Ⅰ 試設計帶式輸送機減速器的高速級斜齒輪傳動。。已知傳送功率40kw，小齒輪傳送N1＝970r/min
1，設計的原始參數如下：
輸出轉矩T2 =126 N
輸出軸轉速 n2=285 r/min
減速器速比 i = 2.8
2，工作條件及要求
1）帶式輸送機運送碎粒物料。工作時載荷有輕微沖擊
2)輸送機連續單向運轉
3）輸送帶用於速度誤差不超過4%
4）輸送帶鼓輪傳動效率為0.97
5）使用期10年，單班制工作，每年255個工作日
Ⅱ 設計用於帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器輸送帶工作拉力1100,傳送帶速度1.5m/s,捲筒直徑250mm
一級直齒圓柱齒輪減速器傳動裝置分析設計
一、 課程設計的目的
1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去
分析和解決機械設計問題，並使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發展。
2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。
3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標准和規范。
二、 已知條件
1、展開式一級圓柱斜齒輪減速器產品。
3、動力來源：電壓為380V的三相交流電源。
4、原始數據 在任務書上。
5、使用期：10年，每年按365天計。
三、 工作要求
1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；
2、零件工作圖二張（傳動零件、軸、等等）；
3、對傳動系統進行結構分析、運動分析並確定電動機型號、工作能力分析；
4、對傳動系統進行精度分析，合理確定並標注配合與公差；
5、設計說明書一份。
四、 結題項目
1、檢驗減速能否正常運轉。
2、每人一套設計零件草圖。
3、減速器裝配圖：A0；每人1張。
4、零件工作圖：A3；每人2張、齒輪和軸各1張。
5、課題說明書：每人1份。
五、 完成時間 共4周
參考資料
【1】、《機械設計》張策 主編 機械工業出版社出版；
【2】、《機械設計課程設計》 陸玉 主編 機械工業出版社出版；
【3】、《機械制圖》劉小年 主編 機械工業出版社出版；
【4】、《課程設計圖冊》編 高等教育出版社出版；
計 算 及 說 明 結 果
一、 減速器結構分析
分析傳動系統的工作情況
1、傳動系統的作用：
作用：介於機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，並協調二者的轉速和轉矩。
2、傳動方案的特點：
特點：結構簡單、效率高、容易製造、使用壽命長、維護方便。由於電動機、減速器與滾筒並列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現象。
3、電機和工作機的安裝位置：
電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；
工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
計 算 及 說 明 結 果
二、 傳動裝置的總體設計
（一）、選擇電動機
1、選擇電動機系列
按工作要求及工作條件，選用三相非同步電動機，封閉式扇式結構，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動機。
2、選電動機功率
（1）、傳動滾筒所需有效功率
（2）、傳動裝置總效率
（3）、所需電動機功率
3、確定電動機轉速
型 號 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
額定功率KW 15 15 15 15
電機滿載荷 轉速 轉/分 1460 970 730 293
滾筒轉速 轉/分 38.2 38.2 38.2 38.2
總傳動比 39.20 25.39 19.11 76.72
2 2 2 2
19.60 12.70 9.55 38.35
由此比較，應選Y160L－4，結構緊湊。由文獻[2]表2.10－2選取電動機的外形及安裝
尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，軸伸長E＝110㎜。
4、傳動比分配
（1）、兩級齒輪傳動比公式
（2）、減速器傳動比
5、運動條件及運動參數分析計算
計 算 及 說 明 結 果
（二）、定V帶型號和帶輪
1、工作情況系數
由文獻【1】由表11.5得
2、計算功率
3、選帶型號
由文獻【1】表11.15 選取B型
4、小帶輪直徑
由文獻【1】 表11.6 選取
5、大帶輪直徑
6、大帶輪轉速
7、驗算傳動比誤差
取B型
計 算 及 說 明 結 果
（1）、理論傳動比
（2）、實際傳動比
（3）、傳動比誤差 合適
（4）、驗算帶轉速 合適
8、計算帶長
（1）、求
（2）、求
（3）、初取中心距
（4）、帶長
（5）、基準長度
9、求中心距和包角
（1）、中心距
（2）、小帶輪包角
計 算 及 說 明 結 果
10、求帶根數
（1）、傳動比 由表11.8
由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10
（2）、帶根數
11、求軸上載荷
（1）、張緊力
（由表11.4 q=0.10kg/m）
（2）、軸上載荷
12、結構設計
小帶輪 ； 大帶輪
（三）、高速軸齒輪的設計與校核
1、選材 根據文獻【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調質處理
選大齒輪：45鋼，調質處理
2、初步計算
（1）、轉矩
（2）、尺寬系數 由文獻【1】表12.13，取
（3）、接觸疲勞極限 由文獻【1】圖12.17c
取z=5根
計 算 及 說 明 結 果
由文獻【1】由表12.16，取
（4）、確定中心距
3、配湊中心距
取 合適
（1）、核算
由文獻【1】表12.3取 ；
（2）、驗算
所以取
4、接觸強度校核
（1）、圓周速度V
（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度
（3）、使用系數 由表12.9知：
（4）、動載系數 由圖12.9知： =1.12
（5）、齒間載荷分配系數 由表12.10知，先求：
8級精度
=1.12
計 算 及 說 明 結 果
由上所得：
（6）、齒向載荷分布系數 由文獻【1】表12、11
(7)、載荷系數
（8）、彈性系數 由文獻【1】表12、12
（9）、節點區域系數 由文獻【1】圖12、16
（10）、重合度系數
（11）、螺旋角系數
（12）、接觸最小安全系數
（13）、總工作時間
（14）、應力循環次數
=1.708
=2.114
=3.822
=
=2.06
=1.48273
=3.989
=0.765
=0.988
計 算 及 說 明 結 果
（15）、接觸壽命系數 由文獻【1】圖12、18
（16）、許用接觸應力 及驗算
計算結果表明，接觸疲勞強度足夠
5、彎曲疲勞強度驗算
（1）、齒數系數
（2）、應力修正系數
（3）、重合度系數
（4）、螺旋角系數
（5）齒間載荷分配系數
=
=0.69
=0.897
計 算 及 說 明 結 果
（6）、齒向載荷分布系數
（7）、載荷系數
（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得
（9）、彎曲最小安全系數
（10）、應力循環系數
（11）、彎曲壽命系數
（12）、尺寸系數
（13）、許用彎曲應力
（14）、驗算
6、幾何尺寸計算
K=3.71
=367MPa
=350MPa
=154MPa
=149MPa
計 算 及 說 明 結 果
（四）、中間軸齒輪的設計與校核
1、選材 根據文獻【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調質處理
選大齒輪：45鋼，調質處理
2、初步計算
（1）、轉矩
（2）、尺寬系數 由文獻【1】表12.13，取
（3）、接觸疲勞極限 由文獻【1】圖12.17c
由文獻【1】由表12.16，取
（4）、確定中心距
3、配湊中心距
取 合適
（1）、核算
由文獻【1】表12.3取
計 算 及 說 明 結 果
（2）、驗算
所以取
4、接觸強度校核
（1）、圓周速度V
（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度
（3）、使用系數 由表12.9知：
（4）、動載系數 由圖12.9知： =1.10
（5）、齒間載荷分配系數 由表12.10知，先求：
（6）、齒向載荷分布系數 由文獻【1】表12、11
(7)、載荷系數
（8）、彈性系數 由文獻【1】表12、12
8級精度
=1.10
=1.4
=1.703
=2.00
=3.703
=
=1.51
=3.14
計 算 及 說 明 結 果
（9）、節點區域系數 由文獻【1】圖12、16
（10）、重合度系數
（11）、螺旋角系數
（12）、接觸最小安全系數
（13）、總工作時間
（14）、應力循環次數
（15）、接觸壽命系數 由文獻【1】圖12、18
（16）、許用接觸應力 及驗算
計算結果表明，接觸疲勞強度足夠
5、彎曲疲勞強度驗算
（1）、齒數系數
（2）、應力修正系數
=0.766
=0.989
=
計 算 及 說 明 結 果
（3）、重合度系數
（4）、螺旋角系數
（5）齒間載荷分配系數
（6）、齒向載荷分布系數
（7）、載荷系數
（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得
（9）、彎曲最小安全系數
（10）、應力循環系數
（11）、彎曲壽命系數
（12）、尺寸系數
（13）、許用彎曲應力
=0.694
=0.9
K=3.14
=367MPa
=350MPa
計 算 及 說 明 結 果
（14）、驗算
6、幾何尺寸計算
（五）、高速軸的設計與校核
1、選 材
C=102
2、初估直徑 軸上有單個鍵槽，軸徑應增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圓整取d=30㎜
3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下：
4、強度校核
（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附後）
（2）、齒輪上作用力
=171MPa
=165MPa
（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖
（4）、垂直面內的支反力 從上到下第四幅圖
（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖，最高點彎矩為：
（6）、求垂直彎矩並繪垂直彎矩圖 第五幅圖，從左往右的突出點彎矩分別為： 291020N•㎜
168177N•㎜，117150N•㎜
（7）、合成彎矩圖 第六幅圖 從左往右的突出點的彎矩分別為： 295772N•㎜，259900N•㎜
286544N•㎜
（8）、繪扭矩圖 第七幅圖
（9）、求當量彎矩
計 算 及 說 明 結 果
（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II
（六）、高速軸軸承校核
1、選軸承 根據文獻【1】附錄表18.1可得軸承的型號為：6208。其中軸承參數為：
D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN
（七）、中間軸的設計與強度校核
1、選 材
C=112
2、初估直徑 圓整d=50㎜
計 算 及 說 明 結 果
3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下：
4、強度校核
（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附後）
（2）、齒輪上作用力
（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖
（4）、垂直面內的支反力 從上到下第四幅圖
（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖；（如下所示）
（6）、求垂直彎矩並繪垂直彎矩圖 第五幅圖（如下所示）
（7）、合成彎矩圖 第六幅圖（如下所示）
（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （如下所示）
（9）、求當量彎矩
（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面A，危險截面B
計 算 及 說 明 結 果
（八）、中間軸軸承校核
1、選軸承 根據文獻【1】表18.1可得軸承的型號為：6310。D＝110mm
B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN
說明書在此如要圖，請回復留言！
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 江湖告急-機械設計課程設計 設計傳動裝置
僅供參考
一跡正、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滾或速有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 帶大州伍 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
Ⅳ 急！求高手幫忙！！ 設計運輸機的傳動裝置（含單級斜齒圓柱齒輪減速器） 詳見問題補充。
滾筒直徑多少？帶寬多少？
可以選用4KW，SEW的R系列三合一減速器。
Ⅵ 帶式輸送機傳動裝置設計
【傳動方案擬定】
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。
原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
【電動機的選擇】
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。
確定電動機的功率：
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
電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
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
Ⅶ 設計一帶式運輸機上用的蝸桿減速器。
------蝸桿減速器傳動（單級）
1.設計參數
傳動裝置簡圖如右圖所示。
(1) 帶式運輸回機數據
運輸帶工答作拉力F= 2200 N
運輸帶工作速度v= 1.0 m/s
運輸帶滾筒直徑D= 380 mm
(2)工作條件
兩班制工作，單向、連續運轉，工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。
(3)使用期限
工作期限為十年，檢修期間隔為三年。
(4)生產批量及加工條件
小批量生產。
2.設計任務（具體見基本要求）
1)選擇電動機型號；
2)設計減速器；
3)選擇聯軸器。
3.成果要求（具體見基本要求）
1)減速器裝配圖一張；
2)零件工作圖三張；
3)設計說明書一份。
我設計了一部分，不知道數據正不正確！請高手幫忙！
問題補充：減速器里就只有一個蝸輪蝸桿,外面一端連電動機,一端連傳送帶.圖不知道怎麼粘上來.
Ⅷ 液壓式制動傳動裝置
液壓制動傳動裝置類似於離合器液壓控制裝置。它以專用油為介質，將駕駛員施加在制動踏板上的踏板力放大後傳遞給車輪制動器，再將液壓轉化為制動蹄片開口的機械推力，使車輪制動器產生制動效果。它具有結構簡單、制動滯後時間短、無摩擦部件、制動穩定性好、對各種車輪制動器適應性強等優點，因此被廣泛應用於中小型汽車。
液壓傳動裝置的主要部件如下
1.制動主缸
主缸可以將制動踏板輸入的機械力轉化為液壓。大部分制動缸由鑄鐵或合金製成，其中一些與儲油室成一體，形成一個整體的主缸，另一些相互分離，然後通過油管連接，這是一個分離的主缸。分體式總泵的儲油室多採用透明塑料成型，部分配有防濺浮子或低液位報警燈開關。根據工作室的數量，主缸可以分為單室和雙腔。單線液壓制動傳動裝置採用單室主缸，現已淘汰。雙腔制動總泵應用廣泛。下面簡單介紹一下雙腔制動總泵。
1)結構組成
雙腔制動總泵一般是串聯的，如圖17.5所示。主要由主缸、前活塞及回位彈簧、前活塞彈簧座、前活塞杯、限位螺栓、後活塞及杯等組成。主缸體中的工作面精度高、光滑。缸體上有進油孔和補償孔，有兩個活塞。後活塞9為主活塞，右端凹槽與推桿之間有一定間隙。前活塞6位於氣缸中部，將主缸內腔分為前腔B和後腔A兩個工作腔，兩個工作腔分別與前後液壓管路連接，前腔B產生的液壓通過出油口11和管路與後輪制動器連接，後腔A產生的液壓通過出油口10和管路與前輪制動器連接。
2)工作條件
當踩下制動踏板時，推桿推動主活塞9向左移動，直到杯8蓋住補償孔，後腔A內的液壓上升，建立起一定的液壓。一方面，機油通過後機油出口流入前制動管路，另一方面，機油推動前活塞6向左移動。在後腔A中的液壓和彈簧的作用下，前活塞向左移動，前腔B中的壓力也隨之增加。油通過空腔內的出油口進入後制動管路，這樣兩條制動管路制動汽車車輪制動器。
當持續踩下制動踏板時，前腔B和後腔A中的液壓會繼續增大，從而加強前後輪制動器的制動。
當制動器松開時，活塞在彈簧的作用下復位，高壓油從制動管路流回制動總泵。如果活塞復位過快，工作室的容積會迅速增加，油壓會迅速下降。由於管路阻力的影響，制動管路中的油將無法充分迴流到工作腔，從而在工作腔內形成一定的真空度，這樣儲液腔內的油將通過進油口和活塞上的軸向孔將墊片和杯體推入工作腔內。當活塞完全復位時，補償孔打開，制動管路中迴流到工作室的多餘油通過I補償孔流回儲液室。
如果連接到前室B的制動管路損壞漏油，踩下制動踏板時，只有後室A能積聚一定的液壓，但前室B中沒有液壓，此時，在液壓壓差的作用下，前活塞6迅速被推向底部，直到接觸到油缸的頂部。前活塞被推到底部後，後室A的液壓可能會上升到制動所需的值。
如果連接到後室A的制動管路損壞漏油，當踩下制動踏板時，起初只有主活塞9向前移動，但前活塞6不能被推動，因此後室A中的液壓無法建立。然而，當主活塞的頂部接觸前活塞6時，推桿的力可以推動前活塞，從而可以在前室中建立液壓。
可以看出，在雙管路液壓系統中，當任何一條管路損壞漏油時，另一條仍能工作，只是增加了所需的管路。
上海 桑塔納 （ 查成交價 | 車型詳解 ）使用的制動總泵也是串聯雙腔制動總泵。主缸用兩個螺母連接在真空助力器前面，主缸上有兩個橡膠頭與儲液罐連接。制動液通過進油孔供應至前後工作室。主缸前後有兩個對稱的M10 X1 出油螺孔，相互成100度角，通過制動管路與四輪制動器的輪缸交叉布置連接。
當踏板松開時，活塞和推桿分別在回位彈簧的作用下回到初始位置。由於回程速度快，在制動管路中很容易生成 tru e空。因此，前活塞和後活塞的頭部有三個l.4毫米的小孔，相互間隔120度，制動液可以通過小孔流回兩個工作室，從而減少負壓。
為了保證主缸活塞完全回位，推桿與制動主缸活塞之間有一定的間隙，這種間隙體現在制動踏板的行程上，稱為制動踏板自由行程。
制動踏板的自由行程對制動效果和行車安全有很大影響。如果自由行程過大，制動踏板有效行程減小，制動過晚，導致制動不良或失效。如果自由行程過小或過小，剎車不能及時完全釋放，造成剎車拖滯，加速剎車磨損，影響動力傳遞效率，增加汽車油耗。
制動踏板的自由行程可以通過推桿的長度來調節。
2.制動輪缸
制動輪缸將來自主缸的液壓轉換成機械推力，以打開制動蹄。由於車輪制動器的結構不同，輪缸的數量和結構也不同，通常分為雙活塞制動輪缸和單活塞制動輪缸。
1)雙活塞制動輪缸
雙活塞制動輪缸的結構如圖17所示。6.缸體用螺栓固定在制動底板上。氣缸里有兩個塞子。具有相對切削刃的密封杯分別被彈簧壓靠在兩個活塞上，以保持杯之間的進油孔暢通。防護罩用於防止灰塵和濕氣進入氣缸。2)單活塞制動輪缸
單活塞制動輪缸的結構如圖17所示。7.頂塊壓在單活塞制動輪缸活塞外端凸台孔內的制動蹄上端。排氣閥安裝在缸體上方，用於排出氣體。為了減小軸向尺寸，安裝在活塞導向面上的橡膠圈用於密封液腔，進油間隙由活塞端面的凸台保持。
單活塞制動輪缸多用於單向助力平衡輪制動器，目前趨於淘汰。
單活塞制動輪缸的活塞直徑大於主缸的直徑，並且與前後軸上的實際負載分布成比例。這樣，作用在前制動器和後輪軸制動器上的制動力應該是踏板力和制動踏板杠桿與活塞直徑之比。3.制動管路
制動管路用於輸送和承受一定壓力的制動液。制動管路有兩種:金屬管和橡膠管。由於主缸和輪缸的相對位置經常變化，除了金屬管外，有些制動管有相對運動的截面，用高強度橡膠管連接。
4.制動液
要求制動液具有冰點低、高溫老化低、流動性好的特點。制動液對普通金屬和橡膠有腐蝕性，制動系統中所有與制動液接觸的零件都由耐腐蝕材料製成。因此，為了保證可靠的制動性能，在修理和更換相關零件時，必須使用原裝零件或認證零件。桑塔納用的制動液是D0T4。 @2019