一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器
1． 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2． 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。
3． 知條件：運輸帶捲筒轉速 ，
減速箱輸出軸功率 馬力，
二、 傳動裝置總體設計：
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：
三、 選擇電機
1. 計算電機所需功率 ： 查手冊第3頁表1-7：
－帶傳動效率：0.96
－每對軸承傳動效率：0.99
－圓柱齒輪的傳動效率：0.96
－聯軸器的傳動效率：0.993
—捲筒的傳動效率：0.96
說明：
－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：
2確定電機轉速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是：
符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：
方案 電動機型號 額定功率 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量 總傳動比
1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數如下：
額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB
4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
總傳動比：
分配傳動比：取 則
取 經計算
註： 為帶輪傳動比， 為高速級傳動比， 為低速級傳動比。
五 計算傳動裝置的運動和動力參數：
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸
——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
1. 各軸轉速：
2各軸輸入功率：
3各軸輸入轉矩：
運動和動力參數結果如下表：
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.67 36.5 960
1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68
3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
六 設計V帶和帶輪：
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本 表13-6得： 則
根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶，取 。
查課本第206頁表13-7取 。
為帶傳動的滑動率 。
②驗算帶速： 帶速在 范圍內，合適。
③取V帶基準長度 和中心距a：
初步選取中心距a： ，取 。
由課本第195頁式（13-2）得： 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距： 。
④驗算小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： 。
⑤求V帶根數Z：由課本第204頁式13-15得：
查課本第203頁表13-3由內插值法得 。
EF=0.1
=1.37+0.1=1.38
EF=0.08
查課本第202頁表13-2得 。
查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959
則
取 根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力 ：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：
作用在軸上壓力：
。
七 齒輪的設計：
1高速級大小齒輪的設計：
①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則 取
實際傳動比：
傳動比誤差： 。
齒寬： 取
高速級大齒輪： 高速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：
查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計：
①材料：低速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得： 。
查課本第165頁表11-4得： 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得： 。
故 。
③按齒面接觸強度設計：9級精度製造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數 ，取齒寬系數
計算中心距： 由課本第165頁式11-5得：
取 則 取
計算傳動比誤差： 合適
齒寬： 則取
低速級大齒輪：
低速級小齒輪：
④驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：
按最小齒寬 計算：
安全。
⑤齒輪的圓周速度：
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座厚度
10
箱蓋厚度
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯結螺栓直徑
M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=（0.5 0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4 0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3 0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7 0.8）
8
， ， 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +（5 10）
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋，箱座肋厚
9
8.5
軸承端蓋外徑
+（5 5.5）
120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離
120（1軸）
125（2軸）
150（3軸）
九 軸的設計：
1高速軸設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且 ，所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。
L3=B+ +2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承，取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。
裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：
查手冊51頁表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為：
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力：
求垂直面的支反力：
求垂直彎矩，並繪制垂直彎矩圖：
求水平面的支承力：
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖：
求F在支點產生的反力：
求並繪制F力產生的彎矩圖：
F在a處產生的彎矩：
求合成彎矩圖：
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。
求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑：
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：
因為 ，所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：
則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下：
5鍵的設計與校核:
根據 ，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由於 在 范圍內，故 軸段上採用鍵 ： ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為：
中間軸的設計：
①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②根據課本第230頁式14-2得：
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪，且 取 ，L2=128，因為要比齒輪孔長度少 。
段主要是定位高速級大齒輪，所以取 ，L3= =10。
裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取 ，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力：
N
徑向力：
求垂直面的支反力
計算垂直彎矩：
求水平面的支承力：
計算、繪制水平面彎矩圖：
求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：
求危險截面當量彎矩：
從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑：
n-n截面:
m-m截面:
由於 ，所以該軸是安全的。
軸承壽命校核：
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
則 ，軸承使用壽命在 年范圍內，因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下：
⑤鍵的設計與校核：
已知 參考教材表10-11，由於 所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件，鍵的校核為：
所以所選鍵為:
從動軸的設計：
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：
考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標准值，取
②為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值，因此取 。
③設計軸段 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取 ，採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ，考慮到擋油環軸向定位，故取
⑤設計另一端軸頸 ，取 ，軸承由擋油環定位，擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便，設計軸頭 ，取 ，查手冊9頁表1-16取 。
⑦設計軸環 及寬度b
使齒輪軸向定位，故取 取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).
因為 ,所以
軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短
其它各軸段長度由結構決定。
（4）．校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力：
徑向力：
求垂直面的支反力：
計算垂直彎矩：
.m
求水平面的支承力。
計算、繪制水平面彎矩圖。
求F在支點產生的反力
求F力產生的彎矩圖。
F在a處產生的彎矩：
求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況，把 與 直接相加。
求危險截面當量彎矩。
從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取摺合系數 ）
計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質，查課本225頁表14-1得 ，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ，則：
考慮到鍵槽的影響，取
因為 ，所以該軸是安全的。
（5）．軸承壽命校核。
軸承壽命可由式 進行校核，由於軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 ，查課本259頁表16-9，10取 取
按最不利考慮，則有：
則 ,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：
（7）鍵的設計與校核：
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為: .
十 高速軸大齒輪的設計
因 採用腹板式結構
代號 結構尺寸和計算公式 結果
輪轂處直徑
72
輪轂軸向長度
84
倒角尺寸
1
齒根圓處的厚度
10
腹板最大直徑
321.25
板孔直徑
62.5
腹板厚度
25.2
電動機帶輪的設計
代號 結構尺寸和計算公式 結果
手冊157頁 38mm
68.4mm
取60mm
81mm
74.7mm
10mm
15mm
5mm
十一.聯軸器的選擇：
計算聯軸器所需的轉矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定：
因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料：
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》（第二版）——羅聖國，李平林等主編。
《機械課程設計》（重慶大學出版社）——周元康等主編。
《機械設計基礎》（第四版）課本——楊可楨 程光蘊 主編。
❷ 帶式輸送機傳動裝置的設計
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
❸ 機械設計題目：帶式運輸機傳動系統中的展開式二級圓柱齒輪減速器
給你一份我以前做的：
摘 要
齒輪箱作為一種基礎設備，被廣泛應用，其性能優劣直接影響著機械設備的運行狀況。而目前許多工廠尚不具備製造高精度齒輪箱的加工設備。另一方面，再好的設備加工出的零件也存在誤差，其累積誤差仍會影響齒輪箱裝配後的傳動性能。本文提出的無側隙傳動技術，從新的角度提出了在設備條件不足的情況下，利用主副齒輪來實現飛剪機的無側隙傳動。
「零側間隙嚙合」是：在盡量周到地考慮飛剪機工作條件下，將齒輪加工成在某一特定狀態（例如溫度，軸承游隙等）為「零側間隙嚙合」，事實上並非沒有側隙,只能說齒輪嚙合的齒側間隙是很小的。
常消除齒隙有很多方法，如提高加工精度，利用圓錐齒輪，四個齒輪串聯布置機構，利用主副齒輪。本設計就是採用主副齒輪。在某些飛剪機上，為了改善上下滾筒同步齒輪的工作性能，被動軸上的齒輪往往採用主副齒輪結構，以便齒輪在無側隙情況下工作，減少和消除沖擊負荷。利用主副齒輪則能有效消除齒側間隙，並且在減速器突然制動時，仍然能實現無間隙傳動。
關鍵詞: 飛剪機；減速器；間隙；主副齒輪
Abstract
Recer is widely used as a basic facility. It』s performance which is excellent or inferior has an impact on the running state of the mechanical equipment. But many factories don』t have machining equipment for manufacturing high-precision recer at present . On the other hand, even though the part is manufactured by the best equipment, it also has error. And their accumulative errors still affect on the transmission performance of recer after assembled.No lateral gap technology in this article put forward using main-second gear to achieve no lateral gap transmission of the flying shears at the state of having no adequate equipment by a new way.
「No lateral gap ingear」 is processing gear to a particular state(such as temperature, bearing clearance, etc.),considering the working conditions as much as possible. But in fact,it』s impossible that the gears have no lateral gap.The laterl gap of the gear is very small.
Usually there are many ways to eliminate lateral gap,such as improving the processing accuracy,using bevel gear, using four tandem gears and using main-second gear.This design has used the main-second gear. In some flying shears the running performance of the top and bottom selsyn roller usually can be improved by using main-second gear on the gear of the driven shaft.It can make the gear working at no lateral gap and eliminate shock load. The use of the main-second gear can eliminate lateral gap,and it still can achieve no lateral gap transmission when the recer is suddenly braked.
Key words：Flying shears； Recer; Lateral gap; Main-second gear
目 錄
1 前言 1
2 研究內容 2
3 傳動方案的分析與擬定 2
4 電動機的選擇 2
5 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算 2
5.1 傳動裝備的總效率為 2
5.2 傳動比的分配 2
5.3 傳動裝置的運動和動力參數計算 2
5.3.1 各軸的轉速計算： 2
5.3.2 各軸的輸入功率計算： 3
5.3.3 各軸輸入轉矩的計算： 3
6 齒輪的計算 3
6.1 第一對斜齒輪的計算 3
6.1.1 材料選擇 3
6.1.2 初選齒輪齒數 3
6.1.3 按齒面接觸強度設計 3
6.1.4 按齒根彎曲疲勞強度設計 5
6.1.5 幾何尺寸計算 7
6.1.6 齒輪的尺寸計算 7
6.1.7 傳動驗算 8
6.2 第二對斜齒輪的計算 8
6.2.1 材料選擇 8
6.2.2 初選齒數 8
6.2.3 按齒面接觸強度設計 9
6.2.4 按齒根彎曲疲勞強度設計 10
6.2.5 幾何尺寸計算 12
6.3 按標准修正齒輪 12
6.3.1 修正中心距 12
6.3.2 對第二對齒輪修正螺旋角： 13
6.3.3 第二對齒輪的分度圓和中心距： 13
6.3.4 計算齒寬： 13
6.3.5 齒輪的尺寸計算 13
6.3.6 傳動驗算 14
7 軸的設計 15
7.1 高速軸的設計 15
7.1.1 初步確定軸的最小直徑: 15
7.1.2 根據軸向定位要求確定軸各段的直徑和長度 15
7.2 中速軸的設計 16
7.2.1 初步確定軸的最小直徑: 17
7.2.2 初步選擇滾動軸承 17
7.2.4 軸承端蓋 18
7.2.5 鍵的選擇 18
7.3 低速軸的計算 18
7.3.1 初步確定軸的最小直徑 18
7.3.2 根據軸向定位要求確定軸各段的直徑和長度 19
8 軸的校核 19
8.1 高速軸的校核 20
8.1.1 各支點間的距離 20
8.1.2 求軸上的載荷： 20
8.2 中速軸的校核 21
8.2.1 各支點間的距離 22
8.2.2 求軸上的載荷： 22
8.3 低速軸的校核 24
8.3.1 各軸段的距離 24
8.3.2 求軸上的載荷： 24
9 軸承的壽命計算 26
9.1 高速軸上軸承的壽命計算 26
9.1.1 求兩軸承受到的徑向載荷 和 26
9.1.2 求兩軸承的軸向力 和 27
9.1.3 求軸承當量重載荷P1和P2 27
9.2 中速軸上軸承的壽命計算 27
9.2.1 求兩軸承的軸向力 和 28
9.2.2 求軸承當量重載荷P1和P2 28
9.3 低速軸上軸承的壽命計算 28
9.3.1 求兩軸承受到的徑向載荷 和 28
9.3.2 求兩軸承的軸向力 和 29
9.3.3 求軸承當量重載荷P1和P2 29
10 鍵的校核 30
10.1 高速軸上和聯軸器相配處的鍵： 30
10.2 中速軸上和齒輪相配處的鍵： 30
10.3 低速軸上和齒輪相配處的鍵： 30
11 主副齒輪的設計 31
11.1 第一對主副齒輪的設計 31
11.2 第二對主副齒輪的設計 32
12 減速器箱體的設計 33
12.1 箱蓋各鋼板的尺寸: 34
12.1.1 箱蓋左側鋼板的尺寸如圖： 34
12.1.2 箱蓋軸承座的尺寸如圖： 34
12.1.3 箱蓋吊耳環下鋼板尺寸 34
12.1.4 吊耳環的尺寸 35
12.1.5 高速上肋板的尺寸 35
12.1.6 中速軸上的肋板的尺寸 35
12.1.7 視孔蓋的尺寸 36
12.1.9 箱蓋頂鋼板的尺寸 37
12.1.10 箱蓋凸緣鋼板尺寸 37
12.1.11 箱蓋前後側面的尺寸 38
12.2 箱座上各鋼板的尺寸 38
12.2.1 箱座底座的尺寸 38
12.2.2 箱座左側面的尺寸 39
12.2.3 軸承座的尺寸 39
12.2.4 吊鉤的尺寸 39
12.2.5 箱座凸緣的尺寸 39
12.2.6 低速端肋板鋼板尺寸 40
12.2.7 高速軸端肋板的尺寸 40
12.2.8 中速端肋板的尺寸 41
12.2.9 箱座右側面鋼板的尺寸 41
12.2.10 箱座前後端面的尺寸 42
12.2.11 箱座底板 42
13 結束語 42
參考文獻: 43
致謝: 43
1 前言
齒輪箱作為一種基礎設備，被廣泛應用，其性能優劣直接影響著機械設備的運行狀況。而目前許多工廠尚不具備製造高精度齒輪箱的加工設備。另一方面，再好的設備加工出的零件也存在誤差，其累積誤差仍會影響齒輪箱裝配後的傳動性能。本文提出的無側隙傳動技術，從新的角度提出了在設備條件不足的情況下，利用主副齒輪來實現飛剪機的無側隙傳動。
「零側間隙嚙合」是：在盡量周到地考慮飛剪機工作條件下，將齒輪加工成在某一特定狀態（例如溫度，軸承游隙等）為「零側間隙嚙合」，事實上並非沒有側隙,只能說齒輪嚙合的齒側間隙是很小的。
常消除齒隙有很多方法，如提高加工精度，利用圓錐齒輪，四個齒輪串聯布置機構，利用主副齒輪。本設計就是採用主副齒輪（圖1）。在某些飛剪機上，為了改善上下滾筒同步齒輪的工作性能，被動軸上的齒輪往往採用主副齒輪結構，以便齒輪在無側隙情況下工作，減少和消除沖擊負荷。利用主副齒輪則能有效消除齒側間隙，並且在減速器突然制動時，仍然能實現無間隙傳動。
圖1.1 飛剪機同步齒輪傳動的主副齒輪結構 a）結構簡圖 b）嚙合關系
1—從動軸的主齒輪 2—從動軸的副齒輪 3—主動軸上的齒輪 4—彈簧 5,6—銷釘
從動軸上的主齒輪1與軸用鍵固定，而副齒輪2則與主齒輪1的輪轂滑動配合（亦可直接空套在從動軸上）。主副齒輪通過壓裝在主齒輪輪轂上的銷釘5及裝在副齒輪上的銷釘6與彈簧4相聯，主副齒輪1和2同時與裝在主動軸上的齒輪3嚙合。在彈簧4的作用下，副齒輪始終越前主齒輪一個角度，這就保證了上下滾筒的同步齒輪在無側隙下工作。彈簧4的設計應能克服飛剪機制動時所產生的慣性力。這種齒輪側隙消除裝通常用在低速大載荷飛剪機上，例如在設計FL—60型曲柄連桿飛剪機的同步齒輪時就採用了這種結構。
2 研究內容
本設計對象為飛剪齒輪減速器，總傳動比i=16,實際輸入功率N=120KW；輸入轉速n1=1500rpm,輸出轉速n2≈85rpm,技術要求為滿足上述功率及速比要求，減速器啟動頻繁，工作時一般不逆轉，設計一台能消除傳動時的齒輪側間隙的減速器，要求減速器箱體為焊接結構件。合理公配速比，設計計算齒輪，軸及各零部件的強度，剛度。分析無側間隙傳動的基本理論及保證措施。
3 傳動方案的分析與擬定
減速器採用雙級圓柱展開式齒輪減速器。
4 電動機的選擇
5 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算
5.1 傳動裝備的總效率為
η=η12η22η33η4=0.992 0.972 0.993 0.96=0.872 （5.1）
η1為聯軸器的效率，取0.99，
η2為齒輪傳動的效率，取0.97，
η3為滾動軸承的效率，取0.99，
η4為滾筒的效率，取0.96。
5.2 傳動比的分配
i1= (5.2)
取系數1.35 i=16 則，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426 (5.3)
5.3 傳動裝置的運動和動力參數計算
5.3.1 各軸的轉速計算：
n1=1500r/min
n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min (5.4)
n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min (5.5)
n4=n3=93.751r/min (5.6)
5.3.2 各軸的輸入功率計算：
P1=N η1=120 0.99kW=118.8kW (5.7)
P2=P1 η2 η3=118.8 0.97 0.99kW=114.0836kW (5.8)
P3=P2 η2 η3=114.0836 0.97 0.99kW=109.5545kW (5.9)
P4=P3 η3 η1=109.5545 0.99 0.99kW=106.3744kW (5.10)
5.3.3 各軸輸入轉矩的計算：
T1=9550P1/n1=9550 118.8 1500N m=756.36 N m (5.11)
T2=9550P2/n2=9550 114.0836 322.7472 N m =3375.702N m (5.12)
T3=9550P3/n3=9550 109.5545 93.751 N m =11159.8327N m (5.13)
T4=9550P4/n4=9550 106.3744 93.751 N m=10937.7555 N m (5.14)
各軸的運動及動力參數：
軸號 轉速n r/min 功率P kw 轉矩T N m 傳動比
1 1500 118.8 756.36 4.6476
2 322.75 114.08 3375.7 3.4426
3 93.75 109.55 11159.83 1
4 93.75 106.37 10937.76
6 齒輪的計算
6.1 第一對斜齒輪的計算
6.1.1 材料選擇
選大小齒輪材料均為40Cr，並經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC，齒輪精度等級選擇6級，初選螺選角β=14°。由參考文獻《機械設計》（表10-6）查得材料的彈性影響系數 。
6.1.2 初選齒輪齒數
選小齒輪齒數Z1=24，Z2=Z1 =24 4.6476=111.54 取Z2=112
6.1.3 按齒面接觸強度設計
d1t (6.1)
6.1.3.1 確定載荷系數
因大小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數，取 d=0.8，試選Kt=1.6。
由參考文獻《機械設計》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.1.3.2 計算應力循環系數。
N1=60n1jLh=60 1500 1 (2 8 300 15)=6.48 109 (6.2)
N2=N1/i1=6.48 109/4.6476=1.39 109 (6.3)
由參考文獻《機械設計》（圖10-19）查得接觸疲勞強度
KHN1=0.88 KHN2=0.95
6.1.3.3 計算接觸疲勞許用應力
失效率取1%，安全系數S=1。
1= = Mp=968Mp (6.4)
2= = Mp=1045Mp (6.5)
=( 1+ 2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp (6.6)
6.1.3.4 小齒分度圓的直徑
d1t =77.54mm (6.7)
6.1.3.5 計算圓周速度
= = m/s=6.09m/s (6.8)
6.1.3.6 計算齒寬b及模數mnt
b= =0.8 77.54mm=62.032mm (6.9)
mnt= = mm=3.135mm (6.10)
h=2.25mnt=7.053mm
b/h=62.032/7.053=8.795 (6.11)
6.1.3.7 計算縱向重合度
=0.318 =0.318 0.8 24 =1.522 (6.12)
6.1.3.8 計算載荷系數K
根據 =6.09m/s,6級精度，由參考資料《機械設計》（圖10-8）查得動載系數K =1.08,由參考資料《機械設計》（表10-3）查得
K =1.1,由由參考資料《機械設計》（表10-4）硬齒面齒輪一欄查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，K 時
K =1.05+0.31 (1+0.6 ) +0.19 (6.13)
故K =1.05+0.31 (6.14)
考慮到齒輪為6級精度，所以取K =1.43
故 =1 (6.15)
由參考資料《機械設計》（圖10-13）查得 =1.29
6.1.3.9 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑
(6.16)
6.1.3.10 計算模數mn
(6.17)
6.1.4 按齒根彎曲疲勞強度設計
(6.18)
6.1.4.1 計算載荷系數
=1 (6.18)
6.1.4.2 計算彎曲疲勞強度極限
由參考資料《機械設計》（圖10-20d）查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
6.1.4.3 彎曲疲勞壽命系數
由參考資料《機械設計》（圖10-18）查得彎曲疲勞壽命系數 0,
6.1.4.4 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5 計算大小齒輪的 並加以比較
由參考文獻《機械設計》（表10-5）查取齒形系數
，
查取應力校正系數
，
則 (6.21)
(6.22)
比較可得，小齒輪的數值較大，取小齒輪的值。
6.1.4.6 計算螺旋角影響系數
根據 =1.522，由參考資料《機械設計》（圖10-28）查得 =0.88
6.1.4.7 計算重合度
由參考資料《機械設計》（圖10-26）查得 ， 。
則 (6.23)
則有， (6.24)
對比計算結果，齒面接觸強度得出的模數為mn=3.198mm，由齒根彎曲疲勞強度得出的模數為mn=3.082mm。由於齒輪模數m的大小主要取決於彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取標准值mn=3.5mm,取分度圓直徑d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
則Z2=uZ1=4.6476 22=102.24,取Z2=102 (6.26)
6.1.5 幾何尺寸計算
6.1.5.1 計算中心距
(6.27)
圓整後，取a=224mm
6.1.5.2 按圓整後的中心距修正螺旋角
(6.28)
因 值改變不多，故參數 ， ，ZH 等不必修正。
6.1.5.3 計算分度圓直徑
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4 計算齒輪寬度
(6.31)
圓整後取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6 齒輪的尺寸計算
6.1.6.1 基圓直徑
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2 分度圓齒厚
(6.34)
6.1.6.3 齒高
齒頂高 (6.35)
齒根高 (6.36)
齒全高 (6.37)
6.1.6.4 齒頂圓直徑
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5 齒根圓直徑
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6 分度圓齒槽寬和齒距
(6.42)
(6.43)
6.1.7 傳動驗算
6.1.6.1 按齒面接觸強度驗算：
其中
6.1.6.2 按齒根彎曲強度驗算
取YFa中較大者YFa1進行計算。
(6.44)
其中
6.2 第二對斜齒輪的計算
6.2.1 材料選擇
選大小齒輪材料均為40Cr，並經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC，齒輪精度等級選擇6級，初選螺選角β=14°。
6.2.2 初選齒數
選小齒輪齒數Z1=30，Z2=Z1 =30 3.4426=103.28 取Z2=104
6.2.3 按齒面接觸強度設計
d1t (6.45)
6.2.3.1 各項系數
因大小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數，取 d=0.8，試選Kt=1.6。由參考文獻《機械設計》（表10-6）查得材料的彈性影響系數 。
6.2.3.2 Hlim值
由參考文獻《機械設計》查得
Hlim1= Hlim2=1100Mp
6.2.3.3 計算應力循環系數。
N1=60n1jLh=60 322.75 1 (2 8 300 15)=1.394 109 (6.46)
N2=N1/i1=1.394 109/3.4426=4.05 108 (6.47)
由參考文獻《機械設計》（圖10-19）查得接觸疲勞強度
KHN1=0.89 KHN2=0.94
6.2.3.4 計算接觸疲勞許用應力
失效率取1%，安全系數S=1。
1= = Mp=979Mp (6.48)
2= = Mp=1034Mp (6.49)
=( 1+ 2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp (6.50)
6.2.3.5 小齒分度圓的直徑
d1t =130.25mm (6.51)
6.2.3.6 計算圓周速度
= = m/s=2.201m/s (6.52)
6.2.3.7 計算齒寬b及模數
b= =0.8 130.25mm=104.2mm
= = mm=4.213mm (6.53)
h=2.25mnt=9.479mm
b/h=104.2/9.479=8.795
6.2.3.8 計算縱向重合度
=0.318 =0.318 0.8 30 =1.903 (6.54)
6.2.3.9 計算載荷系數K
根據 =2.201m/s,6級精度，由參考資料《機械設計》（圖10-8）查得動載系數K =1.04,由參考資料《機械設計》（表10-3）查得
K =1.1,由由參考資料《機械設計》（表10-4）硬齒面齒輪一欄查得小齒輪相對支承非對稱布置，6級精度，K 時
K =1.0+0.31 (1+0.6 ) +0.19
故K =1.0+0.31 (6.55)
考慮到齒輪為6級精度，所以取K =1.35
故 =1 (6.66)
由參考資料《機械設計》（圖10-13）查得 =1.29
6.2.3.10 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑
(6.67)
6.2.3.11 計算模數mn
(6.68)
6.2.4 按齒根彎曲疲勞強度設計
(6.69)
6.2.4.1 計算載荷系數
=1 (6.70)
6.2.4.2 值
由參考資料《機械設計》（圖10-20d）查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
6.2.4.3 彎曲疲勞壽命系數
由參考資料《機械設計》（圖10-18）查得彎曲疲勞壽命系數 0,
6.2.4.4 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5 計算大小齒輪的 並加以比較
由參考文獻《機械設計》（表10-5）查取齒形系數:
，
查取應力校正系數:
，
則 (6.73)
(6.74)
比較可得，大齒輪的數值較大，取大齒輪的值。
6.2.4.6 計算螺旋角影響系數
根據 =1.903，由參考資料《機械設計》（圖10-28）查得 =0.88
6.2.4.7 計算重合度
由參考資料《機械設計》（圖10-26）查得 ， 。
則
則有， (6.75)
對比計算結果，齒面接觸強度得出的模數為mn=4.21mm，由齒根彎曲疲勞強度得出的模數為mn=4.31mm。由於齒輪模數m的大小主要取決於彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取標准值mn=4.5mm,取分度圓直徑d1=130.25mm。
，取Z1=28
則Z2=uZ1=3.4426 28=96.39,取Z2=96
6.2.5 幾何尺寸計算
6.2.5.1 計算中心距
(6.76)
圓整後，取a=288mm
6.2.5.2 按圓整後的中心距修正螺旋角
（6.77）
因 值改變不多，故參數 ， ，ZH 等不必修正。
6.2.5.3 計算分度圓直徑
6.2.5.4 計算齒輪寬度
圓整後取B1=120mm，B2=103mm
6.3 按標准修正齒輪
6.3.1 修正中心距
中心距之和為 ，查得標准中心距為a=539mm， ， 。由於第一個中心距和標准相同，所以只需將第二個中心距修改為 即可。由於模數取的標准值所以不作變化，只更改第二對齒輪的齒數。
由於 所以
而 ，則有 ， 。
中心距 ，改變不大，所以仍取 。
6.3.2 對第二對齒輪修正螺旋角：
(6.78)
因為改變不多，故 ， ， 等不必修正。
6.3.3 第二對齒輪的分度圓和中心距：
6.3.4 計算齒寬：
圓整後取 ，
6.3.5 齒輪的尺寸計算
6.3.5.1 基圓直徑
6.3.5.2 分度圓齒厚
6.3.5.3 齒高
齒頂高
齒根高
齒全高
6.3.5.4 齒頂圓直徑
7.3.5.5 齒根圓直徑
6.3.5.6 分度圓齒槽寬和齒距
6.3.6 傳動驗算
6.3.6.1 按齒面接觸強度驗算：
其中
6.3.6.2 按齒根彎曲強度驗算
取 中較大者 進行計算。
其中
所以滿足。
還是發你郵箱吧
❹ 急求帶式輸送機傳動裝置中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>>
❺ 帶式輸送機傳動裝置設計！！！感激不盡
題目：傳動裝置，減速機設計及相關零件加工。
一．總體布置簡圖
1—電動機；2—帶式運輸機；3—齒輪減速器；4—聯軸器；5—滾筒
二.工作情況：
載荷平穩、單向工作
三．原始數據
滾筒的扭矩T（Nm）：520
滾筒的直徑D（mm）：260
運輸帶速度V（m/s）：1.2
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：8
工作制度（班/日）：2
四.設計內容
傳動方案的擬定及說明
一個好的傳動方案，除了滿足機器的功能要求外，還應當工作可靠，結構簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，成本低廉以及使用維護方便。對比材料中2-1所示帶式輸送機的四種方案，再經由題目所知傳動機由於工作載荷平穩，工作環境有輕塵，布局尺寸沒有嚴格限制，將帶傳動放在高速級，即可緩沖吸振又能減小傳動的尺寸。具體方案見圖1-1。
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系列的三相非同步電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝2.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.895
Pd＝2.682kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』 i2』…in』）nw
則V帶傳動η1=0.96
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20－2查出電動機型號為Y132S-6,其額定功率為3kW，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＝88.19
i＝10.89
2．合理分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比i1，取i1=2.7，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2=i/i1= =4.03，
取i2=4
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 低速軸II 滾筒W軸
轉速（r/min） 960 384 88.19 88.19
功率（kW） 2.682 2.575 2.471 2.422
轉矩（N?m） 26.68 64.04 245.813 262.276
傳動比 4 4.356 4.356 1
效率 0.96 0.97 0.99 0.99
傳動件設計計算
(1)材料選擇以斜齒圓柱齒輪傳動方式
小齒輪：材料45鋼，調質處理HBS1=230
大齒輪：材料45鋼（或者ZG310~570）正火處理，HBS2=190
(2）參數選擇
1)齒數，取Z1=22，則Z2=I Z=4.356×22=95.832 取Z2=96
2)齒寬系數, 查表6-6 取
❻ 帶式輸送機傳動裝置設計
一、帶式輸送機傳動裝置，可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，不過增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮;反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。
二、設計安裝調試：
1.輸送機的各支腿、立柱或平台用化學錨栓牢固地固定於地面上。
2.機架上各個部件的安裝螺栓應全部緊固。各托輥應轉動靈活。托輥軸心線、傳動滾筒、改向滾筒的軸心線與機架縱向的中心線應垂直。
3.螺旋張緊行程為機長的1%~1.5%。
4.拉繩開關安裝於輸送機一側，兩開關間用覆塑鋼絲繩連接，松緊適度。
5.跑偏開關安裝於輸送機頭尾部兩側，成對安裝。開關的立輥與輸送帶帶邊垂直，且保證帶邊位於立輥高度的1/3處。立輥與輸送帶邊緣距離為50~70mm。
6.各清掃器、導料槽的橡膠刮板應與輸送帶完全接觸，否則，調節清掃器和導料槽的安裝螺栓使刮板與輸送帶接觸。
7.安裝無誤後空載試運行。試運行的時間不少於2小時。並進行如下檢查:
(1)各托輥應與輸送帶接觸，轉動靈活。
(2)各潤滑處無漏油現象。
(3)各緊固件無松動。
(4)軸承溫升不大於40°C，且最高溫度不超過80°C。
(5)正常運行時，輸送機應運行平穩，無跑偏，無異常噪音。
❼ 機械設計課程設計關於設計帶式運輸機上的二級圓柱齒輪減速器要怎麼做
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
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』?i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[