Ⅰ 10.32一闭式直齿圆柱齿轮传动，已知:传递功率P=4.5 kW，转速ni = 960 r/min
像这样的题目，是软齿面的设计，即硬度HB<350。按照接触强度计算中心距，具体计算的公式教材上面有。设计步骤齿轮传动章节最后面有设计例题，按照设计例题给出的步骤套数据就行，根本不需要问别人。做这个作业的目的，就是要你掌握计算的方法，为以后的课程设计打基础。问别人，给你答案是没有用的。听我的，自己计算，我就是教这门课的老师。
Ⅱ 直齿圆柱齿轮的传动设计
1 设计应满足的条件
1. 正确啮合条件
一对渐开线齿廓能保证定传动比传动，但这并不表明任意两个渐开线齿轮都能搭配起来正确啮合传动。为了正确啮合，还必须满足一定的条件。图示一对渐开线齿轮同时有两对齿参加啮合，两轮齿工作侧齿廓的啮合点分别为K和K'。为了保证定传动比，两啮合点K和K'必须同时落在啮合线N1N2上；否则，将出现卡死或冲击的现象。这一条件可以表述为。和分别为齿轮1和齿轮2相邻同侧齿廓沿公法线上的距离，称为法向齿距，用pn1、pn2表示。 因此，一对齿轮实现定传动比传的正确啮合件为两轮的法向齿距相等。又由渐开线性质可知，齿轮法向齿距与基圆齿距相等，则该条件又可表述为两轮的基圆齿距相等，即 将和代入上式得 式中m1、m2和α1、α2分别为两轮的模数和压力角。由于齿轮的模数和压力角都已标准化，要使上式成立，可以取 来保证两轮的法向齿距相等。因此，渐开线直齿圆柱齿轮的正确啮合条件最终表述为：两轮的模数和压力角分别相等。
2. 连续传动的条件
（1）啮合传动过程
齿轮传动是通过其轮齿交替啮合而实现的。图所示为一对轮齿的啮合过程。主动轮1顺时针方向转动，推动从动轮2作逆时针方向转动。一对轮齿的开始啮合点是从动轮齿顶圆η2与啮合线N1N2的交点B2，这时主动轮的齿根与从动轮的齿顶接触，两轮齿进入啮合。随着啮合传动的进行，两齿廓的啮合点将沿着啮合线向左下方移动。一直到主动轮的齿顶圆η1与啮合线的交点B1，主动轮的齿顶与从动轮的齿根即将脱离接触，两轮齿结束啮合，B1点为终止啮合点。线段为啮合点的实际轨迹，称为实际啮合线段。当两轮齿顶圆加大时，点B1、B2分别趋于点N1、N2，实际啮合线段将加长。但因基圆内无渐开线，故点B1、B2不会超过点N1、N2，点N1、N2称为极限啮合点。线段是理论上最长的实际啮合线段，称为理论啮合线段。 2）连续传动条件
连续传动条件为保证齿轮定传动比传动的连续性，仅具备两轮的基圆齿距相等的条件是不够的，还必须满足≥Pb。否则，当前一对齿在点B1分离时，后一对齿尚末进入点B2啮合，这样，在前后两对齿交替啮合时将引起冲击，无法保证传动的平稳性。
重合度把实际啮合线段与基圆齿距Pb的比值称为重合度，用εα表示。 重合度表达式 在实际应用中，εα值应大于或等于一定的许用值[εα]，即 上式中许用重合度[εα]的值是随齿轮机构的使用要求和制造精度而定，推荐的[εα]值，见表9.4。 重合度计算公式
外啮合齿轮的重合度计算公式可参照右图推出：
实际啮合线段， 而 将上述关系代入式（9.14）并化简得： =式中：啮合角，两轮齿顶圆压力角、。
重合度的物理意义 重合度的大小表明同时参与啮合的轮齿对数的多少。如εα=1表示，齿轮传动的过程中始终只有一对齿啮合。若εα=1.3 的情况如图所示，在实际啮合线的B2A1和A2B1（长度各为0.3Pb）段有两对轮齿同时在啮合，称为双齿啮合区；而在节点P附近A1A2段（长度为0.7Pb），只有一对轮齿在啮合，称为单齿啮合区。
总之，εα值愈大，表明同时参加啮合轮齿的对数愈多，这对提高齿轮传动的承载能力和传动的平稳性都有十分重要的意义。
3. 无齿侧隙啮合条件
齿轮啮合传动时，为了在啮合齿廓之间形成润滑油膜，避免因轮齿摩檫发热膨胀而卡死，齿廓之间必须留有间隙，此间隙称为齿侧间隙，简称侧隙。但是，齿侧间隙的存在会产生齿间冲击，影响齿轮传动的平稳性。因此，这个间隙只能很小，通常由齿轮公差来保证。对于齿轮运动设计仍按无齿侧间隙（侧隙为零）进行设计。
一对齿轮啮合过程中，两节圆作纯滚动。因此，两齿轮的节圆齿距应相等，即p1`=p2` 。为保证无齿侧间隙啮合，一齿轮的节圆齿厚必须等于另一齿轮节圆齿槽宽，即s1`=e2` 或s2`=e1`。这样有p1`=s1`+e1`+p1`=s2`+e2`，故p=s1`+s2`
即齿轮啮合传动的无侧隙啮合条件是：节圆齿距等于两轮节圆齿厚之和。
4. 齿廓不根切条件
（1） 根切现象及其产生原因 根切现象 如图所示，用范成法切制齿轮的过程中，有时刀具会把齿轮根部已加工好的渐开线齿廓切去一部分，这种现象称为根切。根切将削弱齿根的强度，甚至可能降低重合度，影响传动质量，应尽量避免。
产生原因图为齿条刀的齿顶线超过极限啮合点N1（啮合线与被切齿轮基圆的切点）的情况。当刀具以速度ν移动到达位置Ⅱ时，刀刃齿廓将被加工轮齿的渐开线齿廓完全切出。范成加工继续进行，刀具移动距离s到达位置Ⅲ，刀刃齿廓与啮合线NN交于点K。与此同时，齿轮相应转过φ角，其基圆转过的弧长 而刀具两位置的垂直距离为，则，因此有。该式表明渐开线齿廓上的点N1`落在刀刃的左内侧，即点N1`附近的渐开线被刀刃切掉而产生根切，如图中的阴影部分所示。
（2） 避免根切的方法
以上分析可知，产生根切的原因是刀具的齿顶线超过极限啮合点N1，因此可以利用移距变位的方法避免根切。
如图所示，为了避免根切齿条刀采用正变位，变位量为 。这样使刀具齿顶线通过极限啮合点N1，刚好不根切。由此可得不根切的条件为： 因，所以有 1） 标准齿轮不产生根切的最少齿数条件
因标准齿轮x=0 ，由式得不根切条件为 因此得出标准齿条刀加工标准齿轮不产生根切的最少齿数zmin ： 当ha* =1、α=20。时，可以得到标准齿轮不产生根切的最少齿数zmin =17。
2）变位齿轮不产生根切的最小变位系数
由（9.16）式得不根切条件 因此有 将式代入上式并整理，可得变位齿轮不产生根切的最小变位系数为 上式表明：当z0 ；当 z>zmin时，可以采用负变位（x<0），只要满足x≥xmin 的条件就不会产生根切。
3) 改变齿顶高系数和压力角
由式可知，减小齿顶高系数ha* 或加大压力角α，均可提高齿轮避免根切的能力。但是，这样需要采用非标准刀具，成本将增加，一般情况不宜采用。
5. 无侧隙啮合条件及无侧隙啮合方程式
（1）无侧隙啮合条件
齿轮啮合传动时，为了在啮合齿廓之间形成润滑油膜，避免因轮齿摩檫发热膨胀而卡死，齿廓之间必须留有间隙，此间隙称为齿侧间隙，简称侧隙。但是，齿侧间隙的存在会产生齿间冲击，影响齿轮传动的平稳性。因此，这个间隙只能很小，通常由齿轮公差来保证。对于齿轮运动设计仍按无齿侧间隙（侧隙为零）进行设计。
一对齿轮啮合过程中，两节圆作纯滚动。因此，两齿轮的节圆齿距应相等，即 p1`=p2` 。为保证无齿侧间隙啮合，一齿轮的节圆齿厚必须等于另一齿轮节圆齿槽宽，即s1`=e2`或p2`=e1`。这样有，故 即齿轮啮合传动的无侧隙啮合条件是：节圆齿距等于两轮节圆齿厚之和。
（2）无侧隙啮合方程式
节圆齿厚s1`,p2` ： 式中 而 将以上各式代入式并化简得 上式称为无侧隙啮合方程式。该式表明：一对齿轮的变位系数确定后，只有按此式求得的啮合角α` 安装，才能保证无侧隙啮合传动。对于标准齿轮传动，因x1=x2=0 ，则有α` =α。
6. 保证齿顶厚条件
对于正变位齿轮，过大的变位可能引起齿顶变尖（Sa =0）或齿顶厚过小的现象。为了保证齿轮的齿顶强度，齿顶厚不能太小，一般要求 Sa ≥0.25 ，对于表面淬火的齿轮，要求Sa ＞0.4 m。
2 齿轮机构啮合传动的几何尺寸
1. 中心距α`与中心距变动系数y
1) 中心距α`
由图可得一对变位齿轮的中心距α` 对于一对标准齿轮而言，因x1=x2=0，α` =α，则其中心距α` 为 此中心距称为标准安装中心距，简称标准中心距。此时，两轮的分度圆相切并与其节圆重合，既保证无侧隙啮合，又保证顶隙是标准值。顶隙可以避免啮合轮齿的顶部与根部相抵干涉，同时用作储存润滑油。
2) 中心距变动系数y
现以ym表示变位齿轮中心距与标准中心距之差（又称中心距变动量），则有 故 式中y称为中心距变动系数。
2. 齿顶高ha与齿顶高变动系数Δy 假想有一把标准齿条刀具，它可以同时双面切削两个正变位齿轮，其变位量分别为x1m 和x2m 。两轮均具有标准齿高和标准顶隙c*m。从图中可以看出，两轮齿廓与刀具的直线齿廓分别在点A1、B1和点A2、B2接触，而且轮1上的点A1和轮2上的点A2分别处在同一刀刃齿廓两侧不同位置，点B1和B2也是如此。因此，当抽去假想齿条刀具，并让两齿轮按此位置安装时，虽然两轮之间具有标准齿顶隙c*m ，但却出现齿侧间隙。为了实现无侧隙啮合，可把两轮中心靠近，直至无侧隙为止，并设中心距缩短量为Δym 。显然，此时顶隙也将减小Δym，不再是标准顶隙。因此为了实现无侧隙啮合的同时也保证标准顶隙，必须将两轮齿顶削去Δym。这样齿顶高ha为 式中 Δy 称为齿高变动系数。相应全齿高为 设中心距减小Δym 前后的中心距分别为α"和α'，则有 故 以上仅就正变位齿轮进行分析。但可以证明：对于外啮合传动，无论 x1 和x2 取何值，Δy恒为正值。变位齿轮的全齿高恒大于或等于标准齿轮的全齿高。外啮合变位齿轮传动的几何尺寸计算参看下表。 3 齿轮传动的类型
根据（x1 +x2 ）及 x1 、x2 取值不同，可把齿轮传动分为三种基本类型，即标准齿轮传动、高度变位齿轮传动及角度变位齿轮传动。它们的传动特点比较详见下表。
Ⅲ 习题：已知用于带式运输机的减速器中的一对闭式直齿圆柱齿轮 传动，
习题：已知用于带式运输机的减速器中的一对闭式直齿圆柱齿轮传动，采用电机驱动，其转速n1=9100r/min，传动比i=4.2，P=7.4KW,单向运转，双班制，每年工作300天，使用期限为5年。试设计此传动中的齿轮。
Ⅳ 设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的
械设计课程设计任务书
班 级 姓 名
设计题目：带式运输机传动装置设计
布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）
传动简图
原始数据：
数据编号 1 2 3 4 5 6
运输带工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150
运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6
卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260
工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。
使用期限：10 年
生产批量：10 套
动力来源：三相交流电（220V/380V ）
运输带速度允许误差：±5% 。
提问者： 浪人5 - 试用期 一级 其他回答 共 1 条
这个是我好不容易才找到的，一个东东啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。给我你的邮箱发给你啊！我的是[email protected]
目 录
设计任务书…………………………………………………2
第一部分 传动装置总体设计……………………………4
第二部分 V带设计………………………………………6
第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9
第四部分 轴的设计………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及数据………………………………21
设 计 任 务 书
一、 课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
原始数据：
数据编号 3 5 7 10
运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620
运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
卷筒直径D/mm 320 380 320 360
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为 。
二、 课程设计内容
1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。
每个学生应完成：
1） 部件装配图一张（A1）。
2） 零件工作图两张（A3）
3） 设计说明书一份（6000~8000字）。
本组设计数据：
第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。
运输机带速V/(m/s) 0.8 。
卷筒直径D/mm 320 。
已给方案：外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
第一部分 传动装置总体设计
一、 传动方案（已给定）
1） 外传动为V带传动。
2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
3） 方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
计 算 与 说 明 结果
三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
工作机所需功率： =0.96 (见课设P9)
传动装置总效率： （见课设式2-4）
（见课设表12-8）
电动机的输出功率： （见课设式2-1）
取
选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）
技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960
额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、 总传动比： （见课设式2-6）
2、 各级传动比分配： （见课设式2-7）
初定
第二部分 V带设计
外传动带选为 普通V带传动
1、 确定计算功率：
1）、由表5-9查得工作情况系数
2）、由式5-23（机设）
2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。
3.确定带轮直径
（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式5-7（机设）
（3）、从动带轮直径
查表5-4（机设） 取
（4）、传动比 i
（5）、从动轮转速
4.确定中心距 和带长
（1）、按式（5-23机设）初选中心距
取
（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0
查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a
(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围
5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机设)
6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。
(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数
(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03
(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）
取Z=5根
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。
q由表5-5机设查得
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得
9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。
第三部分 各齿轮的设计计算
一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89
2.设计计算。
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
将有关值代入式(7-9)得
则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取标准模数：m=2mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34
则Z2=Z1i=34×3.7=104
2.设计计算。
（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
将有关值代入式(7-9)得
则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取标准模数：m=2.5mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.
总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2
低速级 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。
（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。
于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。
5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。
（2） 计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右侧
M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成弯矩，a-a剖面左侧
a-a剖面右侧
画转矩图
转矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得
(1)a-a剖面左侧
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左侧
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面处合成弯矩Mb:
=174 N?m
=27
8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力
安全系数
查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右侧
抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故弯曲应力
切应力
由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则
显然S> ,故b-b截面右侧安全。
（3）b-b截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。
弯曲应力
切应力
（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则
显然S> ,故b-b截面左侧安全。
第五部分 校 核
高速轴轴承
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 计算当量动载荷
查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 验算6008的寿命
验算右边轴承
键的校核
键1 10×8 L=80 GB1096-79
则强度条件为
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键2 12×8 L=63 GB1096-79
则强度条件为
查表许用挤压应力
所以键的强度足够
联轴器的选择
联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84
减速器的润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，
第六部分 主要尺寸及数据
箱体尺寸:
箱体壁厚
箱盖壁厚
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M16
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M12
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm
轴承旁凸台半径R1=11mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm
齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3
以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21
传动比
原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各轴的输入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各轴的输入转矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η
电机轴 5.5 2.0 960 1 1
1 5.42 128.65 384 2.5 0.94
2 5.20 323.68 148 2.62 0.96
3 5.00 954.25 48 3.07 0.96
工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98
齿轮的结构尺寸
两小齿轮采用实心结构
两大齿轮采用复板式结构
齿轮z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齿轮z2的尺寸
由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13
齿轮3尺寸
由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齿轮4寸
由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4
D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17
参考文献：
《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编
第3版 机械工业出版社
《机械设计手册》
设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。
Ⅳ 设计一单级闭式直齿圆柱齿轮传动，传递功率P=15KW，齿轮转速n=960/min，传动比i=3.5，载荷平稳
功率 （千瓦） P = 7.5 轮转速 （转/） RPM1 = 970.0 轮转速 （转/） RPM2 = 264.545 实际速比 U = 3.6667 距专 （mm） A = 109.345 向模数 （mm） Mn = 2.5 螺旋角属 （度） β = 13.0 向齿形角 （度） αn = 20.0 -----------------
Ⅵ 设计一由电动机驱动的闭式直齿圆柱齿轮转动.已知传递功率是15kw.小齿轮转速是1440r/min.
so silly