沉降槽传动装置yS

㈠ 如何确定轴的支点位置和传动零 件上力的作用点

目 录
第一部分 设计任务书----------------------------------------------------------------3第二部分 电传动方案的分析与拟定---------------------------------------------------5第三部分 电动机的选择计算----------------------------------------------------------6第四部分 各轴的转速、转矩计算------------------------------------------------------7第五部分 联轴器的选择-------------------------------------------------------------9第六部分 锥齿轮传动设计---------------------------------------------------------10第七部分 链传动设计--------------------------------------------------------------12第八部分 斜齿圆柱齿轮设计-------------------------------------------------------14第九部分 轴的设计----------------------------------------------------------------17第十部分 轴承的设计及校核-------------------------------------------------------20第十一部分 高速轴的校核---------------------------------------------------------22第十二部分 箱体设计---------------------------------------------------------------23第十三部分 设计小结---------------------------------------------------------------24

第一部分 设计任务书
1.1 机械设计课程的目的
机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：
(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

1.2 机械设计课程的内容
选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。
课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。
在设计中完成了以下工作：
① 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
② 零件工作图2～3张（传动零件、轴、箱体等）；
③ 设计计算说明书1份，6000～8000字。

1.3 机械设计课程设计的步骤
机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。
机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：
1．设计准备
① 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。
② 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。
③ 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。
④ 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。
2．传动装置总体设计
① 确定传动方案——圆柱齿轮传动，画出传动装置简图。
② 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。
③ 确定总传动比和分配各级传动比。
④ 计算各轴的功率、转速和转矩。
3．各级传动零件设计
① 减速器内的传动零件设计（齿轮传动）。
4．减速器装配草图设计
① 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。
② 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。
③ 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。
④ 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。
5．减速器装配图设计
① 标注尺寸、配合及零件序号。
② 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。
③ 完成装配图。
6．零件工作图设计
① 轴类零件工作图。
② 齿轮类零件工作图。
③ 箱体类零件工作图。

第一部分 题目及要求
卷扬机传动装置的设计
1． 设计题目
设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。
（1）卷扬机数据
卷扬机绳牵引力F(N)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。
（2）工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（3） 使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（4） 产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
2． 设计任务
1）确定传动方案；
2）选择电动机型号；
3）设计传动装置；
4）选择联轴器。
3． 具体作业
1）减速器装配图一张；
2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3）设计说明书一份。
4． 数据表

牵引力F/N 12 10 8 7
牵引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
卷筒直径D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

卷扬机传动装置的设计
5． 设计题目
设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。
（1）卷扬机数据
卷扬机绳牵引力F(N)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。
（2）工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（5） 使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（6） 产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
6． 设计任务
1）确定传动方案；
2）选择电动机型号；
3）设计传动装置；
4）选择联轴器。
7． 具体作业
1）减速器装配图一张；
2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3）设计说明书一份。
8． 数据表

牵引力F/N 12 10 8 7
牵引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
卷筒直径D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

第二部分 传动方案的分析与拟定
确定总传动比:
由于Y系列三相异步电动机的同步转速有750,1000,1500和3000r/min四种可供选择.根据原始数据,得到卷扬机卷筒的工作转速为

按四种不同电动机计算所得的总传动比分别是:
电动机同步转速
750 1000 1500 3000
系统总传动比
32.71 43.61 65.42 130.83

确定电动机转速:
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，750转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。3000转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用1000转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用1500转的电动机。现选用1500转的电动机，以节省成本。
确定传动方案：

验算：通常V带传动的传动比常用范围为 ，二级圆柱齿轮减速器为 ，则总传动比的范围为 ，因此能够满足以上总传动比为65.42的要求。

第三部分 电动机的选择计算
1、确定电动机类型
按工作要求和条件,选用Y系列笼型三相异步电动机,封闭式结构。
2、确定电动机的功率
工作机的功率
KW

效率的选择：
1． V带传动效率： η1 = 0.96
2． 7级精度圆柱齿轮传动：η2 = 0.98
3． 滚动轴承： η3 = 0.99
4． 弹性套柱销联轴器： η4 = 0.99
5． 传动滚筒效率： η5 = 0.96
传动装置总效率为

工作机所需电动机功率
kw
因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 为7.5 kw，结合其同步转速，选定电动机的各项参数如下：
取同步转速： 1500r/min ——4级电动机
型号： Y132M-4
额定功率： 7.5kW
满载功率： 1440r/min
堵转转矩/额定转矩： 2.2
最大转矩/额定转矩： 2.2

第四部分 确定传动装置总传动比和分配各级传动比
1、确定总传动比

2、分配各级传动比
取V带传动的传动比 ，则减速器的传动比 为

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

则低速级的传动比

第五部分 运动参数及动力参数计算
0轴（电动机轴）：
P0 = Pd =7.2 kW
n0 = nm = 1440 r/min
T0 = 9550×( )= N?m
1轴（高速轴）：
P1 = P0η1 = kW
n1 = = r/min
T1 = 9550×( )= N?m
2轴（中间轴）：
P2 = P1η2η3 = kW
n2 = r/min
T2 = 9550×( )= N?m
3轴（低速轴）：
P3 = P2η2η3 = kW
n3 = r/min
T3 = 9550×( )= N?m
4轴（输出轴）：
P4 = P3η3η4 = kW
n4 = r/min
T4 = 9550×( )= N?m

输出轴功率或输出轴转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率(0.99），即
P’= 0.99P

轴名 功率P(kW) 转矩T(N?m) 转速
n(r/min) 传动比
i 效率
η
输入 输出 输入 输出
电动机轴 7.20 47.75 1440
3.8 0.96
1轴 6.91 3.047 155.91 154.35 378.95
4.809 0.97
2轴 6.70 2.896 811.99 803.83 78.80
3.435 0.97
3轴 6.50 2.753 2705.97 2678.91 22.94
1 0.98
输出轴 6.37 2.590 2651.85 2625.33 22.94

第六部分 传动零件的设计计算
高速级斜齿圆柱齿轮设计
材料选择：小齿轮40Cr （调质）硬度280HBs；
大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）
七级精度，取Z1=21，Z2= ＝4.809×21=100.989，取Z2＝101，
初选螺旋角β=14°，
按齿轮面接触强度设计：

1) 试选载荷系数 Kt=1.6
2) 由动力参数图，小齿轮传递的转矩

3） 由表10－7（机械设计）选取齿宽系数
4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数
5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 ；
6） 由式10-13计算应力循环次数

7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 ；
8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1,由式（10-12）得

9）由图10-26（机械设计）得
εα1 = 0.76
εα2 = 0.86
则端面重合度
10）由图10-30选取区域系数ZH = 2.433
11） 计算许用接触应力
=
12）计算：
试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得
计算圆周速度

计算齿宽b及模数
= 1×60.59 = 60.59 mm
mnt = = mm
h = 2.25 mnt = mm

计算纵向重合度
纵向重合度 =0.318×φdZ1tanβ =
计算载荷系数K
已知，KA=1，取Kv=1.05（由图10-8查得），由表10-4查得的计算公式
∴KHβ = 1.15+0.18(1+0.6φd2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45
由图10-13，得KFβ = 1.4
由表10-3，得
∴K = KA?Kv?KHα?KHβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98
按实际得载荷系数校正所算得德分度圆直径，由试（10-10a）得

计算模数
mn= =
13） 按齿根弯曲强度设计

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式10-12得

计算载荷系数
K = KA?Kv?KFα?KFβ = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91
根据纵向重合度εβ=1.6650，由图10-28，查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
计算当量齿数
= 22.9883

查取齿形系数
由表10-5查得 YFα1=2.69，YFα2=2.20，
查取应力校正系数
由表10-5查得 YSα1=1.56，YSα2=1.79
计算大、小齿轮的 并加以比较

大齿轮的数值较大。
设计计算

经园整，mn=2 mm
∵ ，∴mn=2.5 mm
Z1 = = ，取Z1=25，Z2=120

几何尺寸计算：
中心距 a =
经园整，a = 187 mm
修正螺旋角， =
∵β变动不大，
∴εα、εβ、ZH无需修正。
计算大、小齿轮的分度直径
mm
mm
计算齿轮宽度
b = φdd1 = mm
园整后，B2=65mm，B1=70mm

da1 = d1+2ha1 =69.48
da2 = d2+2ha2 = 315.08
df1 = d1-2hf1 = 49.48
df2 = d2-2hf2 =305.08

第九部分 轴的设计
1) 高速轴：
初定最小直径，选用材料45#钢，调质处理。取A0=112（下同）
则dmin = A0 = mm
∵最小轴径处有键槽
∴dmin’ = 1.07 dmin = 17.72mm
∵最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径d=20mm
∴取高速轴的最小轴径为20mm。
由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用单列圆锥滚子轴承按国标T297-94选取30206。
D×d×T=17.25mm
∴轴承处轴径d=30mm
高速轴简图如下：
2)
取l1=38+46=84mm，l3=72mm，取挡圈直径D=28mm，取d2=d4=25mm，d3=30mm，l2=l4=26.5mm，d1=d5=20mm。
齿轮轮毂宽度为46mm，取l5=28mm。

联轴器用键：园头普通平键。
b×h=6×6，长l=26mm
齿轮用键：同上。b×h=6×6，长l=10mm，倒角为2×45°
3) 中间轴：
中间轴简图如下：
初定最小直径dmin= =22.1mm
选用30305轴承，
d×D×T = 25×62×18.25mm
∴d1=d6=25mm，取l1=27mm，l6=52mm
l2=l4=10mm，d2=d4=35mm，l3=53mm
d3=50mm，d5=30mm，l5=1.2×d5=36mm
齿轮用键：园头普通键：b×h=12×8，长l=20mm
4) 低速轴：
低速轴简图如下： 初定最小直径：
dmin = = 34.5mm
∵最小轴径处有键槽
∴dmin’=1.07dmin=36.915mm
取d1=45mm，d2=55mm，d3=60mm，d4=d2=55mm
d5=50mm，d6=45mm，d7=40mm；
l1=45mm，l2=44mm，l3=6mm，l4=60mm，l5=38mm，l6=40mm，l7=60mm
齿轮用键：园头普通键：b×h=16×6，长l=36mm
选用30309轴承：d×D×T = 40×90×25.25mm；B=23mm；C=20mm

㈡ 设计已螺旋输送机的驱动装置设计说明书

计算内容 计算结果
一， 设计任务书
设计题目：传送设备的传动装置
（一）方案设计要求：
具有过载保护性能（有带传动）
含有二级展开式圆柱齿轮减速器
传送带鼓轮方向与减速器输出轴方向平行
（二）工作机原始数据：
传送带鼓轮直径___ mm,传送带带速___m/s
传送带主动轴所需扭矩T为___N.m
使用年限___年，___班制
工作载荷（平稳，微振，冲击）
（三）数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m
带速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，载荷 微振
二.电机的选择计算
1. 选择电机的转速：
a. 计算传动滚筒的转速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.计算工作机功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作机的有效功率
a. 传动装置的总效率
带传动的效率η1= 0.96
弹性联轴器的效率η2= 0.99

滚筒的转速
nw=67.326 r/min
工作机功率
pw=1.748Kw

计算内容 计算结果
滚动轴承的效率 η3=0.99
滚筒效率 η4=0.96
齿轮啮合效率 η5=0.97
总效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需电动机输出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 选择电动机的型号：
查参考文献[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
号 电机
型号 电机
质量
(Kg) 额定
功率
(Kw) 同步
转速(r/min) 满载
转速
(r/min) 总传
动比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y112M-6型电动机。
三.运动和动力参数的计算
1. 分配传动比取i带=2.5
总传动比 i=13.962
i减=i/i带=13.962/2.5=5.585
减速器高速级传动比i1= =2.746
减速器低速级传动比i2= i减/ i1=2.034
2. 运动和动力参数计算:

总效率
η=0.816

电动机输出功率
Pr=2.142kw

选用三相异步电动机Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸轴段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

计算内容 计算结果
0轴(电动机轴):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ轴(减速器高速轴):
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轴(减速器中间轴):
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轴(减速器低速轴):
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轴(鼓轮轴):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.传动零件的设计计算
(一)减速器以外的传动零件
1.普通V带的设计计算
(1) 工况系数取KA=1.2
确定dd1, dd2:设计功率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

小带轮转速n1= n0=940 r/min
选取A型V带 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取标准值dd2=315mm
实际传动i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(误差为6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取标准值dd2=315mm
实际传动比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(误差为8% 允许)
所选V带带速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之间 所选V带符合
(2)确定中心距
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取标准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

计算内容 计算结果
=546.221mm
取a=547mm,a的调整范围为:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)验算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)确定根数:z≥pc/p0’
p0’=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
对于A型带: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

确定根数：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）确定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）带对轴的压力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）减速器以内的零件的设计计算
1．齿轮传动设计
（1）高速级用斜齿轮
① 选择材料
小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250~280HBS大齿轮选用ZG340~ 640，正火处理，齿面硬度170 ~ 220HBS
应力循环次数N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允许有一点蚀）
由文献[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齿面硬度250HBS和170HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
许用接触应力[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，所以计算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接触强度确定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圆螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
计算中心距a:

计算内容 计算结果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取标准模数mn=2
小齿轮齿数

实际传动比： 传动比误差 在允许范围之内
修正螺旋角β=
10°50′39〃
与初选β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齿轮分度圆直径

圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
③验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
由文献[2]图5-4（b），按8级精度和
取KV=1.023
齿宽 ，取标准b=45mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文献[2]表5-4，Kα=1.2
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算重合度：
齿顶圆直径
端面压力角：
齿轮基圆直径： mm
mm
端面齿顶压力角：

高速级斜齿轮主要参数：
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
齿宽b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

计算内容 计算结果

齿面接触应力
安全
④验算齿根弯曲疲劳强度
由文献[2]图5-18（b）得：
由文献[2]图5-19得：
由文献[2]式5-23：
取
计算许用弯曲应力：

计算内容

计算结果

由文献[2]图5-14得：
由文献[2]图5-15得：
由文献[2]式5-47得计算

由式5-48： 计算齿根弯曲应力：

均安全。
⑵低速级直齿轮的设计
①选择材料
小齿轮材料选用40Cr钢，齿面硬度250—280HBS,大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS
计算应力循环次数N：同高速级斜齿轮的计算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
计算内容

计算结果
查文献[2]图5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齿面硬度250HBS和162HBS由文献[2]图（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文献[2]式5-28计算许用接触应力：
[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按接触强度确定中心距
小轮转距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文献[2]表5-5得ZE=188.9 ，减速传动u=i23=2.034，取Φa=0.35

计算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取标准模数m=2
小齿轮齿数

齿轮分度圆直径

齿轮齿顶圆直径：

齿轮基圆直径： mm
mm
圆周速度
由文献[2]表5-6 取齿轮精度为8级
按电机驱动，载荷平稳，而工作机载荷微振，由文献[2]表5-3 取 KA=1.25
按8级精度和 取KV=1.02
齿宽 b= ,取标准b=53mm
由文献[2]图5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文献[2]表5-4，Kα=1.1
载荷系数K= KAKVKβKα=
计算端面重合度：

安全。
③校核齿根弯曲疲劳强度
按z1=50, z2=100,由文献[2]图5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文献[2]图5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文献[2]图5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文献[2]图5-19，YN1= YN2=1.0,因为m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
计算许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
计算齿根弯曲应力：
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．轴的结构设计和轴承的选择
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速轴，l----低速轴)
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm，考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm，为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm，初取轴承宽度分别为n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根轴的支撑跨距分别为：
计算内容

低速级直齿轮主要参数：
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
齿宽b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

计算结果
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)高速轴的设计：
①选择轴的材料及热处理
由于高速轴小齿轮直径较小，所以采用齿轮轴，选用40r钢，
②轴的受力分析：
如图1轴的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 计算齿轮啮合力：
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) 求水平面内支承反力，轴在水平面内和垂直面的受力简图如下图：

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

弯矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
转矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
计算内容

计算结果

d≥ ③轴的结构设计
按经验公式，减速器输入端轴径A0 由文献[2]表8-2，取A0=100
则d≥100 ，由于外伸端轴开一键槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由于da1<2d,用齿轮轴，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

高速轴上轴承选择：选择轴承30205 GB/T297-94。
（2）中间轴（2轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

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) 计算齿轮啮合力：
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)求水平面内和垂直面内的支反力
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=
计算内容

计算结果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③轴的结构设计
按经验公式, d≥A0 由文献[2]表8-2，取A0=110
则d≥110 ，取开键槽处d=35mm
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来考虑。
初定轴的结构尺寸如下图：

中间轴上轴承选择：选择轴承6206 GB/T276-94。
（3）低速轴（3轴）的设计：
①选择轴的材料及热处理
选用45号纲调质处理。
②轴的受力分析：
如下图轴的受力分析：

计算内容

计算结果

初估轴径：
d≥A0 =110
联接联轴器的轴端有一键槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取标准d=35mm
轴上危险截面轴径计算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取标准
计算内容 计算结果
50mm
初选6207GB/T276-94轴承，其内径，外径，宽度为40×80×18
轴上各轴径及长度初步安排如下图：

③低速级轴及轴上轴承的强度校核
a、 低速级轴的强度校核
①按弯扭合成强度校核：
转矩按脉动循环变化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
计算弯矩图如下图：

计算内容

计算结果

Ⅱ剖面直径最小，而计算弯矩较大，Ⅷ剖面计算弯矩最大，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
对于45号纲，σB=637Mp，查文献[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精确校核低速轴的疲劳强度
a、 判断危险截面：
各个剖面均有可能有危险剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面为过度圆角引起应力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。Ⅸ--Ⅹ面比较，它们直径均相同，Ⅸ与Ⅹ剖面计算弯矩值小，Ⅷ剖面虽然计算弯矩值最大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅵ与Ⅶ剖面危险，Ⅵ与Ⅶ剖面的距离较接近（可取5mm左右），承载情况也很接近，可取应力集中系数较大值进行验算。
计算内容

计算结果
b.较核Ⅰ、Ⅱ剖面疲劳强度：Ⅰ剖面因键槽引
起的应力集中系数由文献[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的应力集中系数由文献[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查文献[2]附表1-2（用插入法）： （过渡圆角半径根据D-d由文献[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故应按过渡圆角引起的应力集中系数验算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面产生的扭应力、应力幅、平均应力为：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
绝对尺寸影响系数查文献[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面质量系数查文献[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系数为：
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，引起的应力集中系数查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查文献[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故应按过渡圆角引起
计算内容

计算结果
的应力集中系数来验算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面产生的扭应力及其应力幅，平均应力为：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
绝对尺寸影响系数由文献[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面质量系数由文献[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系数：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各个轴上键的选择及校核
1．高速轴上键的选择：
初选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp，σp= 满足要求；

计算内容

高速轴上
选A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中间轴
选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

计算结果
2．中间轴键的选择：
A处：初选A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求;
B处：初选A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
3. 低速轴上键的选择：
a.联轴器处选A型普通平键
初选A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文献[2]表2-10，许用挤压应力[σp]=110Mp
σp= 满足要求.
b. 齿轮处初选A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 满足要求.
七．联轴器的选择
根据设计题目的要求，减速器只有低速轴上放置一联轴器。
查表取工作情况系数K=1.25~1.5 取K=1.5
计算转矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所选联轴器合适。
低速轴
联轴器处选A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速轴
齿轮处初选A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

选用HL3型联轴器：J40×84GB5014-85
参考资料：机械课程设计，理论力学

㈢ 设计带式输送机传动装置

下面是解题步骤，将其中的力，速度，直径数值给换一下就行了，其他数据不用变
（1）工作轴需要功率
Pe =F*V=8×1.4=11.2KW
（2）电机所需的工作功率：
P工作=Pe/η0
=11.2/×0.8692
=12.8854KW
选择电动机额定功率 13KW
其中η0=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×ηw
=0.96×0.992×0.97×0.992×0.96
=0.8962
3、确定电动机转速：
滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×400
=66.8451r/min
计算各轴的功率（KW）
P0=P工作=12.8854KW
PI=P0×η1=12.8854×0.96=12.3700KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=12.3700×0.99×0.97
=11.8789KW
带式运输机P= PII×η联轴器=11.8789×0.992=11.7839kw
计算各轴转速（r/min）
N0= =970r/min
nI=n0/i带=970/4.8371=200.5334(r/min)
nII=nI/i齿轮=200.5334/3=66.8445(r/min)
运输机轴n= nII=66.8445(r/min)
计算各轴扭矩（N

㈣ 带式运输机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器

已经发到你邮箱了，请注意查收！！！
算了直接发到这里，你自己整理下，把数据修改下。

机械设计课程
一级圆柱齿轮减速器
目录:
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N"m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
四． 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’"i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N"m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
4） 当量载荷
5） 轴承寿命的校核
6、 轴承30307的校核
II轴：
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
4） 当量载荷
5） 轴承寿命的校核
III轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
4） 当量载荷
5） 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算
代号 直径
（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N"m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ，
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84)
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑润与密封
一、齿轮的滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结 :
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备.

㈤ 2级圆柱齿轮减速器 要求鼓轮直径380mm 传送带速度0.8 扭矩1050

自己修改一下就可以啦,
自己修改一下就可以啦，遗憾图纸和有些公式搞不上去，
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

工作情况：
载荷平稳、单向旋转

原始数据
鼓轮的扭矩T（N·m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2

设计内容
电动机的选择与运动参数计算；
斜齿轮传动设计计算
轴的设计
滚动轴承的选择
键和连轴器的选择与校核；
装配图、零件图的绘制
设计计算说明书的编写

设计任务
减速器总装配图一张
齿轮、轴零件图各一张
设计说明书一份

设计进度
第一阶段：总体计算和传动件参数计算
第二阶段：轴与轴系零件的设计
第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择
电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

电动机容量的选择
工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝＝0.904
Pd＝3.76kW

电动机转速的选择
nd＝（i1’·i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14

合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N·m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算
选精度等级、材料及齿数
材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
精度等级选用7级精度；
试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
确定公式内的各计算数值
试选Kt＝1.6
由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
由表10－7选取尺宽系数φd＝1
由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107

由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

计算
试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
==67.85

计算圆周速度
v===0.68m/s

计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt===3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89

计算纵向重合度εβ
εβ==0.318×1×tan14=1.59
计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=73.6mm

计算模数mn
mn =mm=3.74
按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
mn≥
确定计算参数
计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

计算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47
查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
计算大、小齿轮的并加以比较
==0.0126
==0.01468
大齿轮的数值大。

设计计算
mn≥=2.4
mn=2.5

几何尺寸计算
计算中心距
z1=32.9，取z1=33
z2=165
a=255.07mm
a圆整后取255mm

按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=1355’50”

计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.00mm
d2=425mm

计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm

结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
初步确定轴的最小直径
d≥＝=34.2mm
求作用在齿轮上的受力
Ft1==899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N

轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
III-IV段为小齿轮，外径90mm。
IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
VI-VIII长度为44mm。

求轴上的载荷
66 207.5 63.5

Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N

精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以
，，。
（[2]P355表15-1）
综合系数的计算
由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为，，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。
I轴：
作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5

初步确定轴的最小直径

轴的结构设计
确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
轴肩固定轴承，直径为42mm。
该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
该段由联轴器孔长决定为42mm

按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴
作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

初步确定轴的最小直径

轴的结构设计
轴上零件的装配方案

据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合

滚动轴承的选择及计算
I轴：
求两轴承受到的径向载荷
轴承30206的校核
径向力

派生力
，
轴向力
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

轴承寿命的校核

II轴：
轴承30307的校核
径向力

派生力
，
轴向力
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

轴承寿命的校核

III轴：
轴承32214的校核
径向力

派生力
，
轴向力
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号 直径
（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N·m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径，

轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封
齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

㈥ 减速机是什么，有那几种类型

减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机（马达）的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。

减速机类型：
行星摆线针轮减速机、蜗轮蜗杆减速机 、齿轮减速机、行星齿轮减速机、减速电机
无级变速减速机。