Ⅰ 试设计带式输送机减速器的高速级斜齿轮传动。。已知传送功率40kw，小齿轮传送N1＝970r/min
1，设计的原始参数如下：
输出转矩T2 =126 N
输出轴转速 n2=285 r/min
减速器速比 i = 2.8
2，工作条件及要求
1）带式输送机运送碎粒物料。工作时载荷有轻微冲击
2)输送机连续单向运转
3）输送带用于速度误差不超过4%
4）输送带鼓轮传动效率为0.97
5）使用期10年，单班制工作，每年255个工作日
Ⅱ 设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器输送带工作拉力1100,传送带速度1.5m/s,卷筒直径250mm
一级直齿圆柱齿轮减速器传动装置分析设计
一、 课程设计的目的
1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去
分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。
2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。
3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。
二、 已知条件
1、展开式一级圆柱斜齿轮减速器产品。
3、动力来源：电压为380V的三相交流电源。
4、原始数据 在任务书上。
5、使用期：10年，每年按365天计。
三、 工作要求
1、画减速器装配图一张（A0图纸）；
2、零件工作图二张（传动零件、轴、等等）；
3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；
4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；
5、设计说明书一份。
四、 结题项目
1、检验减速能否正常运转。
2、每人一套设计零件草图。
3、减速器装配图：A0；每人1张。
4、零件工作图：A3；每人2张、齿轮和轴各1张。
5、课题说明书：每人1份。
五、 完成时间 共4周
参考资料
【1】、《机械设计》张策 主编 机械工业出版社出版；
【2】、《机械设计课程设计》 陆玉 主编 机械工业出版社出版；
【3】、《机械制图》刘小年 主编 机械工业出版社出版；
【4】、《课程设计图册》编 高等教育出版社出版；
计 算 及 说 明 结 果
一、 减速器结构分析
分析传动系统的工作情况
1、传动系统的作用：
作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
2、传动方案的特点：
特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
3、电机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
计 算 及 说 明 结 果
二、 传动装置的总体设计
（一）、选择电动机
1、选择电动机系列
按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。
2、选电动机功率
（1）、传动滚筒所需有效功率
（2）、传动装置总效率
（3）、所需电动机功率
3、确定电动机转速
型 号 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
额定功率KW 15 15 15 15
电机满载荷 转速 转/分 1460 970 730 293
滚筒转速 转/分 38.2 38.2 38.2 38.2
总传动比 39.20 25.39 19.11 76.72
2 2 2 2
19.60 12.70 9.55 38.35
由此比较，应选Y160L－4，结构紧凑。由文献[2]表2.10－2选取电动机的外形及安装
尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，轴伸长E＝110㎜。
4、传动比分配
（1）、两级齿轮传动比公式
（2）、减速器传动比
5、运动条件及运动参数分析计算
计 算 及 说 明 结 果
（二）、定V带型号和带轮
1、工作情况系数
由文献【1】由表11.5得
2、计算功率
3、选带型号
由文献【1】表11.15 选取B型
4、小带轮直径
由文献【1】 表11.6 选取
5、大带轮直径
6、大带轮转速
7、验算传动比误差
取B型
计 算 及 说 明 结 果
（1）、理论传动比
（2）、实际传动比
（3）、传动比误差 合适
（4）、验算带转速 合适
8、计算带长
（1）、求
（2）、求
（3）、初取中心距
（4）、带长
（5）、基准长度
9、求中心距和包角
（1）、中心距
（2）、小带轮包角
计 算 及 说 明 结 果
10、求带根数
（1）、传动比 由表11.8
由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10
（2）、带根数
11、求轴上载荷
（1）、张紧力
（由表11.4 q=0.10kg/m）
（2）、轴上载荷
12、结构设计
小带轮 ； 大带轮
（三）、高速轴齿轮的设计与校核
1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理
选大齿轮：45钢，调质处理
2、初步计算
（1）、转矩
（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取
（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c
取z=5根
计 算 及 说 明 结 果
由文献【1】由表12.16，取
（4）、确定中心距
3、配凑中心距
取 合适
（1）、核算
由文献【1】表12.3取 ；
（2）、验算
所以取
4、接触强度校核
（1）、圆周速度V
（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
（3）、使用系数 由表12.9知：
（4）、动载系数 由图12.9知： =1.12
（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：
8级精度
=1.12
计 算 及 说 明 结 果
由上所得：
（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11
(7)、载荷系数
（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12
（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16
（10）、重合度系数
（11）、螺旋角系数
（12）、接触最小安全系数
（13）、总工作时间
（14）、应力循环次数
=1.708
=2.114
=3.822
=
=2.06
=1.48273
=3.989
=0.765
=0.988
计 算 及 说 明 结 果
（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18
（16）、许用接触应力 及验算
计算结果表明，接触疲劳强度足够
5、弯曲疲劳强度验算
（1）、齿数系数
（2）、应力修正系数
（3）、重合度系数
（4）、螺旋角系数
（5）齿间载荷分配系数
=
=0.69
=0.897
计 算 及 说 明 结 果
（6）、齿向载荷分布系数
（7）、载荷系数
（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得
（9）、弯曲最小安全系数
（10）、应力循环系数
（11）、弯曲寿命系数
（12）、尺寸系数
（13）、许用弯曲应力
（14）、验算
6、几何尺寸计算
K=3.71
=367MPa
=350MPa
=154MPa
=149MPa
计 算 及 说 明 结 果
（四）、中间轴齿轮的设计与校核
1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理
选大齿轮：45钢，调质处理
2、初步计算
（1）、转矩
（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取
（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c
由文献【1】由表12.16，取
（4）、确定中心距
3、配凑中心距
取 合适
（1）、核算
由文献【1】表12.3取
计 算 及 说 明 结 果
（2）、验算
所以取
4、接触强度校核
（1）、圆周速度V
（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
（3）、使用系数 由表12.9知：
（4）、动载系数 由图12.9知： =1.10
（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：
（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11
(7)、载荷系数
（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12
8级精度
=1.10
=1.4
=1.703
=2.00
=3.703
=
=1.51
=3.14
计 算 及 说 明 结 果
（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16
（10）、重合度系数
（11）、螺旋角系数
（12）、接触最小安全系数
（13）、总工作时间
（14）、应力循环次数
（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18
（16）、许用接触应力 及验算
计算结果表明，接触疲劳强度足够
5、弯曲疲劳强度验算
（1）、齿数系数
（2）、应力修正系数
=0.766
=0.989
=
计 算 及 说 明 结 果
（3）、重合度系数
（4）、螺旋角系数
（5）齿间载荷分配系数
（6）、齿向载荷分布系数
（7）、载荷系数
（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得
（9）、弯曲最小安全系数
（10）、应力循环系数
（11）、弯曲寿命系数
（12）、尺寸系数
（13）、许用弯曲应力
=0.694
=0.9
K=3.14
=367MPa
=350MPa
计 算 及 说 明 结 果
（14）、验算
6、几何尺寸计算
（五）、高速轴的设计与校核
1、选 材
C=102
2、初估直径 轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圆整取d=30㎜
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
4、强度校核
（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
（2）、齿轮上作用力
=171MPa
=165MPa
（3）、水平支反力 从上到下第二幅图
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：
（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为： 291020N•㎜
168177N•㎜，117150N•㎜
（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为： 295772N•㎜，259900N•㎜
286544N•㎜
（8）、绘扭矩图 第七幅图
（9）、求当量弯矩
计 算 及 说 明 结 果
（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II
（六）、高速轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为：
D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN
（七）、中间轴的设计与强度校核
1、选 材
C=112
2、初估直径 圆整d=50㎜
计 算 及 说 明 结 果
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
4、强度校核
（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
（2）、齿轮上作用力
（3）、水平支反力 从上到下第二幅图
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图；（如下所示）
（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图（如下所示）
（7）、合成弯矩图 第六幅图（如下所示）
（8）、绘扭矩图 第七幅图 （如下所示）
（9）、求当量弯矩
（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，危险截面B
计 算 及 说 明 结 果
（八）、中间轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6310。D＝110mm
B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN
说明书在此如要图，请回复留言！
Ⅲ 机械设计课程设计 设计带式输送机传动装置中的一级圆柱直齿轮和一级圆柱斜齿轮减速器
以下的东西我也是 借用来的
你修改修改
也可以套用
目 录
设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17
1.拟定传动方案
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。
2.选择电动机
1）电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
（1）卷筒轴的输出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)电动机输出功率Pd
Pd=Pw/t
传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：
弹性联轴器 1个
t4=0.99;
滚动轴承 2对
t2=0.99;
圆柱齿轮闭式 1对
t3=0.97;
V带开式传动 1幅
t1=0.95;
卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对
t5=0.98;
则
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）电动机额定功率Ped
由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。
3）电动机的转速
为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，
可选电动机的最小转速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可选电动机的最大转速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步转速为960r/min
选定电动机型号为Y132M1－6。
4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和
外形、安装尺寸，并列表刻录备用。
电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电机质量 轴径mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28
大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158
3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各级传动比
取V带传动比为
i1=3;
则单级圆柱齿轮减速器比为
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
4．计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min
2）各轴输入功率
按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即
P0=Ped=4kw
轴I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
轴II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各轴转矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、设计带轮
1、计算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机
查课本表8－10，得KA=1.1;
计算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2选择普通V带型号
n0 =960r/min
根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型
d1=80~100
3、确定带轮基准直径
表8－11及推荐标准值
小轮直径
d1=100mm;
大轮直径
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取标准件
d2=355mm;
4、验算带速
验算带速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范围内
从动轮转速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V带基准长度和中心距
初定中心距
中心距的范围
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算带长
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
选定基准长度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、验算小带轮包角
验算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V带根数Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得传动比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得
由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在带上的压力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得单根V带初拉力
三、轴
初做轴直径：
轴I和轴II选用45#钢 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表
取YL10YLd10联轴器
Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致
取d2=45mm
四、齿轮
1、齿轮强度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以
2、按齿面接触强度设计
设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数
小齿轮上的转矩
按 计算中心距
u=i=5.333
mm
齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101
模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m＝2.5
确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齿宽b=
b1=70mm,b2=60mm
3、验算弯曲强度
齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）轮齿弯曲强度
4、齿轮圆周速度
按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。
五、轴校核：
圆周力Ft=2T/d1
径向力Fr=Ft*tan =20度 标准压力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N
2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N
3、画垂直面弯矩图
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm
4、画水平面弯矩图
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm
5、求合成弯矩图
6、求轴传递转矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm
7、求危险截面的当量弯矩
从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为
轴的扭切应力是脉动循环应力
取折合系数a=0.6代入上式可得
8、计算危险截面处轴的直径
轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得
由表13-3查得许用弯曲应力 ，
所以
考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由实际最小直径d=40mm,大于危险直径
所以此轴选d=40mm,安全
六、轴承的选择
由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列
径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）
因为大修期三年，可更换一次轴承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)
（深沟球轴承系列）
由附表选6207型轴承
七、键的选择
选普通平键A型
由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
选变通平键，铸铁键
所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。
八、减速器附件的选择
1、通气器：
由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M18 1.5
2、油面指示器：
选用油标尺，规格M16
3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M16 1.5
5、窥视孔及视孔盖
选用板结构的视孔盖
九、润滑与密封：
1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：
查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。
2、滚动轴承的润滑
采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。
3、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
4、密封方式选取：
选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。
设计小结：
二、课程设计总结
设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。
由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。
这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。
特别感谢—程莉老师。
参考资料目录
[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；
[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；
[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；
[3]《设计手册软件》，网络上下载；
[4] 湖南工院学生论坛----机械制图专栏---bbs.yeux.cn
Nw=60.0241r/min
Pw=3.08Kw
效率t=0.8762
Pd = 3.5150
Ped=4Kw
i=15.9936
i1=3
i2=5.3312
n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min
P0=4Kw
P1=3.8Kw
P2=3.6491Kw
T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm
KA=1.1
Pc=4.4Kw
d1=100mm
d2=355mm
初定中心距
a0=350mm
Lc=1461.3mm
Ld=1600mm
中心距
a=420mm
z=3根
预紧力
FQ＝274.3N
d1=28mm
d2=45mm
YL10YLd10
T1=113.4063Nm
m=2.5
a=150mm
=20度
Ft=5582.5N
Fr=2031.9N
FH1=FH2=2791.2N
Mav=71.113Nm
MaH=195.38Nm
Ma＝216.16Nm
Me=457.15Nm
Fr1=1015.9N
Lh=8760小时
6207型
b h L=14 9 80
输送带拉力 F=2800 N
输送带速度 V=1.1 m/s
滚筒直径 D=350 mm
Ⅳ 江湖告急-机械设计课程设计 设计传动装置
仅供参考
一迹正、传动方案拟定
第二组第三个数据：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10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
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
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转滚或速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带大州伍 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
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[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
（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。查阅表[1] 表6-8，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260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
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
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
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=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
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[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
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≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
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
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
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（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，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，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=35mm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=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，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=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.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+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
(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=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(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=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
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[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
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≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
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。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206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，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7） 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
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）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
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）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=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=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、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M12
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M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.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。
3.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GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.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GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
Ⅳ 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。
Ⅵ 带式输送机传动装置设计
【传动方案拟定】
工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
【电动机的选择】
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。
确定电动机的功率：
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
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
Ⅶ 设计一带式运输机上用的蜗杆减速器。
------蜗杆减速器传动（单级）
1.设计参数
传动装置简图如右图所示。
(1) 带式运输回机数据
运输带工答作拉力F= 2200 N
运输带工作速度v= 1.0 m/s
运输带滚筒直径D= 380 mm
(2)工作条件
两班制工作，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。
(3)使用期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务（具体见基本要求）
1)选择电动机型号；
2)设计减速器；
3)选择联轴器。
3.成果要求（具体见基本要求）
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图三张；
3)设计说明书一份。
我设计了一部分，不知道数据正不正确！请高手帮忙！
问题补充：减速器里就只有一个蜗轮蜗杆,外面一端连电动机,一端连传送带.图不知道怎么粘上来.
Ⅷ 液压式制动传动装置
液压制动传动装置类似于离合器液压控制装置。它以专用油为介质，将驾驶员施加在制动踏板上的踏板力放大后传递给车轮制动器，再将液压转化为制动蹄片开口的机械推力，使车轮制动器产生制动效果。它具有结构简单、制动滞后时间短、无摩擦部件、制动稳定性好、对各种车轮制动器适应性强等优点，因此被广泛应用于中小型汽车。
液压传动装置的主要部件如下
1.制动主缸
主缸可以将制动踏板输入的机械力转化为液压。大部分制动缸由铸铁或合金制成，其中一些与储油室成一体，形成一个整体的主缸，另一些相互分离，然后通过油管连接，这是一个分离的主缸。分体式总泵的储油室多采用透明塑料成型，部分配有防溅浮子或低液位报警灯开关。根据工作室的数量，主缸可以分为单室和双腔。单线液压制动传动装置采用单室主缸，现已淘汰。双腔制动总泵应用广泛。下面简单介绍一下双腔制动总泵。
1)结构组成
双腔制动总泵一般是串联的，如图17.5所示。主要由主缸、前活塞及回位弹簧、前活塞弹簧座、前活塞杯、限位螺栓、后活塞及杯等组成。主缸体中的工作面精度高、光滑。缸体上有进油孔和补偿孔，有两个活塞。后活塞9为主活塞，右端凹槽与推杆之间有一定间隙。前活塞6位于气缸中部，将主缸内腔分为前腔B和后腔A两个工作腔，两个工作腔分别与前后液压管路连接，前腔B产生的液压通过出油口11和管路与后轮制动器连接，后腔A产生的液压通过出油口10和管路与前轮制动器连接。
2)工作条件
当踩下制动踏板时，推杆推动主活塞9向左移动，直到杯8盖住补偿孔，后腔A内的液压上升，建立起一定的液压。一方面，机油通过后机油出口流入前制动管路，另一方面，机油推动前活塞6向左移动。在后腔A中的液压和弹簧的作用下，前活塞向左移动，前腔B中的压力也随之增加。油通过空腔内的出油口进入后制动管路，这样两条制动管路制动汽车车轮制动器。
当持续踩下制动踏板时，前腔B和后腔A中的液压会继续增大，从而加强前后轮制动器的制动。
当制动器松开时，活塞在弹簧的作用下复位，高压油从制动管路流回制动总泵。如果活塞复位过快，工作室的容积会迅速增加，油压会迅速下降。由于管路阻力的影响，制动管路中的油将无法充分回流到工作腔，从而在工作腔内形成一定的真空度，这样储液腔内的油将通过进油口和活塞上的轴向孔将垫片和杯体推入工作腔内。当活塞完全复位时，补偿孔打开，制动管路中回流到工作室的多余油通过I补偿孔流回储液室。
如果连接到前室B的制动管路损坏漏油，踩下制动踏板时，只有后室A能积聚一定的液压，但前室B中没有液压，此时，在液压压差的作用下，前活塞6迅速被推向底部，直到接触到油缸的顶部。前活塞被推到底部后，后室A的液压可能会上升到制动所需的值。
如果连接到后室A的制动管路损坏漏油，当踩下制动踏板时，起初只有主活塞9向前移动，但前活塞6不能被推动，因此后室A中的液压无法建立。然而，当主活塞的顶部接触前活塞6时，推杆的力可以推动前活塞，从而可以在前室中建立液压。
可以看出，在双管路液压系统中，当任何一条管路损坏漏油时，另一条仍能工作，只是增加了所需的管路。
上海 桑塔纳 （ 查成交价 | 车型详解 ）使用的制动总泵也是串联双腔制动总泵。主缸用两个螺母连接在真空助力器前面，主缸上有两个橡胶头与储液罐连接。制动液通过进油孔供应至前后工作室。主缸前后有两个对称的M10 X1 出油螺孔，相互成100度角，通过制动管路与四轮制动器的轮缸交叉布置连接。
当踏板松开时，活塞和推杆分别在回位弹簧的作用下回到初始位置。由于回程速度快，在制动管路中很容易生成 tru e空。因此，前活塞和后活塞的头部有三个l.4毫米的小孔，相互间隔120度，制动液可以通过小孔流回两个工作室，从而减少负压。
为了保证主缸活塞完全回位，推杆与制动主缸活塞之间有一定的间隙，这种间隙体现在制动踏板的行程上，称为制动踏板自由行程。
制动踏板的自由行程对制动效果和行车安全有很大影响。如果自由行程过大，制动踏板有效行程减小，制动过晚，导致制动不良或失效。如果自由行程过小或过小，刹车不能及时完全释放，造成刹车拖滞，加速刹车磨损，影响动力传递效率，增加汽车油耗。
制动踏板的自由行程可以通过推杆的长度来调节。
2.制动轮缸
制动轮缸将来自主缸的液压转换成机械推力，以打开制动蹄。由于车轮制动器的结构不同，轮缸的数量和结构也不同，通常分为双活塞制动轮缸和单活塞制动轮缸。
1)双活塞制动轮缸
双活塞制动轮缸的结构如图17所示。6.缸体用螺栓固定在制动底板上。气缸里有两个塞子。具有相对切削刃的密封杯分别被弹簧压靠在两个活塞上，以保持杯之间的进油孔畅通。防护罩用于防止灰尘和湿气进入气缸。2)单活塞制动轮缸
单活塞制动轮缸的结构如图17所示。7.顶块压在单活塞制动轮缸活塞外端凸台孔内的制动蹄上端。排气阀安装在缸体上方，用于排出气体。为了减小轴向尺寸，安装在活塞导向面上的橡胶圈用于密封液腔，进油间隙由活塞端面的凸台保持。
单活塞制动轮缸多用于单向助力平衡轮制动器，目前趋于淘汰。
单活塞制动轮缸的活塞直径大于主缸的直径，并且与前后轴上的实际负载分布成比例。这样，作用在前制动器和后轮轴制动器上的制动力应该是踏板力和制动踏板杠杆与活塞直径之比。3.制动管路
制动管路用于输送和承受一定压力的制动液。制动管路有两种:金属管和橡胶管。由于主缸和轮缸的相对位置经常变化，除了金属管外，有些制动管有相对运动的截面，用高强度橡胶管连接。
4.制动液
要求制动液具有冰点低、高温老化低、流动性好的特点。制动液对普通金属和橡胶有腐蚀性，制动系统中所有与制动液接触的零件都由耐腐蚀材料制成。因此，为了保证可靠的制动性能，在修理和更换相关零件时，必须使用原装零件或认证零件。桑塔纳用的制动液是D0T4。 @2019