任務書一慢動卷揚機傳動裝置設計

『壹』 卷揚機行星輪系設計

1.行星輪系類型的選擇

最基本的行星輪系包括三個基本構件，即兩個中心輪和一個系桿。若中心輪用K代表，系桿用H代表，則這種最基本的行星輪系可以用代號表示為2K-H。

根據兩個中心輪的不同類型及固定情況，常用的2K-H行星輪系可以有以下幾種不同型式：

（1）兩個中心輪中，一個為外齒輪，一個為內齒輪。如圖4-14中的a、b、c、e所示。其中a及b都是單排行星輪，但a為中心輪3固定，b為中心輪1固定；c為雙排行星輪；而e的行星輪是帶內外齒的。

圖4-14 2K-H行星輪系的類型

（2）兩個中心輪都為圓錐齒輪，如圖4-14d所示。

（3）兩個中心輪都為外齒輪，如圖4-14f所示。

（4）兩個中心輪都為內齒輪，如圖4-14g所示。

選擇輪系的類型時，主要從傳動比、效率、結構復雜程度和外廓尺寸等幾方面綜合考慮而定。首先是考慮能否滿足傳動比的要求。圖4-14中a、b、c、d四種型式的轉化機構傳動比 都是負的，故將它們稱為負號機構。負號機構的特點是傳動從左到右（即從主動中心輪到從動系桿H）都是減速的，而且輸入與輸出的轉向相同。這一點從圖中的傳動比公式也可以清楚地看出，但是它們的減速范圍不同。例如類型a的傳動比i_1H一定大於2，實用范圍i_1H＝2.8～9；如果要求的減速比小於2，則可採用類型b，其傳動比i_3H一定小於2，實用范圍i_3H＝1.14～1.56；類型c由於採用雙排行星輪，它的減速范圍較大，可以從1到17；類型d的i_1H用在2左右。類型c和d都可以填補a、b二種可用傳動比中間的空白區。

圖4-14中e、f、g三種型式的轉化機構傳動比 都是正的，故將它們稱為正號機構。當齒數比 時，則 ，傳動自左到右為減速，但輸入與輸出的轉向相反；當齒數比 時，傳動自左到右為增速（當比 時，n₁與n_H轉向相反；比 時，n₁與n_H轉向相同）；當比 時，i_1H→0，增速比i_H1理論上達無窮大。

從機構傳動效率的角度來看，不管用於增速還是減速，負號機構的效率總比正號機構為高。因此，如果所設計的輪系是用作動力傳動，這時要求傳動有較高的效率，則應該採用負號機構，即圖4-14a、b、c、d所示的型式；如果設計的輪系還要求有較大的傳動比，而單級負號機構又不能滿足要求時，可以將幾個負號機構串聯起來，或採用負號機構與定軸輪系聯合的混合輪系，以取得較大的傳動比。如圖4-15所示，這些輪系適用的傳動比i_1H＝10～60。

圖4-15 動力傳動常用的大傳動比輪系

正號機構一般用在傳動比大而對效率要求不高的輔助機構中。用於增速時，增速比i_1H理論上可達到無窮大，但實際上受到效率的限制，i_1H越大，效率越低，達到一定值後，機構將發生自鎖。

2.行星輪系中各輪齒數的確定

選定行星輪系的類型後，需要確定其各輪的齒數。在行星輪系中，各輪齒數的選配需要滿足以下4個條件：

（1）保證實現給定的傳動比；

（2）保證兩個中心輪及系桿的軸線重合，亦即滿足同心條件；

（3）保證各行星輪能夠均勻地裝入兩中心輪之間，亦即滿足安裝條件；

（4）保證各行星輪不致互相碰撞，亦即滿足鄰接條件。

現以圖4-14a所示的行星輪系為例說明於後：

1）保證實現給定的傳動比

因

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

故

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

2）保證滿足同心條件

根據兩中心輪的軸線重合的條件，當採用標准傳動和等移距變位傳動時，可得

r₃＝r₁＋2r₂

式中：r₁、r₂、r₃分別表示齒輪1、2、3的節圓半徑。

亦即

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

3）保證滿足安裝條件為使幾個行星輪都能夠均勻地裝入兩中心輪之間，則行星輪的數目與各輪齒數之間必須有一定的關系。如圖4-16所示，設需要在中心輪1與3之間裝入K個行星輪，並要求均勻分布，即相互之間相隔 ，現分析行星輪數K與各輪齒數之間的關系。

圖4-16 行星輪系安裝條件分析

如圖4-16所示，設先裝入第一個行星輪於O₂，則裝好後，中心輪1與3的齒之間的相對角向位置已通過該行星輪而產生了聯系。為了在相隔φ°處裝入第二個行星輪，可以轉動中心輪1，使第一個行星輪的位置由O₂轉到O₂′，並使∠O₂O O₂′＝φ°。這時，中心輪1上的a點轉到a′位置，轉過的角度為θ，根據傳動比公式，角度φ與θ的關系為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

如果這時中心輪1轉過的角度θ恰好等於轉過整數個齒，則輪1與3的齒的相對角向位置又回復到與開始裝第一個行星輪時一模一樣，故在原來裝第一個行星輪的位置O₂處，一定能再裝入第二個行星輪。同樣的過程，可以裝入第三個，第四個……直至第K個行星輪。

故相隔φ°能裝入第二個行星輪的條件為

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中： 為中心輪1每個齒對應的中心角；N為正整數。

將式b代入式a，得

或

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

由上式可知，欲保證滿足安裝條件，則兩個中心輪的齒數和z₁＋z₃應能被行星輪數K整除。

4）保證滿足鄰接條件

在圖4-16中，O₂、O_2′為相鄰兩行星輪的位置，為了保證相鄰兩行星輪不致相互碰撞，需使中心距O₂O_2′大於兩齒輪頂圓半徑之和，即

O₂O_2′＞d_a

式中：d_a為行星輪齒頂圓直徑。

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：m為模數；h^*_a為齒頂高系數。

式（4-1）～（4-4）所代表的關系，在選擇齒數與行星輪個數時必須滿足。

對於圖4-14c所示的雙排行星輪系，經過類似步驟，不難確定其應滿足的相應的關系式為：

（1）傳動比條件

（2）同心條件

（3）安裝條件

（4）鄰接條件

除了上述4個條件外，由於負號機構中的輪2與輪3為內嚙合，故在進行幾何尺寸計算時，還應檢查有無發生干涉的可能。

3.行星輪系的受力分析

了解行星輪系各構件的受力情況是進行結構設計的基礎，現以圖4-17a所示的傳動型式為例，分析各構件的受力情況，分析時略去傳動中的摩擦力。

圖4-17 行星輪系的受力分析

如圖4-17a所示，在此輪系中，假定齒輪1為主動件，受有順時針的驅動力矩M₁，角速度為ω₁，系桿H為從動件，它受有逆時針的阻力矩M_r，角速度為ω_H。在進行力分析時，把輪系視為在外力作用下處於平衡狀態（即輪系處於穩定運轉狀態），於是如圖4-17b所示，可以畫出機構各構件的力矩平衡圖。

主動輪1上作用有驅動力矩M₁和行星輪2對它的反作用力F_n21（下標21代表構件2對構件1的作用）。F_n21又可分解為圓周力F₂₁與徑向力R₂₁。R₂₁不產生力矩，它由輪1的支承和機架承受，故在以下的討論中，將不再提這個分量。圓周力F₂₁對軸O的力矩應與驅動力矩M₁大小相等，方向相反。即

F₂₁·r₁·K＝M₁

式中：r₁為輪1的節圓半徑；K為行星輪個數。

故得

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

行星輪2在主動輪1作用的圓周力F₁₂（F₂₁的反作用力）推動下運動，並如圖所示，同時受到系桿H固定輪3的反作用力F_H2及F₃₂，根據力的平衡條件，顯然得

F₃₂＝F₁₂

F_H2＝F₃₂＋F₁₂＝2F₁₂

系桿H受到行星輪2的作用力F_2H，它對軸O的力矩應與外加阻力矩M_r相平衡，故得

K·F_2H（r₁＋r₂）＝M_r

而行星輪2給固定輪3的作用力F₂₃所產生的力矩為K·F₂₃·r₃，這個力矩是由機架所承受。

由主動輪1輸入的功率為

P₁＝M₁·ω₁＝K·F₂₁·r₁·ω₁

由系桿H輸出的功率為

P_H＝M_r·ω_H＝KF_2H（r₁＋r₂）ω_H＝2kF₂₁（r₁＋r₂）ω_H

又因

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

故得

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

上式表示，由於輪3固定，如果不計摩擦損失，全部輸入功率將由系桿H輸出。這個等式也可以用來檢查力的分析是否正確。

『貳』 急求 二級直齒圓錐齒輪減速器的課程設計，還有裝配圖。。

機械設計課程設計計算說明書

設計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器

設計者： 張廣義

指導教師： 於振文

09 年 06 月 26 日

機械設計課程設計任務書
班級： 07機械製造與自動化 姓名：張廣義
-----------------------------------------------------------------------------------------
設計題目：設計電動卷揚機傳動裝置

原始數據：
運輸帶工作拉力F=12kN；8.5
運輸帶工作速度ν=16m/min；21.5
捲筒直徑 D=230mm 310

工作條件：
連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限8年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差±5% 。

設計工作量：
1、減速器裝配圖1張；
2、零件工作圖2—3張；
3、設計說明書1份。
（本任務書編入說明書首頁）

減速器設計說明書

設計參數：
1、 運輸帶工作拉力: F=8.5KN；
2、 運輸帶工作速度: ；
3、 滾筒直徑： ；
4、 滾筒工作效率： ；
5、 工作壽命：8年單班制工作，所以， ；
6、 工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動。

傳動裝置設計：
一、傳動方案：展開式二級圓柱齒輪減速器。
二、選擇電機：
1、 類型：Y系列三相非同步電動機；
2、 型號：
工作機所需輸入功率： ;
電機所需功率： ;3.47
其中， 為滾筒工作效率，0.96
為高速級聯軸器效率，0.98
為兩級圓柱齒輪減速器效率，0.95
為高速級聯軸器效率，0.98
電機轉速 選：1000 ；
所以查表選電機型號為：Y132M1-6
電機參數：
額定功率： 4KW
滿載轉速： ＝960
電機軸直徑：
三、 傳動比分配：
（ ）
其中： 為高速級傳動比， 為低速級傳動比，且 ，
取 ，則有： ；
四、傳動裝置的運動和動力參數
1、 電機軸： ；
；
；
2、 高速軸： ；
；
；
3、 中間軸： ；
；
；
4、低速軸： ；
；
；
5、工作軸： ；
；
；
傳動零件設計：
一、齒輪設計（課本p175）
高速級（斜齒輪）：
設計參數：

1、選材：
大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；
小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。
2、確定許用應力：
1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。
對於調質處理的齒輪， 。
；
查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，
所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制斜齒輪）， 。

所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取

而，齒輪圓周速度為：
故， （7級精度），
所以，最終有，
6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算小齒輪的彎曲應力

低速級（直齒輪）：
設計參數：

1、選材：
大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；
小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。
2、確定許用應力：
1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。
對於調質處理的齒輪， 。
；
查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，
所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制直齒輪）， 。
=119.1mm
所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取
（直齒輪），
而，齒輪圓周速度為：
故， （7級精度），
所以，最終有，
6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算大齒輪的彎曲應力

所以，計算得齒輪的參數為：

高速級 大 379.2 2 160 213.32 45
1 0.25

小 41 20 50
低速級 大 380 2.5 152 225 95 －
小 70 28 100

二、聯軸器選擇
高速級： ，電機軸直徑： ，所以，選擇 ；
低速級： 所以，選擇 ；
三、初算軸徑
（軸的材料均用45號鋼，調質處理）
高速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 ；
中間軸： ，（非外伸軸，C=118），具體值在畫圖時確定；
低速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 。
四、軸承的潤滑方式選擇：
高速級齒輪的圓周速度為：
所以，軸承採用油潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。
五、 箱體的結構尺寸：（機械設計課程設計手冊p173）
箱座壁厚： ，而 ，
所以，取 。
箱蓋壁厚： ，所以，取 。
箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：
箱座、箱蓋的肋厚：
軸承旁凸台的半徑：
軸承蓋外徑： （其中，D為軸承外徑， 為軸承蓋螺釘的直徑）。
中心高：
取： ；
地腳螺釘的直徑： （因為： ）；數目：6。
軸承旁聯接螺栓的直徑： ；
箱蓋、箱座聯接螺栓的直徑：
軸承蓋螺釘的直徑： 數目：4；
窺視孔蓋板螺釘的直徑： 。
至箱外壁的距離：
至凸緣邊緣的距離： 。
外箱壁到軸承座端面的距離： 。
齒輪頂圓與內箱壁距離： ，取： 。
齒輪端面與內箱壁距離： ，取： 。
六、初選軸承：
高速軸：205， ；
中間軸：307, ；
低速軸：212, ；
軸承端蓋外徑：
高速軸： ;
中間軸： ；
低速軸：
七、軸的強度核算：
軸所受的力：
高速級： ;
;
。
低速級： ；
；
軸的受力分析：
高速軸：

由力平衡有：

受力如圖：
；
；

；

選材為45號鋼調質處理，所以
查表有：

；
；
所以，危險截面為截面C
；
而此處 ，
所以，此處滿足強度要求，安全。

中間軸：

由力平衡有：

受力如圖：
；
；
；
；
可見B處受力更大，

；
選材為45號鋼調質處理，所以
查表有：

；
；
所以，危險截面為截面B
；
而此處 ，所以，此處滿足強度要求，安全。

低速軸：

由力平衡有：

受力如圖：
；

選材為45號鋼調質處理，所以查表有：

；
；

所以，危險截面為截面B
；
而此處 ，
所以，此軸滿足強度要求，安全。

八、軸承使用壽命計算：（ ）
高速軸：
選用205，則有： 。
計算步驟和結果如下：
計算項目 計算結果

0.0317

0.225

1.1

942.2N
，

結論 （滿足壽命要求）

中間軸： ；
選用306，則有： 。
計算步驟和結果如下：
計算項目 計算結果

0.015

0.192

1.1

1727N
，

結論 （滿足壽命要求）

低速軸：選用2 209，則有： 。
徑向當量動負荷 ;
徑向當量靜負荷 ；
所以， 。
九、齒輪詳細參數：
高速級大齒輪：
；
；
； ；
；
；
低速級大齒輪：
；
；
；
；
；
；

『叄』 機械繫的學渣，怎樣才能做一份合格的機械畢業設計

講講我的經歷吧----我是機電的
記得畢業設計時，老師一個星期見兩次，檢查進度。這個時候可以讓老師給你講講啊。不過之前一定要提前做工作，把和題目相關的資料多看看。
（資料，各種與題目相關的文獻資料。。。重點，是和你相類似的畢業設計）
見老師的時候一定要有思路，講的出，能唬住老師，即使你什麼都沒做（話說，我就是靠一張思路圖，拖了一個月的時間）。老師交代的事，積極點，給老師留個好印象。
老師的印象很重要的，不知道你的學校如何，我們會有一個中期檢查，老師會找一個他認為最差的人去參加學院答辯（學院答辯，一群退休的老教授，虐死你）。老師沒選我，雖然我幾乎什麼也沒做，但老師一直覺得我還可以。。。
做上面的這些事，主要是給自己爭取點時間。把畢業設計要用到的知識，又學了一下。不然答辯的時候就悲劇了。
最後一個月還是自己完成了。六張設計圖紙，電路圖，幾十頁控製程序代碼+設計說明書。想想當時為了平安畢業，也是蠻拼的。。。
PS：如果你實在做不出來的話，就買一份吧，機械畢業設計都在這里 http://www.56doc.com/mechanical/ 買個自己修改修改，定做的話貴點，價錢看你的題目難易了，（當時我也想做一份的，但價錢太高。只能自己搞了，事後覺得其實也挺簡單的，看了三菱的使用手冊，自己的專業書，最後編了幾十頁代碼。功能都實現時，那種滿足比XX都好）
-----畢業設計的價格，合格定做的最少也要1000~2000左右，幾百塊錢的就是XX呵呵。
PPS：不知道這是我第幾次給人出壞主意了，我已畢業了，你還是好好學學相關專業知識，還是匿了吧

『肆』 機械設計課程設計任務書

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

『伍』 機械設計課程設計設計帶式運輸機傳動裝置其中運輸帶工作拉力F=2900N V=1. 5滾筒直徑D=400滾筒效率0....

課程設計 帶式運輸機傳動裝置設計，共31頁，6698字
目錄
第一章 設計任務版書 1
第二章 傳動裝置的總體設權計 2
2.1 電動機的選擇 2
2.2 傳動裝置的總傳動比和傳動比分配 3
2.3傳動裝置的運動和動力參數計算 3
第三章 傳動零件的設計計算 5
3.1 V帶傳動的設計計算 5
3.2蝸輪輪蝸桿傳動的設計計算 6
第四章 軸的結構尺寸計算 8
4.1蝸輪轉軸的機構尺寸計算 8
4.2蝸桿軸的結構尺寸設計 8
第五章 軸的強度校核 10
5.1 蝸輪轉軸的強度校核 10
5.2 蝸桿軸的強度校核 12
第六章 滾動軸承的選擇和校核 16
6.1 蝸輪轉軸軸承選擇和校核 16
6.2蝸桿軸軸承選擇和校核 16
第七章 平鍵的選擇計算以及聯軸器的選擇 18
7.1 蝸桿轉軸與蝸輪接觸的鍵的選擇計算 18
7.2 周轉定向連軸起的鍵的選擇計算 18
7.4 聯軸器的選擇 19
第八章 減速器箱體設計及附件的選擇和說明 20
8.1箱體主要尺寸設計 20
8.2附屬零件的設計 20
第九章 潤滑與密封 21
第十章 課程設計小結 22
參考文獻 22

『陸』 機械設計課程設計的章節目錄

?序言
前言
第一章 概述
第一節 課程設計的目的
第二節 課程設計的內容和步驟
第三節 機械設計課程設計任務書
第四節 課程設計應注意的問題
第二章 傳動裝置的總體設計
第一節 減速器的主要型式、特點及應用
第二節 初步確定減速器結構和零部件類型
第三節 擬定傳動方案
第四節 電動機的選擇
第五節 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比
第六節 傳動裝置的運動參數和動力參數的計算
第三章 傳動零件的設計
第一節 箱外傳動件的設計要點
第二節 箱內傳動件的設計要點
第三節 軸徑初選
第四章 軸系部件設計
第一節 軸承類型的選擇
第二節 軸的結構設計及軸、軸承、鍵的強度校核
第三節 滾動軸承的組合設計
第四節 齒輪結構設計
第五章 減速器的結構
第一節 標准減速器簡介
第二節 通用減速器的結構
第三節 減速器箱體的結構設計
第四節 減速器附件設計
第六章 減速器的潤滑及密封
第一節 減速器的潤滑
第二節 減速器的密封
第七章 減速器的裝配圖設計
第一節 裝配圖的設計和繪制
第二節 裝配圖總成設計的完成
第八章 零件工作圖繪制
第一節 概述
第二節 軸類零件
第三節 齒輪類零件
第四節 箱體
第九章 編制設計計算說明書及准備答辯
第一節 設計計算說明書的內容、要求
第二節 准備答辯
第十章 參考圖例
一、典型減速器圖例
二、零件工作圖參考圖例
第十一章 一般設計資料
一、常用數據
二、課程設計常用的一般性資料
第十二章 常用材料
第十三章 常用緊固件和聯接件
一、螺栓、螺釘、螺柱
二、螺母、墊圈、擋圈
三、螺紋零件的結構要素
四、鍵聯接和銷聯接
第十四章 滾動軸承
一、常用滾動軸承
二、滾動軸承的配合
第十五章 潤滑和密封的標准和規范
一、潤滑劑
二、油杯
三、標准密封件
第十六章 聯軸器
第十七章 公差與配合
一、公差配合
二、形狀和位置公差
三、表面粗糙度
四、漸開線圓柱齒輪精度（GB10095-88）
五、蝸桿傳動精度
第十八章 電動機
主要參考文獻

『柒』 卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器

B1】1級蝸輪蝸桿減速機-圖【B2】2級蝸輪蝸桿減速機設計-三維圖【B3】變速器設計-圖【B4】帶機傳動機構裝置中的一級斜齒輪減速機設計(F=2.44,V=1.4,D=350)【B5】帶式輸送機傳動裝置減速器設計【B6】帶式輸送機傳動裝置設計【B7】帶式輸送機傳動裝置設計（F=2.3,V=1.1,D=300）-說明書【B8】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=1.6,V=1.0,D=400)【B9】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=6，D=320，V=0.4）【B10】帶機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1.7，1.4，220）-1圖1論文【B11】帶式輸送機傳送裝置減速器設計（F=7,V=0.8,D=400)【B12】圓錐-直齒圓柱減速器設計（F=1.77,V=1.392,D= 235)【B13】帶式輸送機減速器設計（F=2.6,V=1.1,D=300)【B14】帶式輸送機減速器設計（F=6，D=280，V=0.35）【B15】帶式輸送機減速器設計（F=10，D=350，V=0.5）【B16】帶式輸送機設計【B17】帶式輸送機設計減速器設計(T=1300，D=300，V=0.65)【B18】帶式運輸機構傳動裝置設計（1.6 1.5 230）-說明書【B19】帶式運輸機構傳動裝置設計（F=2.4,V=1.4,D=300）【B20】帶式運輸機構減速機設計（F=2.2,V=1.0,D=350)【B21】單級蝸輪蝸桿減速器設計(F=6,V=0.5,D=350)【B22】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動設計-1圖1說明書【B23】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋鏈傳動設計(F=2.5，V=2.4，D=350）【B24】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+鏈輪傳動設計（F=1.6, V=1.5, D=230)【B25】單級圓柱齒輪減速器設計（F=2.8，V=1.1，D=350）【B26】二級斜齒圓柱齒輪減速器設計（F=3.6 ,V=1.13 ,D=360）【B27】二級圓柱圓錐齒輪減速器設計-說明書【B28】二級圓柱齒輪減速器設計-圖【B29】二級圓柱直齒齒輪減速器(F=4,V=2.0,D=450)【B30】二級圓錐齒輪減速箱設計(F=5,V=1.6,D=500)【B31】二級展開式圓柱圓錐齒輪減速器設計【B32】二級直齒圓柱齒輪減速器設計【B33】二級直齒圓錐齒輪減速器設計-圖【B34】帶機中的兩級展開式圓柱直齒輪減速器設計（F=3.6，V=1.13，D=360）【B35】減速器CAD，CAM設計-圖【B36】減速器設計（F=2.3 v=1.5 d=320）-圖【B37】卷揚機傳動裝置設計（F=5，V=1.1 ，D=350）【B38】礦用固定式帶式輸送機的設計-說明書【B39】兩級斜齒輪減速機設計（D=320,V=0.75,T=900）【B40】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計（F=1.9，V=1.3，D=300）【B41】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計【B42】帶機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器設計(T=850,D=350,V=0.7)【B43】兩級圓柱齒輪減速器設計（F=10，D=320，V=0.5）【B44】兩級直齒斜齒減速機設計-圖【B45】一級錐齒輪減速機設計（F=2.4,V=1.2,D=300)【B46】一級斜齒輪減速機設計-（F=3.5,V=2.05,D=350)【B47】蝸桿減速器的設計（F=2.4，V=1.1，D=420)【B48】蝸輪蝸桿減速機設計-圖【B49】蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B50】單級蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B51】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.9,V=1.5,D=400)【B52】行星齒輪減速器設計-圖【B53】行星減速器設計-圖（07版CAD）【B54】帶式輸送機傳動裝置設計（F=1.4，V=1.5，D=260)【B55】帶式運輸機構傳動裝置中的一級齒輪減速機設計（F=2.3,V=1.1,D=300)【B56】一級減速器設計(F=2.8,V=1.7,D=300)【B57】一級蝸輪蝸桿減速器設計(F=3,V=1.1,D=275)【B58】一級蝸桿減速機設計(F=2.2,V=0.9,D=350)【B59】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.2,V=0.9,D=300)【B60】一級斜齒輪減速設計（F=2.44,V=1.4,D=300）【B61】帶式輸送機傳動裝置中的一級斜齒輪傳動設計(F=2.05,V=2.05,D=350)【B62】一級斜齒輪減速機設計(F=2.8,V=2.4,D=300)【B63】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4,D=300)【B64】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4，D=350）【B65】一級斜齒輪減速機設計（F=2.5,V=2.4,D=300)【B66】一級斜齒輪減速機設計（F=2.8,V=2.4，D=350)【B67】一級圓柱齒輪減速器設計（F=2,V=1.6,D=300）【B68】減速器設計-圖【B69】卷揚機行星齒輪減速器的設計-圖【B70】兩級行星齒輪減速器設計-圖【B71】履帶式半煤岩掘進機主減速器及截割部設計【B72】蝸輪減速器設計-圖【B73】自動洗衣機行星齒輪減速器的設計【B74】減速箱的CAD-CAM造型論文【B75】普通帶式輸送機設計-說明書

『捌』 機械設計基礎課程設計指導書——設計輸送機傳動裝置課程設計

給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2
、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100
，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比：
u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取
φ
齒寬：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1
、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
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：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。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42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1
、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2
、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1
、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3
、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
=25mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11