『壹』 设计题目:设计带式运输机传动装置已知数据f=2500v=1.5d=450
计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350 N，运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96
一.传动方案分析：
如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势
二.选择电动机：
（1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。
（2）电动机容量：
①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw
②电动机输出功率Pd＝Pw/η
传动系统的总效率：η＝
式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。
由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动
＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96
于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88
故:
Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw
③ 电动机额定功率由表取得=3 kw
（3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速
即:
=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min
V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4
于是转速可选范围为 ==118×（2～4）×（2～4）
=472～1888 r/min
可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机
传动系统总传动比i= =≈2.04
根据V带传动的常用范围=2-4取=4
于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04
把数字改一下就可以了
『贰』 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
『叁』 机械设计基础课程设计皮带运输机传动装置，运输带曳引力4200N，运输带速度1.7m/s,滚筒直径350mm
皮带运输机传动装置什么时间要的。
『肆』 机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计
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
『伍』 机械设计课程设计：皮带运输机传动装置，F=1600 ,T=8小时，V=0.6M/S,工作年限为15年，滚筒直径250mm。
你给的图不是一级的，应该是两级传动
请看一下这个帖子http://..com/question/249882324.html#here有贴图，如果能帮你请确认你的帖子，我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸、说明书，免费的
设计数据
数据：
鼓轮D 278mm，扭矩T 248N.m 带速V 0.98m/s，年限 9年
『陆』 急！求高手帮忙！！ 设计运输机的传动装置（含单级斜齿圆柱齿轮减速器） 详见问题补充。
滚筒直径多少？带宽多少？
可以选用4KW，SEW的R系列三合一减速器。
『柒』 设计带式运输机传动装置
目 录一、 传动方案拟定-------------------------二、 电动机的选择-------------------------三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、 运动参数及动力参数计算----------------五、 V带传动设计---------------------------六、 齿轮传动设计-------------------------七、 轴的设计-----------------------------八、 滚动轴承的选择及校核计算-------------九、 键的校核计算--------------------- 十、 联轴器的选择--------------------------十一、 润滑与密封 ---------------------------十二、 减速器附件的选择及简要说明----------------十三、 箱体主要结构尺寸的计算--------------------十四 参考文献一、传动方案拟定第四个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1、 工作条件：使用年限5年，每年按300天计算，两班制工作，单向运转，载荷平稳。2、 原始数据：滚筒圆周力F＝2.5KN；带速V＝1.5m/s；滚筒直径D＝300mm。 运动简图 二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：(1)传动装置的总效率：η总＝η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)电机所需的工作功率：Pd＝FV/1000η总＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2： 型 号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因数堵转电流额定电流堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini总＝n电动/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各级传动比（1） 取i带＝2.5（2） ∵i总＝i齿×i 带∴i齿＝i总/i带＝10.05/2.5＝4.02 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电＝960(r/min) nI＝n电/i带＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齿＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW） P电＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η带＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η轴承×η齿轮＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η轴承×η联轴器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 计算各轴转矩T电＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91转矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92传动比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由课本[1]表15-8得：kA＝1.2 P电＝4.37KWPC＝KAP电＝1.2×4.37＝5.24KW据PC＝5.24KW和n电＝960r/min由[1]图15-8得：选用A型V带2、 确定小带轮基准直径由课本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 确定大带轮基准直径 dd2＝i带＝2.5×112＝280 mm4、验算带速带速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范围内，带速合适5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、确定带的基准长L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根据课本[1]表15-2选取相近的Ld＝1800mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、验算小带轮包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、计算带轮的宽度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齿轮传动设计（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①载荷系数K 查课本[1]表13-8 K＝1.2 ②转矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲劳许用应力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njtn 计算N1＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齿＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]课本图13-34中曲线1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2将上述参数代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤计算圆周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8级精度合适（3）确定主要参数①齿数 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齿＝24×4.02≈96.48＝97②模数 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合标准模数第一系列③分度圆直径d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齿宽 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Yfs 查［1］课本图13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②许用弯曲应力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由课本[1]图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1 计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核计算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齿全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齿顶高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d＝60mm轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm轮缘厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直径D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直径d0＝15-25mm 取d0＝20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 则d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要选联轴器的转矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工况系数K＝1.5) 查[2]附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d＝45mm 3、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 1）联轴器的选择 联轴器的型号为YLD10联轴器：45×112 （2）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （3）确定各段轴的直径将估算轴d＝45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3＝55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝60mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝55mm. (4)选择轴承型号由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B＝21。 (5）确定轴各段直径和长度由草绘图得Ⅰ段：d1＝45mm 长度L1＝110mmII段:d2＝50mm 长度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 长度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 长度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 长度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 长度L6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝133mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齿轮作用力： 圆周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 径向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）绘制轴受力简图（如图a）（4）计算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）绘制弯矩图由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩（如图b）为MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)绘制合弯矩图（如图d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)绘制扭矩图（如图e）转矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，截面C处的当量弯矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危险截面C所需的直径de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm结论：该轴强度足够。
『捌』 设计带式运输机的传动装置（一级减速器）
问我，专业减速机。VRSF-10C-1000,VRSF-S9C-400,VRSF-5C-750以上分别是电产减速机 1000W, 400W,750W加扣8519, 5302图纸资料传给你。
『玖』 设计任务 皮带输送机传动装置——单级圆柱齿轮减速器 原始数据 1、滚筒轴功率 2.5 千瓦 2、滚筒轴转速 1100
设计任务 皮带输送机传动装置——单级圆柱齿轮减速器
原始数据 1、滚筒轴功率 2.5 千瓦
2、滚筒轴转速 1100 转/分
设计条件
1、工作状况：
a、轻微冲击载荷，单向转动，连续工作
b、轻微冲击载荷，双向转动，连续工作
c、中等冲击载荷，单向转动，连续工作
d、中等冲击载荷，双向转动，连续工作
e、载荷平稳，单向转动，连续工作
f、载荷平稳，双向转动，连续工作
2、使用寿命：10年，每年按300天计算
3、传动比误差<=±3%
【图】
电动机——皮带传动——减速器——联轴器——工作机、滚筒
因为近期考试太过于扎堆 实在着急没有时间考虑这个 希望哪位好心人帮帮忙啊 积分最多只能选100吗？本来打算拿出来800感谢的 哪位高人帮帮忙 感谢啊！问题补充：
有点小错误 应该是
原始数据 1、滚筒轴功率 2.5 千瓦
2、滚筒轴转速 110 转/分
设计条件
1、工作状况：
轻微冲击载荷，单向转动，连续工作
2、使用寿命：10年，每年按300天计算
3、传动比误差<=±3%