齿轮传动装置简图

⑴ 斜齿轮传动机构简图

⑵ 记里鼓车齿轮机械图

车轮一圈的长度即圆的周长为c= 500m 150 =3.33m，所以直径为d= c π = 3.33m 3.14 =1.06m． 故选A．

⑶ 如何绘制简单圆柱蜗杆齿轮传动的机构运动简图

带传动一般放在高速极，因为它传动比较平稳，而且可以以打滑的形式缓冲载荷，即载荷突然过大的时候不会损伤电机，另外链传动因为不够平稳所以要放在低速极；其他三种齿轮传动应该根据你的需要来布置，理论上来说没有先后之分，蜗轮蜗杆结构传动比一般较大，应该布置在齿轮之前。我是学机械的，这只是一点我自己的观点，希望对你有用。

⑷ 急求带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器运动简图

http://blog.sina.com.cn/s/blog_67f1a2e40100rn7c.html
我博客里面抄收集了一些网袭上下载的减速器设计说明书
你可以去参考一下，应该对你设计有帮助的。

⑸ 如何绘制简单圆柱蜗杆齿轮传动的机构运动简图

带传动一般放在高速极，因为它传动比较平稳，而且可以以打滑的形式缓冲载荷回，即载荷突然过大的时候不会答损伤电机，另外链传动因为不够平稳所以要放在低速极；其他三种齿轮传动应该根据你的需要来布置，理论上来说没有先后之分，蜗轮蜗杆结构传动比一般较大，应该布置在齿轮之前。我是学机械的，这只是一点我自己的观点，希望对你有用。

⑹ 图2是小强的自行车传动装置的示意图。请思考并回答

我把大致的计算关系说一下吧。
用链条连接起来的大齿轮和小齿轮线速度相等。
共轴的小齿轮和车轮的角速度相等。
计算能量是可以用能量守恒，也可用杠杆平衡

⑺ 汽车传动简图用什么软件绘制，比如变速器齿轮传动简图，不需要详细的图纸说明

建议你使用autocad软件绘制即可。

⑻ 单级圆柱齿轮减速器图 就图纸 要有详细尺寸

设计题目：单级圆柱齿轮减速器
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第九组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

带式输送机的传动装置简图
1－电动机；2－三角带传动；
3－减速器；4－联轴器；
5－传动滚筒；6－皮带运输机
1、传动方案的分析与拟定
（1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1900N；带速V=2.55m/s；
滚筒直径D=240mm；滚筒长度L=250mm。
3、方案拟定：

采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、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）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1900×2.55/1000×0.85
=5.7KW
查手册得 P额 = 7.5kw
3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/（πD）
=60×1000×2.25/π×500
=97.45r/min
按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ig=3~4。取V带传动比ip=2.5~3.5，则总传动比理时范围为I总=7.5~14。
4、确定电动机型号
故电动机转速的可选范围为
Nd =i总×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min
适合这一范围的有750r/min和1000r/min,因此选择电动机的型号为Y系列160M-6，n满=970r/min.
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/97.45=9.95
2、分配各级转动比
总传动比等于各传动比的乘积:i总=i齿轮×i带
取齿轮i带=3（单级减速器i=2.5~3.5合理）
∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/i带=9.95/3=3.32
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
n0=n满=970 r/min
nI=no/i带=970/3=323(r/min)
nII=nI/i齿轮=323/3.32=97.29(r/min)
nIII= nII =97.29(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
Po=P工作=5.7KW
Ⅰ轴: PI=Poη带=5.7×0.96=5.5KW
Ⅱ轴：PII=PI×η轴承×η齿轮=5.5×0.98×0.97 =5.2KW
卷筒轴：pIII= PII×η轴承×η联轴器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW
3、 计算各轴扭矩（N•mm）
To=9550Po/no=9550×5.7/970=56.12 N•m
TI=9550PI/nI=9550×5.5/323=162.62N•m
TII=9550PII/nII=9550×5.2/97.29=510.43N•m
TIII=9550PIII/nIII=9550×5.05/97.29=715.22N•m
轴号 功率
P/kW N /(r.min-1) /
(N﹒m)
i
0 5.7 970 56.12 2.5
1 5.5 323 162.62
2 5.2 97.29 510.43 4.02
3 5.05 97.29 495.71 1

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P130表8.12得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW
nI==970r/min
由课本P131图8.12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
查资料表6－5，6－6
则取dd1=125mm>dmin=75
dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm
由课本P115表8-3，取dd2=375mm
实际转动比i= dd2/dd1 =375/125=3
带速V：V=πdd1nI/60×1000
=π×125×970/60×1000
=6.3m/s(带速合适)
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P132式（8-14）得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375)
所以有：350mm≤a0≤1000mm
预选a0=650
由课本P132式（8-15）得带的基准长度：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0
=2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650)
=2181mm
根据课本P117表8.4取基准长度：Ld=2240mm
根据课本P132式（8-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2
=679.5mm
amin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×2240=747mm
amax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×2240=646mm
(4)验算小带轮包角
一般使α1≥1200（特殊情况下允许α1≥900，若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。
根据课本P132式（8-17）得
α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30
=1800-【（375-125）/679.5】×57.30
=158.90>1200（满足）
（5）确定带的根数
由式 确定V带根数，
查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW
查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89
则 Z=PC/（(P0+△P0)• =2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
= 2.47 故要取3根A型V带
6)计算轴上压力
由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由课本P132式（8-19）单根A型普通V带的初拉力：
F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2
=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=141.1N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P133式（8-20）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2
=840.4N
(7)设计结果：选用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V带
中心距a=500mm,带轮直径dd1=100mm，dd2=236mm
轴上压力FQ=840.4N
2、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在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45C调质，齿面硬度为220~240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据《机械零件设计手册》选8级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=3.32
取小齿轮齿数：Z1=25。
则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.32×25=83
实际传动比I0=83/25=3.32
传动比误差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=3.32
(3)转矩T1
T1=9550×P/n11=9550×5.7/510.43
=106.64N•m
(4)载荷系数k
由课本P185表10-11取k=1.1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P181图10-24查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NL
NL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16)
=9.3×108
NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108
由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=1 ZNT2=1.15
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×162620×(4+1)/1×4×5602]1/3mm
=82.28mm?
模数：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm
根据课本P165表10-3取标准模数：m=4mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P187（10-24）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=4×25mm=100mm
d2=mZ2=4×100mm=400mm
齿宽：b=φdd1=1×100mm=100mm
取b=100mm b1=105mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得
YFa1=2.65 YSa1=1.59
YFa2=1.34 YSa2=1.80
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本P182图10-25C查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由课本P183图10-26查得：YNT1=1 YNT2=1
试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59 YS2=1.80
按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa
=146Mpa
将求得的各参数代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.1×48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa
=90.3Mpa< [σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa
=84Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n2/60×1000=3.14×100×97.29/60×1000
=3.78m/s
查表的选8级精度是合适的
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118
P——高速轴的输入功率
n——高速轴的转速
d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21）
∴选d=20mm
2、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，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。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，则采用过盈配合固定。
（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=d=20mm 长度取L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查表得c=1.5mm
d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm
∴d2=26mm
初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.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：L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3= d2+2h =32mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直径d4=d3+2h=32+2×3=38mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但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：（26+3×2）=32mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为32mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm
②求转矩：已知T1=48700N•mm
③求圆周力：Ft
根据课本P184（10-15）式得
Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N
④求径向力Fr
根据课本P184（10-15）式得
Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=354.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=354.5×54=19143 N•mm
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=974×54=52596N•mm
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N•mm
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×48700)2]1/2=74191N•mm
(7)校核危险截面C的强度
由式σe=Mec/0.1d33 得
σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×323
=22.6MPa< [σ-1]=60MPa
∴该轴强度足够。

图a

2）输出轴的设计计算
由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
1、按扭矩初算轴径
根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118
d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33）
由设计手册取标准值d1=30
（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。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
（2）确定轴的各段直径和长度
工段：d1=30mm L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查指导书取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm
初选6207型滚动球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
III段直径d3= d2+2h =42mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直径d4=d3+2h=42+2×3=48mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但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：（36+3×2）=42mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为42mm
Ⅴ段直径d5=40mm. 长度L5=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=200mm
②求转矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m
③求圆周力Ft：根据课本P184（10-15式得
Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N
④求径向力Fr根据课本P184（10-15式得
Fr=Ft•tanα=1870×0.36379=680.6N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=340.3×54=18376.2N•mm
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（18376.22+504902）1/2
=53730N•mm
(5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×187000)2]1/2
=194566N•mm
(6)校核危险截面C的强度
σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403)
=30.4+Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×10=58400小时
1、计算输入轴承
（1）.求轴承的当量动载荷P1、P2
由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。
已知轴颈d2=26mm，转速n1=427.27 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：
Ft1=2T1/d1=2×48700/50=1948N
Fr1=Ft1tan20=709N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5N
P1=fP R1=1.2×354.5=425.4N
P2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N
2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=26mm，初选6206型，查指导书P154附
10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=19500N，基本额定静载荷Cor=11500N。
3.由预期寿命求所需C
P1＞P2，即按轴承1计算
C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3
= 425.4×（60×427.27×58400/106）1/3
=5104.8N
因C＜Cor=11500N，故选此轴承型号为6206型
2、计算输出轴承
1.求轴承的当量动载荷P1、P2
由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。
已知轴颈d2=40mm，转速n1=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2×187×103/200=1870N
Fr2=Ft2tan20=680.6N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N
P1=fP R1=1.2×340.3=408.4N
P2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N
2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=40mm，初选6207型，查指导书P154附表10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=25500N，基本额定静载荷Cor=15200N。
3.由预期寿命求所需C
P1＞P2，即按轴承1计算
C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3
=408.4×（60×106.82×58400/106）1/3
=2943.3N
因C＜Cor=15200N，故选轴承型号为6207型
八、键联接的选择及校核计算
由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取[σP]=100Mpa
1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接
轴径d1=20mm,L1=55mm
查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=6mm，h=6mm，键长范围L=14-70mm。
键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=44mm。
强度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/20×6×44 =37Mpa<[σP](100Mpa)
所选键为：键C6×50GB/T1096
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=32mm,L3=53mm
查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22～110mm。
键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=35mm。
强度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/32×8×35 =21.8Mpa<[σP](100Mpa)
所选键为：键A10×45GB/T1096
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=42mm,L3=53mm
查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28～140mm。
键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=33mm。
强度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /42×8×33 =67.5Mpa<[σP](100Mpa)
所选键为：键A12×45GB/T1096
3、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=30mm,L1=55mm
查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=18～90mm。
键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=42mm。
强度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /30×7×42 =84.8Mpa<[σP](100Mpa)
所选键为：键C8×50GB/T1096
第九章 箱体主要结构尺寸计算
箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》（第二版）表5－1
箱体结构尺寸选择如下表：
名称 符号 尺寸（mm）
机座壁厚 δ 8
机盖壁厚 δ1 8
机座凸缘厚度 b 12
机盖凸缘厚度 b 1 12
机座底凸缘厚度 b 2 20
地脚螺钉直径 Df 16
地脚螺钉数目 N 4
轴承旁联结螺栓直径 d1 12
机盖与机座联接螺栓直径 d2 8
轴承端盖螺钉直径 d3 8
窥视孔盖螺钉直径 d4 6
定位销直径 D 6
凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，
以便于扳手操作为准
箱体外壁至轴承座端面距离 l1 C1+C2+(5—8)=34
大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 12
齿轮端面与内机壁距离 △2 12
机盖、机座肋厚 m1 ,m2 9， 9
轴承端盖外径（凸缘式） D2 101， 120

⑼ 展开式二级圆柱齿轮减速器的设计

这个简单的哦 我帮你
3天最多就可以搞定
你的结构简图补充下
再是要直齿轮还是斜齿轮的？
取值有没有限制？

⑽ 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