，整體塗浸了一層尼龍材料，不僅增加了耐磨性和自潤滑性，而且減少了沖擊負荷對傳動軸的損害，提高了緩沖能力。 傳動軸 此種傳動軸在凸緣花鍵軸外增加了一個管形密封保護套，在該保護套端部設定了兩道聚氨酯橡膠油封，使伸縮套內形成廠一個完全密封的空間，使伸縮花鍵軸不受外界沙塵的侵蝕，不僅防塵而且防銹。因此在裝配時在花鍵軸與套內一次性塗抹潤滑脂，就完全可以滿足使用要求，不需要裝油嘴潤滑，減少了保養內容。

軸套

是為了減少軸運動時的摩擦與磨損而設計出來的，基本用途與軸承無異，而且相對成本較便宜，但摩擦阻力較大，所以只會使用於部份部件上。軸套大多都以銅製成，但亦有塑膠制的軸套。軸套多被放置於軸與承托結構中，而且非常緊貼承托結構，只有軸能在軸套上轉動。在裝配軸與軸套時，兩者間會加入潤滑劑以減少其轉動時產生的摩擦力。

類型

按彈性分

傳動軸按其重要部件--萬向節的不同，可有不同的分類。如果按萬向節在扭轉的方向是否有明顯的彈性可分為剛性萬向節傳動軸和撓性萬向節傳動軸。 1. 剛性萬向節 ：靠零件的鉸鏈式聯接傳遞動力的。 2.撓行萬向節： 靠彈性零件傳遞動力，並具有緩沖減振作用。

按角速率分

剛性萬向節又可分為不等速萬向節（如十字軸式萬向節）、准等速萬向節（如雙聯式萬向節、三銷軸式萬向節）和等速萬向節（如球籠式萬向節、球叉式萬向節）。等速與不等速，是指從動軸在隨著主動軸轉動時，兩者的轉動角速率是否相等而言的，當然，主動軸和從動軸的平均轉速是相等的。 1. 等速萬向節： 主、從動軸的角速度在兩軸之間的夾角變動時仍然相等的萬向節，稱為等速萬向節或等角速萬向節。它們主要用於轉向驅動橋、斷開式驅動橋等的車輪傳動裝置中，主要用於轎車中的動力傳遞。 2 . 不等速萬向節： 主、從動軸的角速度在兩軸之間的夾角變動時不相等的萬向節，稱為不等速萬向節，也叫做十字軸式萬向節。十字軸式剛性萬向節傳動軸在汽車傳動系中用得最廣泛，歷史也最悠久。當轎車為後輪驅動時，常採用十字軸式萬向節傳動軸，對部分高檔轎車，也有採用等速球頭的；當轎車為前輪驅動時，則常採用等速萬向節——等速萬向節也是一種傳動軸，只是稱謂不同而已。平時所說的傳動軸一般指的就是十字軸式剛性萬向節傳動軸。十字軸式剛性萬向節主要用於傳遞角度的變化，一般由突緣叉、十字軸帶滾針軸承總成、萬向節叉或滑動叉、中間連線叉或花鍵軸叉、滾針軸承的軸向固定件等組成。突緣叉是一個帶法蘭的叉形零件，一般採用中碳鋼或中碳合金鋼的鍛造件，也有採用球墨鑄鐵的砂型鑄造件和中碳鋼或中碳優質合金鋼的精密鑄造件。突緣叉一般帶一個平法蘭，也有帶一個端面梯形齒法蘭的。十字軸帶滾針軸承總成一般包括四個滾針軸承、一個十字軸、一個滑脂嘴。滾針軸承一般由若干個滾針、一個軸承碗、一個多刃口橡膠油封（部分帶骨架）組成。在某些滾針軸承中，還有一個帶油槽的圓形墊片，有尼龍的，也有採用銅片或其他材料的，主要用於減小萬向節軸向間隙，提高傳動軸動平衡品質。萬向節叉是一個叉形零件，一般採用中碳鋼或中碳合金鋼的鍛造件，也有採用中碳鋼的精密鑄造件。滾針軸承的軸向固定件一般是孔（或軸）用彈性擋圈（內外卡式），或軸承壓板、鎖片、螺栓等。

動力性

我們在進行汽車交易的過程中，必須要進行路試，然而，在路試的過程中必須要考慮到車輛的動力性，那麼，什麼是汽車的動力性呢？ 汽車的動力性就是指汽車在良好的路面上進行直線行駛的過程，可以由縱向的外力來進行決定相應的行駛性能，是能夠達到平均行駛速度的要求。我們從這個定義當中就可以看出，對於道路來說，必須要是良好的路面，水平或是坡路都可以，運動方式可以採取直線行駛的過程，對於外力因素來說，可以由縱向的外力來決定運動的基礎，使其能夠達到一定的能力。對於運動能力來說，主要有三個方面的指標，比如汽車的最大車速，加速時間，以及最大爬坡度。在良好的水平路面上進行行駛的車輛，如果能夠達到最大的行駛速度，我們就叫最大車速。對於加速時間來說，通常是在原地起步的加速時間，以及超車加速的時間，這個時間表明了汽車的加速能力。「t」表示原地起步的時間，一般都是一檔或是二檔進行起步，逐漸進行換檔位處理，如果行駛到一定的預定距離時，車速所需要的時間。就是原地起步的時間。超車的加速時間也可以用「t」來進行表示，最大的次高檔位的一些車，其車速在30或是4左右，全力加速要在一些高速路上所用的時間表示。

使用保養

為了確保傳動軸的正常工作，延長其使用壽命，在使用中應注意：1．嚴禁汽車用高速檔起步。2．嚴禁猛抬離合器踏板。3．嚴禁汽車超載、超速行駛。4．應經常檢查傳動軸工作狀況。5．應經常檢查傳動軸吊架緊固情況，支承橡膠是否損壞，傳動軸各連線部位是否松曠，傳動軸是否變形。6．為了保證傳動軸的動平衡，應經常注意平衡焊片是否脫焊。新傳動軸組件是配套提供的，在新傳動軸裝車時應注意伸縮套的裝配標記，應保證凸緣叉在一個平面內。在維修拆卸傳動軸時，應在伸縮套與凸緣軸上列印裝配標記，以備重新裝配時保持原裝配關系不變。7．應經常為萬向節十字軸承加註潤滑脂，夏季應注入3號鋰基潤滑脂，冬季注入2號鋰基潤滑脂。 傳動軸

故障維修

磨損問題

傳動軸機件的損壞、磨損、變形以及失去動平衡，都會造成汽車在行駛中產生異響和振動，嚴重時會導致相關部件的損壞。汽車行駛中，在起步或急加速時發出「格登」的聲響，而且明顯表現出機件松曠的感覺，如果不是驅動橋傳動齒輪松曠則顯然是傳動軸機件松曠。松曠的部位不外乎是萬向節十字軸承或鋼碗與凸緣叉，伸縮套的花鍵軸與花鍵套。一般來講，十字軸軸徑與軸承曠量不應超過0.13mm,伸縮花鍵軸與花鍵套嚙合間隙不應大於0.3mm。超過使用極限應當修復或更換。 汽車行駛中若底盤發生「嗡嗡」聲，而且運行速度越高，聲音越大。這一般是由於萬向節十字軸與軸承磨損松曠、傳動軸中間軸承磨損、中間橡膠支承損壞或吊架松動，或是由於吊架固定的位置不對所致。 1） 傳統方法國內針對傳動軸磨損一般採用的是補焊、鑲軸套、打麻點等方法，但當軸的材質為45號鋼（調質處理）時，如果僅採用堆焊處理，則會產生焊接內應力，在重載荷或高速運轉的情況下，可能在軸肩處出現裂紋乃至斷裂的現象，如果採用去應力退火，則難於操作，且加工周期長，檢修費用高；當軸的材質為HT200時，採用鑄鐵焊也不理想。一些維修技術較高的企業會採用電刷鍍、雷射焊、微弧焊甚至冷焊等，這些維修技術往往需要較高的要求及高昂的費用。 2） 最新維修方法對於以上修復技術，在歐美日韓企業已不太常見，已開發國家一般採用的是高分子復合材料技術和納米技術，高分子技術可以現場操作有效提升了維修效率，且降低了維修費用和維修強度，其中套用最為廣泛的是美嘉華技術體系。相比傳統技術，高分子復合材料既具有金屬所要求的強度和硬度，又具有金屬所不具備的退讓性（變數關系），通過「模具修復」、「部件對應關系」、「機械加工」等工藝，可以最大限度確保修復部位和配合部件的尺寸配合；同時，利用復合材料本身所具有的抗壓、抗彎曲、延展率等綜合優勢，可以有效地吸收外力的沖擊，極大化解和抵消軸承對軸的徑向沖擊力，並避免了間隙出現的可能性，也就避免了設備因間隙增大而造成的二次磨損。

平衡問題

症狀診斷： 6×4汽車在重負荷時，特別在行駛顛簸中偶爾發出敲擊聲，應注意檢查中後橋平衡軸是否變位而與傳動軸發生干涉。汽車運行中若隨著車速的增高而雜訊增大，並且伴隨有抖動，這一般是由於傳動軸失去平衡所致。這種振動在駕駛室內感覺最為明顯。傳動軸動平衡的不平衡量應小於100 g. cm.傳動軸動平衡失效嚴重會導致相關部件的損壞。最常見的是離合器殼裂紋和中間橡膠支承的疲勞損壞。 解決方法： 將車前輪用墊木塞緊，用千斤頂起車一側的中、後驅動橋；將發動機發動，掛上高速檔，觀查傳動軸擺振情況。觀查中注意轉速下降時，若擺振明顯增大，說明傳動軸彎曲或凸緣歪斜。 傳動軸彎曲都是軸管彎曲，大部分是由於汽車超載造成的。運煤車輛由於超載、超掛，傳動軸彎曲、斷裂的故障發生較多。如有的車再加上掛車拉運60多噸煤炭，傳動軸由於超載、超掛損壞嚴重。盡管加固了傳動軸中間支承，又加強了凸緣叉的強度，但仍出現斷裂損壞的故障。 更換傳動軸部件，校直後，應進行平衡檢查，不平衡量應合乎標准要求。萬向節叉及傳動軸吊架的技術狀況也應做詳細的檢查，如因安裝不合要求，十字軸及滾柱損壞引起松曠、振動，也會使傳動軸失去平衡。

㈢ 1）試總結歸納機械傳動系統設計的一般方法和步驟。 （2）說明傳動系統方案是如何確定的，有何特點

第一部分為電動機選擇及傳動系統總的傳動比分配;主要確定電動機類型和結構形式、工作機主動軸功率、電動輸出功率及傳動系統總的傳動比分配。第二部分為傳動裝置的運動和動力參數計算,主要確定各軸轉速、各軸的輸入功率、及各軸轉矩。第三部分為有關錐齒輪的計算,選擇齒輪、材料、精度、等級、確定齒輪齒數、轉矩、載荷系數、輪寬系數及齒根彎曲疲勞強度校核。第四部分為帶輪的設計包括帶輪類型的選擇、帶輪尺寸參數的確定。第五部分為聯軸器類型的選擇及聯軸器尺寸（型號）的確定 。
該變速器主要由齒輪、軸、軸承、箱體等組成。為方便減速器的製造、裝配及使用 ，還在減速器上設置一系列附件，如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。在原動機於變速器間採用是機械設備中應用較多的傳動裝置帶傳動，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、從動輪間運動和動力的傳遞,具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。
設計者以嚴謹務實的認真態度進行了此次設計，但由於知識水平與實際經驗有限。在設計中難免會出現一些錯誤、缺點和疏漏，誠請位評審老師能給於批評和指正。
摘 要
這次畢業設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零部件。
這次畢業設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。
在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法
和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案

㈣ 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學

㈤ 二級減速器課程設計 cad裝配圖 零件圖

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㈥ 求 齒輪減速器傳動設計說明書裝配圖，零件圖 做課程設計，滿意答復追加50分。

單級斜齒圓柱減速器設計說明書

院（系） 機械與汽車工程學院
專 業
班 級
學 號
姓 名

專業教研室、研究所負責人
指導教師
年 月 日
XXXXXXX 大 學
課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書

茲發給 車輛工程 班學生 課程設計（論文）任務書，內容如下：
1． 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱減速器
2． 應完成的項目：
（1） 減速器的總裝配圖一張(A1)
（2） 齒輪零件圖 一張(A3)
（3） 軸零件圖一張(A3)
（4） 設計說明書一份
3． 本設計（論文）任務書於2008 年 月 日發出，應於2008 年 月 日前完成，然後進行答辯。
專業教研室、研究所負責人 審核 年 月 日
指導教師 簽發 年 月 日

程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：
課程設計（論文）答辯負責人簽字：
年 月 日

目 錄

一． 傳動方案的確定―――――――――――――――5
二． 原始數據――――――――――――――――――5
三． 確定電動機的型號――――――――――――――5
四． 確定傳動裝置的總傳動比及分配――――――――6
五． 傳動零件的設計計算―――――――――――――7
六． 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計――――――13
七． 軸的設計――――――――――――――――――14
八． 滾動軸承的選擇和計算――――――――――――19
九． 鍵聯接的選擇和強度校核―――――――――――22
十． 聯軸器的選擇和計算―――――――――――――22
十一． 減速器的潤滑―――――――――――――――22
十二． 參考文獻―――――――――――――――――2計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定二、原始數據：
帶拉力：F=5700N, 帶速度：v=2.28m/s, 滾筒直徑：D=455mm
運輸帶的效率： 工作時載荷有輕微沖擊；室內工作，水份和灰份為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差 4％，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制；軸承使用壽命不小於15000小時。

三、電動機選擇
(1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相非同步電動機
(2) 選擇電動機功率：:
運輸機主軸上所需要的功率：
傳動裝置的總效率：
， ， ， ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），圓錐滾子軸承（滾子軸承一對），聯軸器（剛性聯軸器），運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3，
取：
所以：
電動機所需功率: ，
查《課程設計》表16-1 取電動機Y200L1-6的額定功率
（3）選擇電動機的轉速
取V帶傳動比范圍(表2-2) ≤2～4；單級齒輪減速器傳動比 ＝3～6
滾筒的轉速：
電動機的合理同步轉速：
查表16-1得電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）
電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速nm
(r/min) 堵載轉矩
額定轉矩 最大轉矩
額定轉矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0
查表16-2得電動機得安裝及有關尺寸
中心高
H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵公稱尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×
五、計算總傳動比及分配各級的傳動比
傳動裝置得總傳動比 ：
取V帶傳動比： ；單級圓柱齒輪減速器傳動比：
(1) 計算各軸得輸入功率
電動機軸：
軸Ⅰ（減速器高速軸）:
軸Ⅱ（減速器低速軸）:
(2) 計算各軸得轉速
電動機軸:
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
（3）計算各軸得轉矩
電動機軸
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
上述數據製表如下：
參數
軸名 輸入功率
（ ）
轉速
（ ）
輸入轉矩
（ ）
傳動比
效率
電動機軸 15.136 970 182.14 1.6893 0.95
軸Ⅰ（減速器高速軸） 14.379 574.20 239.15 6 0.97
軸Ⅱ（減速器低速軸） 13.669 95.70 1364.07
五、傳動零件的設計計算
1. 普通V帶傳動得設計計算
① 確定計算功率
則： ，式中，工作情況系數取 ＝1.3
② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇SPA型窄V帶。
③ 確定帶輪的基準直徑
取小帶輪直徑: ，
大帶輪直徑 :
根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑
④ 驗證帶速:
在 之間。故帶的速度合適。
⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距
初選傳動中心距范圍為： ，初定
V帶的基準長度：

查《機械設計》表2.3，選取帶的基準直徑長度
實際中心距：
⑥ 驗算主動輪的最小包角
故主動輪上的包角合適。
⑦ 計算V帶的根數z
,由 ， ，
查《機械設計》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得額定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得
， 取 根。
⑧ 計算V帶的合適初拉力
查《機械設計》表2.2，取
得
⑨ 計算作用在軸上的載荷 :

⑩ 帶輪的結構設計 （單位）mm
帶輪
尺寸
小帶輪
槽型 C
基準寬度
11
基準線上槽深
2.75
基準線下槽深
11.0
槽間距
15.0 0.3

槽邊距
9
輪緣厚
10
外徑
內徑
40
帶輪寬度
帶輪結構 腹板式
V帶輪採用鑄鐵HT150或HT200製造，其允許的最大圓周速度為25m/s.
2. 齒輪傳動設計計算
（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）；
② 選擇齒輪材料：由課本附表1.1選大、小齒輪的材料均為45鋼，並經調質後表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45；
③ 選取齒輪為7級的精度（GB 10095－88）；
④ 初選螺旋角
⑤ 選 小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
A. 確定公式內各個計算數值
① 試選載荷系數Kt=1.5
② 小齒輪傳遞的轉矩：
③ 由《機械設計》表12.5得齒寬系數 （對硬齒面齒輪， 取值偏下極限）
④ 由《機械設計》表12.4彈性影響系數
⑤ 節點區域系數
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度

＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (圖12.6)
⑧ 應力循環次數
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108
⑨ 接觸疲勞壽命系數 根據圖12.4
⑩ 接觸疲勞許用應力 取
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa
因為 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B. 計算
① 試算小齒輪分度圓

② 計算圓周速度： =
③ 計算齒寬： = 1 57.24 = 57.24 mm
④ 齒寬與齒高之比：
/(2.25 )
⑤ 計算載荷系數K
根據v=2.28m/s，7級精度，由附圖12.1查得動載系數 =1.07
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25
參考課本附表12.3中6級精度公式，估計 <1.34,對稱
1.313取 =1.313
由附圖12.2查得徑向載荷分布系數 =1.26
載荷系數
⑥ 按實際的載荷系數修正分度圓直徑
＝
⑦ 計算模數

3、按齒根彎曲疲勞強度設計

A. 確定公式中的各參數
① 載荷系數K：
則
② 齒形系數 和應力校正系數
當量齒數 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453

③ 螺旋角影響系數
軸面重合度 ＝ ＝0.9385
取 ＝1得 =0.9374
④ 許用彎曲應力

查課本附圖6.5得 ，取 =1.4，則
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa
⑤ 確定
=2.73 1.57/307=0.01396
=2.17 1.80/314=0.01244
以 代入公式計算
B. 計算模數mn

比較兩種強度計算結果，確定

4、幾何尺寸的計算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm
取中心距
② 修正螺旋角：

③ 分度圓直徑：

④ 齒寬 ，取B2=65 mm，B1=70 mm
⑤ 齒輪傳動的幾何尺寸，製表如下：(詳細見零件圖)
名稱 代號 計算公式 結果
小齒輪 大齒輪
中心距

223 mm
傳動比

6
法面模數
設計和校核得出 3
端面模數

3.034
法面壓力角
螺旋角
一般為
齒頂高
3mm
齒根高
3.75mm
全齒高
6.75mm
頂隙 c
0.75mm
齒數 Z
21 126
分度圓直徑
64.188mm 382.262 mm
齒頂圓直徑
70.188 mm 388.262mm
齒根圓直徑
57.188 mm 375.262 mm
齒輪寬 b
70mm 65mm
螺旋角方向
左旋 右旋
六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計
查《設計基礎》表3-1經驗公式，及結果列於下表。
名稱 代號 尺寸計算 結果(mm)
底座壁厚
8
箱蓋壁厚

8
底座上部凸圓厚度

12
箱蓋凸圓厚度

12
底座下部凸圓厚度

20
底座加強筋厚度 e
8
底蓋加強筋厚度

7
地腳螺栓直徑 d 或表3.4
16
地腳螺栓數目 n 表3--4 6
軸承座聯接螺栓直徑
0.75d 12
箱座與箱蓋聯接螺栓直徑
(0.5—0.6)d 8
軸承蓋固定螺釘直徑
(0.4—0.5)d 8
視孔蓋固定螺釘直徑
(0.3—0.4)d 5
軸承蓋螺釘分布圓直徑

155/140
軸承座凸緣端面直徑

185/170
螺栓孔凸緣的配置尺寸
表3--2 22，18，30
地腳螺栓孔凸緣配置尺寸
表3--3 25，23，45
箱體內壁與齒輪距離

12
箱體內壁與齒輪端面距離

10
底座深度 H
244
外箱壁至軸承端面距離

45

七、軸的設計計算
1. 高速軸的設計
① 選擇軸的材料：選取45號鋼，調質，HBS＝230
② 初步估算軸的最小直徑
根據教材公式，取 =110，則: =32.182mm

因為與V帶聯接處有一鍵槽,所以直徑應增大5%
③ 軸的結構設計:
考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為:
兩軸承支點間的距離： ，
式中： ―――――小齒輪齒寬，
―――――― 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，
――――――― 箱體內壁與軸承端面的距離，
――――― 軸承寬度，選取30310圓錐滾子軸承，查表13-1，得到
得到：
帶輪對稱線到軸承支點的距離
式中： ------------軸承蓋高度，
t ――――軸承蓋的凸緣厚度， ,故，
―――――螺栓頭端面至帶輪端面的距離，
―――――軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得 mm
――――帶輪寬度，
得到：
2.按彎扭合成應力校核軸的強度。
①計算作用在軸上的力
小齒輪受力分析
圓周力：
徑向力：
軸向力：
②計算支反力
水平面：
垂直面：

所以:

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 （見P22頁） T1=239.15Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 ，
則：
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
⑥ 軸的結構圖見零件圖所示

2.低速軸的設計

(1).選擇軸的材料:選擇45號鋼,調質,HBS=230
(2). 初步估算軸的最小直徑:取A=110,
兩個鍵，所以 mm
考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取裝聯軸器處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為: 選30214 軸承 T=26.25

(3).軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸:考慮

---螺栓頭端面至帶輪端面的距離,
k ----軸承蓋M12螺栓頭的高度,查表可得k=7.5mm ，選用6個
L---軸聯軸器長度,L=125mm
得到:

(4).按彎曲合成應力校核軸的強度

①計算作用的軸上的力
齒輪受力分析:圓周力: N
徑向力:
軸向力:
③ 計算支反力:
水平面:
垂直面: ，

，

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 T2=1364.07Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 , 則:

⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，C剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
（5）軸的結構圖見零件圖所示：

八、滾動軸承的選擇和計算
1.高速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

① 選取的軸承：型號為30310圓錐滾子軸承（每根軸上安裝一對）
②軸承A的徑向載荷
軸承B的徑向載荷：

對於30310型圓錐滾子軸承，其內部派生軸向力

所以軸承A被「放鬆」，而軸承B被「壓緊」，則

計算當量動載荷

對於軸承1
對於軸承2 (根據《機械設計》表9.1)
軸向載荷：

因為 ,按照軸承 A驗算壽命

（由表13-1可查C=122kN）
故滿足壽命要求

2. 低速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

①選取的軸承：型號為30214圓錐滾子軸承

㈦ 帶式輸送機傳動裝置

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㈧ 液力傳動的液力傳動裝置

液力傳動裝置是以液體為工作介質以液體的動能來實現能量傳遞的裝置，常見的有液力耦合器、液力變矩器和液力機械元件。
目前，液力傳動元件主要有液力元件和液力機械兩大類。液力元件有液力耦合器和液力變矩器；液力機械裝置是液力傳動裝置與機械傳動裝置組合而成的，因此，它既具有液力傳動變矩性能好的特點，又具有機械傳動效率高的特徵。
液力傳動裝置主要由三個關鍵部件組成，即泵輪、渦輪、導輪。
泵輪：能量輸入部件，它能接受原動機傳來的機械能並將其轉換為液體的動能；
渦輪：能量輸出部分，它將液體的動能轉換為機械能而輸出；
導輪：液體導流部件，它對流動的液體導向，使其根據一定的要求，按照一定的方向沖擊泵輪的葉片。 下圖a是液力變矩器的實物模型圖，圖b是其結構原理簡圖。它主要由泵輪、渦輪、導輪等構成。泵輪、渦輪分別與主動軸、從動軸連接，導輪則與殼體固定在一起不能轉動。當液力變矩器工作時，因導輪D對液體的作用，而使液力變矩器輸入力矩與輸出力矩不相等。當傳動比小時，輸出力矩大，輸出轉速低；反之，輸出力矩小而轉速高。它可以隨著負載的變化自動增大或減小輸出力矩與轉速。因此，液力變矩器是一個無級力矩變換器。
下面以目前廣泛使用的三元件綜合式液力變矩器來具體說明其工作原理。
如圖4所示，泵輪與變矩器外殼連為一體，是主動元件；渦輪通過花鍵與輸出軸相連，是從動元件；導輪置於泵輪和渦輪之間，通過單向離合器及導輪軸套固定在變速器外殼上。
發動機啟動後，曲軸通過飛輪帶動泵輪旋轉，因旋轉產生的離心力使泵輪葉片間的工作液沿葉片從內緣向外緣甩出；這部分工作液既具有隨泵輪一起轉動的園周向的分速度，又有沖向渦輪的軸向分速度。這些工作液沖擊渦輪葉片，推動渦輪與泵輪同方向轉動。
從渦輪流出工作液的速度可以看為工作液相對於渦輪葉片表面流出的切向速度與隨渦輪一起轉動的圓周速度的合成。當渦輪轉速比較小時，從渦輪流出的工作液是向後的，工作液沖擊導輪葉片的前面。因為導輪被單向離合器限定不能向後轉動，所以導輪葉片將向後流動的工作液導向向前推動泵輪葉片，促進泵輪旋轉，從而使作用於渦輪的轉矩增大。
隨著渦輪轉速的增加，圓周速度變大，當切向速度與圓周速度的合速度開始指向導輪葉片的背面時，變矩器到達臨界點。當渦輪轉速進一步增加時，工作液將沖擊導輪葉片的背面。因為單向離合器允許導輪與泵輪一同向前旋轉，所以在工作液的帶動下，導輪沿泵輪轉動方向自由旋轉，工作液順利地迴流到泵輪。當從渦輪流出的工作液正好與導輪葉片出口方向一致時，變矩器不產生增扭作用（這時液力變矩器的工況稱為液力偶合工況）。
液力耦合器其實是一種非剛性聯軸器，液力變矩器實質上是一種力矩變換器。它們所傳遞的功率大小與輸入軸轉速的3次方、與葉輪尺寸的5次方成正比。傳動效率在額定工況附近較高：耦合器約為96～98.5%，變矩器約為85～92%。偏離額定工況時效率有較大的下降。根據使用場合的要求，液力傳動可以是單獨使用的液力變矩器或液力耦合器;也可以與齒輪變速器聯合使用,或與具有功率分流的行星齒輪差速器（見行星齒輪傳動）聯合使用。與行星齒輪差速器聯合組成的常稱為液力-機械傳動。
液力傳動裝置的整體性能跟它與原動機的匹配情況有關。若匹配不當便不能獲得良好的傳動性能。因此，應對總體動力性能和經濟性能進行分析計算，在此基礎上設計整個液力傳動裝置。為了構成一個完整的液力傳動裝置，還需要配備相應的供油、冷卻和操作控制系統。