装置设计书

① 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

② 求：电动卷扬机传动（V带传动）装置设计说明书

电动卷扬机传动（V带传动）装置设计说明书
这个是不是要CAD 机械，参数
肯定

③ 机械课程设计----输送传动装置设计说明书

是齿轮减速箱吗》

④ 求一份设计用于皮带轮运输机的传动装置设计任务书

仅供参考

一种传输编程
第二组数据：一个圆柱形的齿轮减速器的设计带式输送机齿轮
（1）工作环境：可使用年限为10年，每年300天，两班倒的工作负载顺利。
（2）的原始数据：滚筒圆周力F = 1.7KN;带速度V = 1.4米/秒;
滚筒直径D = 220mm的
？运动图
其次，选择的电机
1，电机类??型和结构类型的选择：已知的工作要求和条件，选择Y系列三相异步电动机。
2，确定电机功率：
总有效率的发送装置（1）：
联轴器总η=η×η2轴承×η齿轮×η×η鼓
= 0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
= 0.86
（2）电机功率：
PD =FV/1000η总
= 1700×1.4/1000×0.86
= 2.76KW
如图3所??示，确定电机转速：
辊轴速度的工作：
NW = 60×1000V/πD的
= 60×1000×1.4 /π×220
= 121.5r/min

根据[2]表2.2推荐合理的，考虑一个V型皮带传动的传动比范围内的单级的圆筒状的齿轮比的范围比IV = 2?4，集成电路= 3?5，合理的总的传动比的范围内的i = 6?20，所以电机的可选择的范围的速度是第二=×净重=（6?20）×121.5 = 729?2430r/min
符合此范围内的同步转速为960 r / min和1420r/min。表8.1 [2]确定了三种适用的电机模型，如下表所示
传动比的传输方案电机型号额定功率电机的转速（转/分）
？KW转整圈的整体齿轮与齿轮比
1 Y132S-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100L2 4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

考虑到电机和齿轮的尺寸，重量，价格和皮带传动，减速器的传动比，比较这两个方案被称为：方案1，由于电机的转速，齿轮尺寸较大的价格较高。方案2是温和的。被选为电机型号Y100L2-4。
确定电机型号
根据上述选择电机的类型，所需的额定功率和同步速度，所选择的电动机型号
Y100L2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩的2.2。
第三，计算的总的传动比，在输电和配电水平比
1，总传动比：我总= N电/ N桶= 1420/121.5 = 11.68
如图2所示，在所有各级的传动比分配
（1）我= 3
（2）∵，共i =齿×我与π
∴我的牙齿= I / I = 11.68 / 3 = 3.89
的运动参数和动态参数
1，计算的轴的转速（转/分钟）的
NI = NM / I = 1420/3 = 473.33（转/分）
NII = NI / I牙= 473.33/3.89 = 121.67（转/分）
鼓NW =净利息收入= 473.33/3.89 = 121.67（转/分）
2，计算每个轴功率（KW）
PI = PD×η= 2.76×0.96 = 2.64KW
PII = PI×η轴承×η齿轮= 2.64×0.99×0.97 = 2.53KW

如图3所??示，计算各轴的转矩
TD = 9.55Pd/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56N？中号
？？？TI = 9.55p2到/ N1 = 9550x2.64/473.33 = 53.26N？中号
？？？
？？TII = 9.55p2到/ N2 = 9550x2.53/121.67 = 198.58N？中号
？？？
传动部件的设计和计算
1轮驱动设计
（1）选择普通V带类型
教科书[1] P189表10-8为：Ka = 1.2，P = 2.76KW
PC = KAP = 1.2×2.76 = 3.3KW
PC = 3.3KW和n1 = 473.33r/min的的
教科书[1] P189图10-12是可选的V型皮带A型
（2）确定的带轮的基准直径，并检查磁带速度
[1]教材P190表10-9，采取其所=95毫米> dmin的= 75
DD2 = i与其所（1-ε）= 3×95×（1-0.02）=279.30毫米
通过教科书[1] P190表10-9，采取DD2 = 280
带速V：V =πdd1n1/60×1000
=Π×95×1420/60×1000
=7.06米/ s的？？？？？？
5?25m / s的范围内，适当的速度。
（3）确定带子的长度和中心距
暂定中心距离a0 =500毫米
Ld为= 2A0 +π（其所+ DD2）/ 2 +（DD2-DD1）2/4a0
= 2×500 3.14（95 280）+（280-95）2/4×450
=1605.8毫米
据的教科书[1]表（10-6），以选择一个类似的Ld为=1600毫米
确定中心距a≈a0的+（Ld为 - LD0）/ 2 = 500 +（1600-1605.8）/ 2
=497毫米
？？（四）检查小滑轮包角
α1= 1800-57.30×（DD2-DD1）/
= 1800-57.30×（280-95）/ 497
= 158.670> 1200（适用）
？（5），以确定的数目根
V带传动额定功率的单。根据DD1和N1，检查课本图10-9为：P1 = 1.4KW
I≠1时，单根增量的额定功率的V形皮带。根据带型，我检查[1]表10-2△P1 = 0.17KW
检查[1]表10-3 5月Kα= 0.94;调查[1]表10-4 KL = 0.99
Z = PC / [（P1 +△P1）KαKL]
= 3.3 /（1.4 +0.17）×0.94×0.99]
= 2.26（坐3）
？？（6）计算轴压力
通过教科书[1]表10-5调查q = 0.1公斤/米的教科书（10-20）初始张力的V型皮带单位根：
F0 = 500PC/ZV [（2.5/Kα）-1] + qV2 = 500x3.3 / 3x7.06（2.5/0.94-1），+0.10 x7.062 = 134.3kN
根据轴承的压力FQ
FQ = 2ZF0sin（α1/ 2）= 2×3×134.3sin（158.67o / 2）
= 791.9N

2，齿轮的设计计算
（1）选择齿轮材料及热处理的齿轮传动装置的设计被关闭的传输，通常
制成的软齿面齿轮。查找表[1]表6-8，易于制造的材料选择价格便宜的小齿轮材料为45钢，淬火和回火齿面硬度260HBS，大齿轮材料45钢，正火硬度215HBS;
精度等级：运输机通用机械，高速，8位精度。
（2）所述的齿面接触疲劳强度设计
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
确定的参数如下：传动比i齿= 3.89
举一个小齿轮Z1 = 20。大齿轮Z2 = IZ1 =×20 = 77.8 Z2 = 78
从教科书表6-12φD= 1.1
（3）的转矩T1
T1 = 9.55×106×P1/n1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660N？毫米
（4）负荷系数K：K = 1.2
（5）允许的接触应力[σH]
[ΣH=σHlimZN / SHmin的教科书[1]图6-37理查德：
σHlim1= 610MpaσHlim2= 500MPa级
联系疲劳寿命系数锌：一年300天，每天16小时计算公式N = 60njtn
N1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36x109
N2 = N / I = 1.36x109 / 3.89 = 3.4×108
检查[1]图6-38，ZN1的教科书中曲线1 = 1 ZN2 = 1.05
按要求选择可靠性的的安全系数SHmin = 1.0
[ΣH] 1 =σHlim1ZN1/SHmin= 610x1 / 1 = 610兆帕
[ΣH] 2 =σHlim2ZN2/SHmin= 500x1.05 / 1 = 525Mpa
因此，它可以是：
D1≥（6712×KT1（U +1）/φ[σH] 2）1/3
=49.04毫米
模数：M = d1/Z1 = 49.04/20 =2.45毫米
以教科书[1]值的P79标准模数第一系列，M = 2.5
（6）检查齿根弯曲疲劳强度
σBB = 2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
的节圆直径为d1 =就是MZ1 = 2.5×20mm的= 50毫米
？？？？？？？？？D2 = MZ2 = 2.5×78毫米=195毫米
齿宽：B =φdd1= 1.1×50毫米=55毫米
以B2 =55毫米B1 =60毫米
（7）复合齿因素的YFS教科书[1]图6-40：YFS1 = 4.35，YFS2，3.95
（8）容许弯曲应力[σbb]
根据教科书[1] P116：
[Σbb=σbblimYN / SFmin的
教科书[1]图6-41弯曲疲劳极限σbblim的，应该：σbblim1= 490MPa级σbblim2= 410Mpa
教科书[1]图6-42的弯曲疲劳寿命系数YN：YN1 = 1 YN2 = 1
最小安全系数的弯曲疲劳SFmin：一般可靠性的要求，采取SFmin = 1
计算弯曲应力疲劳许
[Σbb1σbblim1YN1/SFmin = 490×1/1 = 490MPa级
[Σbb2] =σbblim2YN2/SFmin = 410×1/1 = 410Mpa
校核计算
σbb1= 2kT1YFS1 / b1md1 = 71.86pa [σbb1]
σbb22kT1YFS2 / b2md1 = 72.61Mpa <[σbb2]
齿根弯曲疲劳强度足够
（9）中的一个齿轮的中心矩
=（D1 + D2）/ 2 =（50 +195）/ 2 =122.5毫米
（10）的圆周速度的齿轮五
计算的圆周速度V =πn1d1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 =1.23米/ s的
由于V <6米/秒，所以他们选择适当的8位精度。
？
轴的设计计算
？？从动轴的设计
？1中，选择的材料的轴线，以确定允许的应力
？？？选择轴的材料为45钢，淬火和回火。调查[2]表13-1中我们可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，强度σs= 360Mpa调查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根据估计的抗扭强度轴的最小直径
？？？单级的低速轴的齿轮减速器的轴，输出耦合阶段，
考虑从结构的要求，输出端子轴应最小，最小直径为：
？？？？？？？？D≥C
？？？？调查[2]表13-5可用45钢取C = 118
？？？？D≥118×（2.53/121.67）1/3mm =32.44毫米
？？？考虑键槽影响的耦合孔系列标准的，取D = 35毫米
？？3，齿轮受力计算
？？？齿轮扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.53/121.67 = 198 582?
？？？齿轮力：
？？？？？？？？？圆周力：FT = 2T / D = 2×198582/195N = 2036N
？？？？？？？？？径向力：FR = Fttan200 = 2036×tan200 = 741N
？？4，轴的结构设计
？？？需要考虑固定的大小相匹配的部分轴结构的设计，轴类零件轴，轴按比例绘制的结构示意图。
？？？（1），选择的耦合
？？？？？？？可用于弹性柱销联轴器，检查[2]表9.4耦合模型HL3耦合：35×82 GB5014-85
？？？（2）确定轴类零件的位置和固定方式
？？？单级减速齿轮，你可以安排中央齿轮箱轴承对称布置
？？论齿轮两侧。依靠客户端安装轴伸联轴器，齿轮油环和套筒
固定的轴向位置，并与实现的星期依靠平键和干扰来固定，该轴的两端
承套筒的轴向定位的实现，依靠的干扰符合环固定轴
两端的轴承盖的轴向定位联轴器依靠轴肩平，关键盈
轴向定位和周向定位
（3），以确定的直径的轴的每个段
将估计的轴D = 35毫米比赛（如图），作为外伸端直径d1和接头
考虑耦合轴向定位轴肩，在第二个段落的直径为D2 = 40mm的
负载从左侧的左端的齿轮和轴承，考虑要求易于装配，拆卸，和零件固定安装的轴在d3上应该是大于d2，d3上= 4毫米，容易齿轮组件与该部和拆卸与齿轮轴直径d4应该是大于d3，采取d4上= 50毫米。带齿轮的时间用的套筒固定左端，右端的凸缘定位颈直径d5上
满足齿轮的位置的同时，还应该满足安装要求的右侧的轴承确定根据选定轴承模型的右轴承轴承模型相同的左端，采取D6 =45毫米。
？？？？？？？？（4）选择[1] P270初选深沟球轴承，代号为6209的轴承型号，手动可供选择：轴承宽度B = 19，安装尺寸D = 52，所以领子直径D5 =52毫米的。
？？？？？？？？（5）确定的轴的直径，每个区段的长度
Ⅰ段：D1 = 35mm长度L1 = 50

第二部分：D2 = 40mm的
6209深沟球轴承，内径45毫米的主，
的宽度为19mm。考虑到齿轮的端面和壳体壁，轴承的端面和壳体的内壁有一定的距离。以袖子的长度为20mm，长度应根据密封帽轴部分的密封帽的宽度，并考虑联轴器和柜外壁应该是某一时刻，段长度为55mm，安装齿轮段长度应较小的宽度比轮子2毫米，这是一个很长的段落II：
L2 =（2 20 19 55）=96毫米
III段直径d3 =45毫米
L3 = L1-L = 50-2 =48毫米
Ⅳ段直径d4 = 50
相同的长度和在套筒到右侧，即L4 = 20mm的
Ⅴ段直径D5 =52毫米的长度L5 =19毫米
可被视为由长度的轴的轴线支撑跨距L =96毫米
（6）矩复合材料强度
（1）要求的节圆直径：已知D1 =195毫米
（2）寻找扭矩：T2 = 198.58N？中号
③求圆周力：FT
根据课本P127（6-34）
尺= 2T2/d2 = 2×198.58/195 = 2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.03×tan200 = 0.741N
（5）由于该轴的两个轴承的对称性，所以：= LB =48毫米

（1）绘制轴力图（图一）
（2）画一条垂直的平面的弯矩图（图二）
支座反力：
FAY = FBY = FR / 2 = 0.74 / 2 = 0.37N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.03 / 2 = 1.01N
的两侧左右对称的，它是已知的交叉C节对称的弯矩。在垂直平面内的时刻的C节
MC1 = FAyL / 2 = 0.37×96÷2 = 17.76N？中号
的弯曲力矩，在水平面中的C节：
MC2 = FAZL / 2 = 1.01×96÷2 = 48.48N？中号
（4）绘制的弯矩图（图d）
MC =（MC12 + MC22）1/2 =（17.762 48.482）1/2 = 51.63N？中号
（5）绘制一个的转矩图（图e）
扭矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 198.58N？中号
（6）绘制的等效弯矩图（图f）
扭矩产生的扭转剪切文治武功力的脉动周期的变化，取α= 0.2，在等效力矩的截面C：
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2
= [51.632 +（0.2×198.58）2] 1/2 = 65.13N？中号
（7）检查强度的危险C节
由式（6-3）中

？
ΣE= 65.13/0.1d33 = 65.13x1000/0.1×453
= 7.14MPa <[σ-1] = 60MPa
∴，轴具有足够的强度。

？
传动轴设计？？？？
？？？1，选择轴的材料，以确定许用应力
？？？选择轴的材料为45钢，淬火和回火。调查[2]表13-1中我们可以看到：
？？？？σB= 650MPa以下，强度σs= 360Mpa调查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa
？？？？[Σ0] BB = 102Mpa，[σ-1] BB = 60Mpa
？2，根据估计的抗扭强度轴的最小直径
？？？单级的低速轴的齿轮减速器的轴，输出耦合阶段，
考虑从结构的要求，输出端子轴应最小，最小直径为：
？？？？？？？？D≥C
？？？？调查[2]表13-5可用45钢取C = 118
？？？？D≥118×（2.64/473.33）1/3mm =20.92毫米
？？？考虑键槽一系列标准的影响，采取e=22毫米
？？3，齿轮受力计算
？？？收到的齿轮扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265?
？？？齿轮力：
？？？？？？？？？圆周力：FT = 2T / D = 2×53265/50N = 2130N
？？？？？？？？？径向力：FR = Fttan200 = 2130×tan200 = 775N
？？？？？？确定轴类零件的位置和固定方式
？？？单级减速齿轮，你可以安排中央齿轮箱轴承对称布置
？？论齿轮两侧。齿轮依靠油环和轴向定位并固定在套筒上
依靠平键和周向固定的干扰，该轴的两端
承套筒的轴向定位的实现，依靠的干扰符合环固定轴
两端的轴承盖来实现轴向定位，
的第4段，以确定轴的直径和长度
6206深沟球轴承，内径30毫米的主，
的宽度为16mm。考虑齿轮的端面和壳体壁，轴承的端面和壳体的内壁有一定的时刻，然后采取套筒长度20mm，那么段的长度36毫米安装轮毂宽度的齿轮部的长度2毫米。
（2）复合材料的弯曲和扭转强度计算
（1）要求已知的节圆直径：D2 = 50
（2）向已知扭矩：T = 53.26N？中号
（3）向圆周力Ft：根据课本P127（6-34）
尺= 2T3/d2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④求径向力Fr的课本P127（6-35）
= FT神父？若tanα= 2.13×0.36379 = 0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA = LB = 50
（1）求支座反力FAX，FBY，FAZ，FBZ
FAX = FBY = FR / 2 = 0.76 / 2 = 0.38N
FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.13 / 2 = 1.065N
（2）横截面在垂直平面矩
MC1 = FAxL / 2 = 0.38×100/2 = 19N？中号
（3）的横截面中的C的水平的弯曲力矩
MC2 = FAZL / 2 = 1.065×100/2 = 52.5N？中号
（4）计算的合成的矩
MC =（MC12 + MC22）1/2
=（192 52.52）1/2
= 55.83N？中号
（5）计算的等效弯矩：根据课本P235α= 0.4
MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2 = [55.832 +（0.4×53.26）2] 1/2
= 59.74N？中号
（6）检查的力度危险的C节
由式（10-3）中
ΣE= MEC /（0.1d3）= 59.74x1000 /（0.1×303）
= 22.12Mpa <[σ-1] = 60Mpa
∴此轴具有足够的强度

（7）滚动选择和检查计算
？？？？从动轴的轴承
预期寿命的条件下，轴承
L'H = 10×300×16 = 48000h
（1）初选轴承型号：6209，
？？？检查[1]表14-19所示：D = 55毫米，外径D = 85毫米，宽度B = 19MM，基本额定动负荷C = 31.5KN基本额定静负荷CO = 20.5KN
？？？调查[2]表10.1极限转速9000r/min
？？？？？？
？？？？（1）已知NII = 121.67（转/分）

两轴承的径向反作用力：FR1 = FR2 = 1083N
根据教科书的P265（11-12）轴承内部的轴向力
FS = 0.63FR那么FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1083 = 682N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，应采取按任何一端，现在就按结束结束
FA1 = FS1 = 682N FA2 = FS2 = 682N
（3）求系数X，Y
FA1/FR1 = 682N/1038N = 0.63
FA2/FR2 = 682N/1038N = 0.63
根据课本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）计算的等效载荷P1，P2
根据教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）风格的基础上课本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N
（5）的轴承寿命的计算
∵P1 = P2，所以他们选择了P = 1624N
∵深沟球轴承ε= 3
根据手册6209-CR = 31500N
我们获得课本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×1624分之31500）3/60X121.67 = 998953h> 48000h
∴预期寿命是足够的

？？？？？？？？？？
？？？？？？主动轴轴承：
？？？（1）轴承初选型号：6206
？？查[1]表14-19，：D = 30毫米，外径D =62毫米，宽度B = 16毫米，
基本额定动载荷C = 19.5KN基本的静载荷CO = 111.5KN
？？？？调查[2]表10.1极限转速13000r/min
？？？？？？预期寿命的条件，对轴承
L'H = 10×300×16 = 48000h
？？？？（1）已知NI = 473.33（转/分）
两轴承的径向反作用力：FR1 = FR2 = 1129N
根据教科书的P265（11-12）轴承内部的轴向力
FS = 0.63FR那么FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1129 = 711.8N
（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0
因此，应采取按任何一端，现在就按结束结束
FA1 = FS1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N
（3）求系数X，Y
FA1/FR1 = 711.8N/711.8N = 0.63
FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63
根据课本P265表（14-14）= 0.68
FA1/FR1 E X1 = 1 FA2/FR2 <E x2 = 1
Y1 = 0 Y2 = 0
（4）计算的等效载荷P1，P2
根据教材P264表（14-12）取f P = 1.5
（14-7）风格的基础上课本P264
P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N
（5）的轴承寿命的计算
∵P1 = P2，所以他们选择了P = 1693.5N
∵深沟球轴承ε= 3
根据手册是6206-CR = 19500N
我们获得课本P264（14-5）
LH = 106（ftCr / P），ε/60n
= 106（1×19500/1693.5）3/60X473.33 = 53713h> 48000h
∴预期寿命是足够的
？
七键连接的选择，并且检查计算
1。据的长轴直径的大小，由[1]表12-6中
高速轴（驱动轴），V型皮带轮联轴器键：键8×36，GB1096-79
大齿轮和轴连接键：的钥匙14×45 GB1096-79
联轴器键：键10×40 GB1096-79
2。关键的强度校核
？大齿轮和轴的关键：关键14×45 GB1096-79
B×H = 14×9，L = 45，LS = L - B =31毫米
圆周力：FR = 2TII / D = 2×198五十零分之五百八十零= 7943.2N
挤压强度：= 56.93 <125?150MPA = [ΣP]
因此，挤压强度足够
剪切强度：= 36.60 <120MPA = []
因此，剪切强度是足够的
8×36的关键GB1096-79和键10×40 GB1096-79检查，根据上述步骤，并符合要求。

八，减速齿轮箱，盖子及配饰设计
1，减速机附件
曝气机
室内使用时，选择通风（一次过滤），采用M18×1.5
油位指示器
选择游标M12的
起重设备
采用盖耳片箱座。

放油塞
选择外六角油塞和垫片M18×1.5
根据“机械设计课程设计表5.3选择合适的型号：
从盖螺丝型号：GB/T5780 M18×30，材质Q235
高速轴轴承盖螺栓：GB5783?86 M8X12，材质Q235
低速轴轴承盖螺栓：GB5783?86 M8×20，材质Q235
博尔特：GB5782?86 M14×100，材质Q235
案例的主要尺寸：
：
？？？（1）箱座壁厚Z = 0.025A +1 = 0.025×122.5 +1 = 4.0625 Z = 8
？？？？？？？？？（2）油箱盖和墙壁厚度Z1 = 0.02A +1 = 0.02×122.5 +1 = 3.45
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？ ？？？？？？？以Z1 = 8
？？？？？？？？？（3）盖法兰厚度B1 = 1.5z1 = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？？（4）箱座法兰厚度B = 1.5z = 1.5×8 = 12
？？？？？？？？（5）的厚度的框座底部凸缘B2 = 2.5z = 2.5×8 = 20

？？？？？？？？？（6）接地螺钉直径df = 0.036a +12 =
？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？0.036×122.5 +12 = 16.41（共18个）
？？？？？？？？？（7）数的接地螺钉N = 4（<250）
？？？？？？？？（8）的轴承旁的连接螺栓直径d1 = 0.75df = 0.75×18 = 13.5（一个14）
？？？？？？？？盖（9）和所述座椅连接的螺栓直径d2 =（0.5-0.6）自由度= 0.55×18 = 9.9（二，10）
？？？？？？？？？（10）连??接螺栓D2的间距L = 150?200
？？？？？？？？？（11）轴承盖螺栓直D3 =（0.4?0.5），DF = 0.4×18 = 7.2（N = 8）
？？？？？？？？？（12）检查孔盖螺丝D4 =（0.3-0.4），DF = 0.3×18 = 5.4（6）
？？？？？？？？的定位销（13）的直径D =（0.7-0.8）d2的= 0.8×10 = 8
？？？？？？？？（14）df.d1.d2的方块距离C1的外壁上的
？？？？？？？？？（15）Df.d2
？？？？？？？？？
？？？？？？？？（16）凸台高度：确定在根据与低速的轴承座的外径，以扳手操作为准。
外槽壁（17）从端面的轧辊轴承座C1 + C2 +（5?10）的距离
（18）齿轮的齿顶圆与内箱壁间距离：> 9.6毫米
（19）的齿轮内盒的端壁间的距离：= 12毫米
（20）盖，箱座肋厚：M1 = 8毫米，M2 = 8毫米
（21）的轴承盖的外径（D）+（5?5.??5）d3上

？？？？？？？？D?轴承外径
（22）轴承：尽可能靠近旁边的连接螺栓距离，遵守不干涉对方的MD1和MD3一般取S = D2。

九，润滑与密封
1齿轮的润滑
使用浸油润滑，单级圆柱齿轮减速机，速度ν<12米/秒，当m <20时，浸油深度h牙齿的高度，但不小于10毫米，所以油浸泡过的高度约36毫米。
2滚动轴承的润滑
轴承圆周速度，所以应该开设油沟，飞溅润滑。
3。润滑油的选择
与同种润滑油的齿轮和轴承是更方便的小型设备，考虑到设备，选择GB443-89损耗系统用油L-AN15润滑油。
4的密封方法的选择
可选法兰端盖调整方便，闷盖安装在框架旋转轴唇形密封的密封。密封模型由组件GB894.1-86-25的轴承盖的结构的大小是由轴承位置的外径的轴直径确定的。

10，设计总结
课程设计的经验
课程设计需要勤奋和努力钻研的精神。步骤一步克服的事情会在第一时间，第一，似乎没有人有感情的挫折，遇到困难，可能需要持续几个小时，十几个小时的不停工作，研究的最终结果的那一刻快乐是很容易的，叹了口气！
课程设计过程中，几乎所有在过去所学的知识不扎实，很多计算方法，公式都忘了，不断地把信息，阅读，和同学们互相探讨。虽然过程很辛苦，有时不得不打消了这个念头，但一直坚持了下来，完成了设计，也学会了要回很多以前没学好的知识，并同时巩固这方面的知识，提高运用所学知识的能力。

11，参考的数据目录
[1]“机械设计基础课程设计，高等教育出版社，陈立德主编，第二版，2004年7月;
[2]“机械设计基础，机械工业出版社的编辑胡甲秀2007年7月第一版

⑤ 机械密封试验装置的设计说明书

什么形式的机械密封

⑥ 机械设计基础课程设计指导书——设计输送机传动装置课程设计

给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2
、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率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计算各轴扭矩（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、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100
，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比：
u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取
φ
齿宽：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1
、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滚动轴承的选择
1
、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2
、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1
、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3
、输入轴与带轮联接采用平键联接
=25mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：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、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

⑦ 想设计一个小型电动机械装置，需要看那些专业书籍才可以独立完成设计任务

除了《机械设计基础》，还有《机电传动控制》

基础水平要在高中以上

⑧ 带式输送机传动装置设计说明书及其计算

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