制作传动装置的制作过程

A. 简述汽车变速器的装配过程

一、部装：来
1、离合器壳源体部装。
2、变速器壳体部装。
3、差速器部装。
4、拨叉、换挡轴部装。
5、输入、输入出轴部装。
二、总装：
1、上线、总装差速器、差速器轴承垫片调整。
2、轴类拼装。
3、总装变速器壳体。
4、总装五档。
5、总装后盖。
6、总装选换档机构。
7、气密性检测。
8、台架检测。
汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流。

B. 带式输送机传动装置毕业设计的每一步骤做简要说明（怎么完成）。

参考如下： 机械设计基础课程设计任务书………………………………. 题目名称带式运输机传动装置 学生学院 专业班级 姓 名 学 号 一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。 二、课程设计的要求与数据已知条件： 1．运输带工作拉力： F = 2.6 kN； 2．运输带工作速度： v = 2.0 m/s； 3．卷筒直径： D = 320 mm； 4．使用寿命： 8年； 5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-201第18周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-201第18周一至第18周二 三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教1-201第18周二至第19周一四完成减速器装配图: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作图设计教1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教1-201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期： 年 月 日 指导教师签名： 计划完成日期： 年 月 日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：目录一、传动方案的拟定及说明………………………………….3二、电动机的选择…………………………………………….3三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4四、传动件的设计计算………………………………………..6五、轴的设计计算…………………………………………….15六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23七、键联接的选择及校核计算……………………………….26八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31参考资料目录

C. 浣犵煡閬撻娇杞鏄濡備綍鍒堕犵殑鍚楋紵榻胯疆鍒堕犵殑鍏ㄨ繃绋嬩綘鐭ラ亾澶氬皯鍛锛

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D. 皮带运输机的设计

题目Ⅰ：皮带运输机传动装置设计

设计一用于带式运输机上的单极圆柱齿轮减速器。运输机两班制连续工作，单向运转，工作时有轻度振动。使用期限10年。

1－电机、2－带传动、3－减速器、4－联轴器、5－滚筒、6－传送带

原始数据
题号

Ⅰ－1
Ⅰ－2
Ⅰ－3
Ⅰ－4
Ⅰ－5
Ⅰ－6
Ⅰ－7
Ⅰ－8

输送带曳引力F(N)
240
2600
2800
3000
3200
3400
3600
3800

输送带运行速度v（m/s）
2.1
1.8
1.6
1
1.1
1.2
1
1.1

滚筒直径D（mm）
350
350
350
350
350
400
360
380

题目Ⅱ：皮带运输机传动装置设计

设计一用于带式运输机上的双极圆柱齿轮减速器。运输机两班制连续工作，单向运转，工作时有轻度振动。使用期限10年。

1

2

3

4

5

6

1－电机、2－带传动、3－减速器、4－联轴器、5－滚筒、6－传送带

原始数据
题号

∏－1
∏－2
∏－3
∏－4
∏－5
∏－6
∏－7
∏－8

输送带曳引力F(N)
4200
4100
4000
3800
3700
3600
3500
3400

输送带运行速度v（m/s）
0.45
0.47
0.5
0.52
0.53
0.55
0.58
0.62

滚筒直径D（mm）
320
320
350
350
380
380
380
400

题目Ⅲ：链式运输机传动装置设计

设计一用于传送设备的单极圆锥齿轮减速器。两班制连续工作，单向运转，工作时有轻度振动，使用期限5年。传送速度允许误差为±5％ 。

1－电机、2－带传动、3－减速器、4－联轴器、5－链式运输机

原始数据
题号

Ⅲ－1
Ⅲ－2
Ⅲ－3
Ⅲ－4
Ⅲ－5
Ⅲ－6
Ⅲ－7

曳引力F(kN)
2
2.1
2.1
2.3
2.4
2.5
2.7

传送速度v（m/s）
0.85
0.75
0.8
1
0.8
0.95
0.9

链轮节圆直径D（mm）
100
100
115
125
125
125
150

题目Ⅳ：链式运输机传动装置设计

设计某车间链式运输机上用的单极蜗杆减速器。单班制连续工作，单向运转。曳引链允许速度允许误差为±5％ 。工作时有轻度振动，减速器通风不良，使用期限6年。

1－电机、2－联轴器、3－减速器、4－链式运输机

原始数据
题 号

Ⅳ－1
Ⅳ－2
Ⅳ－3
Ⅳ－4
Ⅳ－5
Ⅳ－6

曳引链拉力F(kN)
2
2.5
2.75
3.0
3.2
3.5

传送速度v（m/s）
0.9
0.8
0.7
0.75
0.7
0.65

链节距（mm）
80
100
100
80
80
100

链轮齿数
16
14
12
16
14
15

题目Ⅴ：皮带运输机传动装置设计

设计铸工车间的型砂运输设备。该运输设备的传动系统由电机－减速器－传送带组成。两班制工作，传送带允许的速度误差为±5％。工作时有轻度振动，使用期限10年。

1－电机、2－联轴器、3－减速器、4－滚筒、5－传送带

原始数据
题 号

Ⅴ－1
Ⅴ－2
Ⅴ－3
Ⅴ－4
Ⅴ－5

传送带曳引力F(N)
3000
3500
3800
6000
8500

传送带运行速度v（m/s）
1.3
1.25
1.35
1.45
1.48

滚筒直径D（mm）
260
260
280
280
280

E. 螺旋千斤顶的设计

一、设计任务书
设计带式输送机的传动装置。
工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差±5% ；两班制工作（每班按8小时计算），使用期限10年，小批量生产。
具体的设计任务包括：
（1）传动方案的分析和拟定；
（2）电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；
（3）传动零件的设计（带传动、单级齿轮传动）；
（4）轴和轴承组合设计（轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速轴上轴承寿命计算）；
（5）键的选择及强度校核（低速轴上键的校核）；
（6）联轴器的选择；
（7）减速器的润滑与密封；
（8）减速器装配草图俯视图设计（箱体、附件设计等）；
二、传动方案的拟定及电动机的选择
已知条件：运输带的有效拉力 F=3000N，传送带的速度为 v=2m/s，滚筒直径为 D=300mm。连续单向运转，工作平稳无过载。
1、 传动方案的拟定
采用V带传动及单级圆柱齿轮传动。
（1）、类型：采用Y系列三相异步电动机
（2）、容量选取：工作机有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
设 ：V型带效率
：滚动轴承效率
：闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）效率
:弹性联轴器效率
：卷筒轴效率
ŋ6: 滚筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
传动装置总效率为：
ŋ总= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
电动机所需功率为：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《机械设计基础课程设计》附录二， 选取电动机的额定功率 Pe=7.5kW
（3）、确定电动机转速
滚筒转速为：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因带传动的传动比2-4为宜，齿轮传动的传动比3-5为宜，则
最大适宜传动比为
最小适宜传动比为
则电动机转速可选范围为：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可选的同步转速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三种，三种方案的总传动比分别为：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考虑到电动机转速越高，价格越低，尺寸越小，结构更紧凑，故选用同步转速为 的电动机。
查《机械设计基础课程设计》附录二，得此电动机的型号为 Y132M-4。
电动机型号：Y132M-4
额定功率 ：7.5
满载转速 ：1440
启动转矩 ：2.2
最大转矩 ：2.2
由电动机具体尺寸参数 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底脚安装尺寸 ：216 178
地脚螺孔直径 ：12
轴外伸尺寸 ：38 80
装键部位尺寸 ：10 33 38
2、 计算传动装置的总传动比并分配传动比
（1）、总传动比： i总=11.3
（2）、分配传动比：取带传动比 i带=2.8，则减速器传动比 i齿=11.3/2.8=4。
三、 传动装置的运动和动力参数计算
1、各轴转速计算
nⅠ= ／i带=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齿=514.286／4.0=127.4 r／min
滚筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各轴输入功率计算
PⅠ= Pd ŋ带=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各轴输入转矩计算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、传动零件的设计计算
（一）、V带及带轮的设计
已知条件：电动机型号为 Y132M-4 中心高132mm，电动机的输出功率为 7.5kw。满载转速为 1440r／min。每天运转时间为16小时（八小时每班，两班制），I轴转速为 514.286 r／min
齿轮传动传动比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、确定计算功率 每天运转时间为16小时的带式输送机的工况系数 =1.2。则 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 选择V带型号
查表知选A型带
并考虑结构紧凑性等因素，初选用窄V带SPA型。
（3）、确定带轮的基准直径 和
I、初选小带轮直径
一般取 ，并取标准值。查表取小带轮直径为125m m。机中心高为 H=132mm，由 ，故满足要求。
II、验算带速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般应使 ，故符合要求。
III、计算大带轮直径
要求传动比较精确，考虑滑动率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i带 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取标准值 =350mm
则传动比 i=2.8
对减速器的传动比进行修正，得减速器的传动比 i=4
从动轮转速为 n2=127.4r／min
IV、确定中心距和带长
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算带长
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
选取相近的标准长度 Ld=2500mm
【3】 确定中心距
实际中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、验算小轮包角
【1】计算单根V带的许用功率
由SPA带的 =125mm, n=1440r／min
i带=2.8
得 =1.93kw
又根据SPA带 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，长度系数
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同时由 =164.7°得包角系数 Ka=0.964
【2】、计算带的根数z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA带推荐槽数为1-6，故符合要求。
VI、 确定初拉力
单位长度质量 q=0.1kg／m
单根带适宜拉力为：=161.1N
VII、 计算压轴力
压轴力为：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、张紧装置
此处的传动近似为水平的传动，故可用调节中心距的方案张紧。
VIIII、带轮的结构设计
已知大带轮的直径da2=350mm，小带轮的直径为 da1=125mm。对于小带轮，由于其与电动机输出转轴直接相连，故转速较高，宜采用铸钢材料，
又因其直径小，故用实心结构。
对于大带轮，由于其转速不甚高，可采用铸铁材料，牌号一般为HT150或HT200，
又因其直径大，故用腹板式结构。

（二）、齿轮设计
已知条件：已知输入功率P1=6.94kw ，转速为 n1=514.286 r/min，齿数比 u=4，单向运转，载荷平稳，每天工作时间为16小时，预计寿命为10年。
（1）、选定齿轮类型、材料、热处理方式及精度等级
A、采用直齿圆柱齿轮传动。
B、带式输送机为一般机械，速度不高，选用8级精度。
C、查表 小齿轮材料为45钢，调质处理，平均齿面硬度为250HBS。
大齿轮材料为45钢，正火处理，平均齿面硬度为200 HBS。
（2）、初步计算齿轮参数
因为是闭式齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。
小齿轮分度圆的直径为
A、 Ad==85
B、 计算齿轮转矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齿宽系数
齿数比为u=4
D、 取 ,则大齿轮的齿数: =84
E、 接触疲劳极限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
应力循环次数
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查图得接触疲劳寿命极限系数为 =1, =1.1
取安全系数SH=1
则接触应力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

则 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、确定传动尺寸
1、计算圆周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、计算载荷系数
查表得使用系数
由 v=1.77 ，8级精度，查图得动载系数
查表得齿间载荷分配系数
查表得齿向载荷分布系数 （非对称布置，轴刚性小）
得
3、 确定模数： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取标准模数为 .5
4、计算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圆整为a=185mm
5、精算分度圆直径
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、计算齿宽
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、计算两齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径
小齿轮：
齿顶圆直径：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齿根圆直径：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齿轮：
齿顶圆直径：
da2=297.5mm
齿根圆直径：
df2=285.25mm
（4）、校核齿根弯曲强度
由
式中各参数的含义
1、 的值同前
2、查表齿形系数 Ya1=2.8 Ya2=2.23
应力校核系数 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、许用弯曲应力
查图6-15（d）、（c）的弯曲疲劳强度系数为
=1

查图得弯曲疲劳寿命系数
，取安全系数 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
满足齿根弯曲强度。
（5）结构设计
小齿轮的分度圆直径为 ，故可采用实心结构
大齿轮的分度圆直径为 ，故应采用腹板式结构
（6）、速度误差计算
经过带轮和齿轮设计后，
滚筒的实际转速n= /i= =127.57r/min
滚筒理论要求转速为 127.4r/min
则误差为
故符合要求。
五、轴的设计计算
（一）、低速轴的设计校核
低速轴的设计
已知：输出轴功率为 =6.66KW，输出轴转矩为 =499.286Nm，输出轴转速为 =127.4r/min，寿命为10年。
齿轮参数： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，查得
2、 求输入轴的功率，转速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小轴径
最小轴径
当选取轴的材料为45钢，C取110
=
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
则d=45mm
为使所选直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器。
联轴器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，则有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理论上该联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩。
从《机械设计基础课程设计》 查得采用 型弹性套柱联轴器。
该联轴器所传递的公称转矩
取与该轴配合的半联轴器孔径为 d=50mm，故轴径为d1=45mm
半联轴器长 ，与轴配合部分长度 L1=84mm。
轴的结构设计
装联轴器轴段I-II:
=45mm，因半联轴器与轴配合部分的长度为 ，为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，取 =81mm。
（2）、装左轴承端盖轴段II-III：
联轴器右端用轴肩定位，取 =50mm，
轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取 =45mm.
（3）、装左轴承轴段III-VI：
由于圆柱斜齿轮没有轴向力及 =55,初选深沟球轴承，型号为6211，其尺寸为
D×d×B=100×55×21，故 =55。
轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度B=21mm，轴承与箱体内壁的距离s=5～10（取 =10），箱体内壁与齿轮距离a=10～20mm（一般取 ）以及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差（此处取4）等尺寸决定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、装齿轮轴段IV-V：
考虑齿轮装拆方便，应使d4>d3=55mm， 轴段IV-V的长度由齿轮轮毂宽度 =80mm决定，取 =77mm。
（5）、轴环段V-VI：
考虑齿轮右端用轴环进行轴向定位，取d5=70mm。
轴环宽度一般为轴肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考虑右轴承用轴肩定位，由6211轴承查得轴肩处安装尺寸为da=64mm，取d6=60mm。
轴段VI-VII的长度由轴承距箱体内壁距离 ，轴环距箱体内壁距离 决定，则 =19mm。
（7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6211型轴承，d7=55mm，轴段VII-VIII的长度由滚动轴承宽度B=21mm和轴承与箱体内壁距离决定，取 。
轴总长为312mm。
3轴上零件的定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键连接。
按 =45mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。
半联轴器与轴的配合代号为
同理由 =60mm，选用平键为10×8×70，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。
4考虑轴的结构工艺性
轴端倒角取 .为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽分布在同一母线上。
5、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点，
并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。由表查得代号为6211轴承 ,B=21mm。则
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、计算齿轮上的作用力
输出轴大齿轮的分度圆直径为
d2=294mm，
则圆周力

径向力

轴向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、画弯矩图
截面C处的弯矩
a、 水平面上的弯矩

b、 垂直面上的弯矩
c、 合成弯矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 画计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面B、C处的当量弯矩为

=299939Nmm
f、 按弯扭组合成应力校核轴的强度可见截面C的当量弯矩最大，故校核该截面的强度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直径最小，故校核其强度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。

（二）、高速轴的设计校核
高速轴的设计
已知：输入轴功率为PⅠ=6.94 kw ，输入轴转矩为TⅠ= 128.87Nm
，输入轴转速为nⅠ=514.286 r／min，寿命为10年。
齿轮参数： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表查得
1、 求输出轴的功率 ，转速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小轴径
最小轴径 d min=
由表可知，当选取轴的材料为45钢，C取110
d min=26.2 mm
此最小直径显然是安装大带轮处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
则 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 轴的结构设计
（1）、装带轮轴段I-II:
=28 mm,轴段I-II的长度根据大带轮的轮毂宽度B决定，已知 =60mm，为保证轴端挡板压紧带轮，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，故取 =57mm。
（2）、装左轴承端盖轴段II-III：
联轴器右端用轴肩定位，取 ,轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取
（3）、装左轴承轴段III-IV：
由于圆柱直齿轮无轴向力及 ,初选深沟球轴承，型号6207，其尺寸为 , 。
轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度,滚动轴承与箱体内壁距离 ，等尺寸决定： 。
（4）、间隙处IV-V：
高速轴小齿轮右缘与箱体内壁的距离 。
取 ，
（5）、装齿轮轴段V-VI：
考虑齿轮装拆方便，应使 ，取 ，轴段V-VI的长度由齿轮轮毂宽度B=80mm决定，取 。
（6）、轴段VI-VII：
与轴段IV-V同。 。
（7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6207型轴承， B=17mm ，轴VII-VIII的长度取
轴总长为263mm。
3、 轴上零件的定位
小齿轮、带轮与轴的周向定位均用平键连接。
按 =28mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。
带轮与轴的配合代号为 。同理由 ，选用平键为 ，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。
4、 考虑轴的结构工艺性
轴端倒角取 。
为便于加工，齿轮、带轮处的键槽分布在同一母线上。
7、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点，并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。查《机械设计课程设计指导书》得代号为6207的深沟球轴承 a=17mm，则
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、计算齿轮上的作用力
输出轴小齿轮的分度圆直径为
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
则圆周力

径向力

轴向力 Fa=0
（2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C处的弯矩
1、 水平面上的弯矩

2、 垂直面上的弯矩

3、 合成弯矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面C、A、D处的当量弯矩为

6 、 按弯扭组合成应力校核轴的强度
可见截面A的当量弯矩最大，故校核该截面的强度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直径最小，故校核该截面的强度

因 ，故安全。

5、 判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。

六、键连接的校核计算
键连接设计
I、 带轮与输入轴间键连接设计
轴径 ，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 。
现校核其强度：
, ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。
II、 小齿轮与输入轴间键连接设计
轴径 d=50mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .
现校核其强度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。
键连接设计
III、 大齿轮与输出轴间键连接设计
轴径d=60mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为
现校核其强度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。
IV、 半联轴器与输出轴间键连接设计
轴径 ，半联轴器的长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .
现校核其强度：
, ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。
七、 滚动轴承的选择及寿命计算
滚动轴承的组合设计及低速轴上轴承的寿命计算
已知条件：
采用的轴承为深沟球轴承。
一、滚动轴承的组合设计
1、滚动轴承的支承结构
输出轴和输入轴上的两轴承跨距为H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作状态温度不甚高，故采用两端固定式支承结构。
2、滚动轴承的轴向固定
轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性挡圈固定。
轴承外圈在座孔中的轴向位置采用轴承盖固定。
3、滚动轴承的配合
轴承内圈与轴的配合采用基孔制，采用过盈配合，为 。
轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。
4、滚动轴承的装拆
装拆轴承的作用力应加在紧配合套圈端面上，不允许通过滚动体传递装拆压力。
装入时可用软锤直接打入，拆卸时借助于压力机或其他拆卸工具。
5、滚动轴承的润滑
对于输出轴承，内径为d=55mm，转速为n=127.4 ，则
，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。
同理，对于输入轴承，内径为35，转速为514.286 r/min
，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油 浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等
6、滚动轴承的密封
对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度

故可采用圈密封。
二、低速轴上轴承寿命的计算
已知条件：
1轴承 ,

2轴承

轴上的轴向载荷为0径向载荷为
查表得 ,则轴承轴向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此时
Fs1 > Fs2
则轴承2的轴向载荷

轴承1轴向载荷为
.
且低速轴的转速为127.4
预计寿命 =16 57600h
I、计算轴承1寿命
6、 确定 值
查《机械设计基础课程设计》表，得6207基本动荷 ,基本额定静载荷 。
7、 确定e值
对于深沟球轴承，则可得 e=0.44
8、 计算当量动载荷P
由
<e
由表查得 ,则

9、 计算轴承寿命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常温下工作）；6207轴承为深沟球轴承，寿命指数为 ，则
>
故满足要求。
II、计算轴承2寿命
1、确定 值
查《机械设计基础设计》，得6211型轴承基本额定动载荷 ,基本额定静载荷 。
2、 确定e值
对于深沟球轴承6200取，则可得e=0.44
4、 计算当量动载荷P
由

由表10-5查得 ,则
P=Fr2=1687N
5、 计算轴承寿命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常温下工作）；深沟球轴承轴承，寿命指数为 ，则
> ,故满足要求。
八、 联轴器的选择
与低速轴轴端相连的半联轴器为弹性套柱销联轴器，型号为 ，其公称转矩为 ，而计算转矩值为：
，故其强度满足要求。
九、箱体结构设计
箱体采用灰铸铁铸造而成，采用剖分式结构，由箱座和箱盖两部分组
成，取轴的中心线所在平面为剖分面。
箱体的强度、刚度保证
在轴承座孔处设置加强肋，做在箱体外部。外轮廓为长方形。
机体内零件的密封、润滑
低速轴上齿轮的圆周速度为：

由于速度较小，故采用油池浸油润滑，浸油深度为：

高速轴上的小齿轮采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。
3、机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺钉紧固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

总结：机箱尺寸

名称 符号 结构尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
8
箱座凸缘厚度
12
箱盖凸缘厚度
12
箱底座凸缘厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱盖上的肋厚
7
轴承旁凸台的高度
39
轴承旁凸台的半径
23
轴承盖的外径
140/112
地
脚
螺
钉 直径
M16
数目
4
通孔直径
20
沉头座直径
32
底座凸缘尺寸
22
20
连
接
螺
栓 轴承旁连接螺栓直径
M12
箱座的连接螺栓直径
M8
连接螺栓直径
M18
通孔直径
9
沉头座直径
26
凸缘尺寸 15
12
定位销直径
6
轴承盖螺钉直径
M8A
视孔盖螺钉直径
M6
吊环螺钉直径
M8
箱体内壁至轴承座端面距离
55
大齿轮顶圆与箱体内壁的距离
12
齿轮端面与箱体内壁的距离
15

十、润滑与密封
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。
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。
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
十一、设计小结
十二、参考资料
1《画法几何及工程制图 第六版》朱辉、陈大复等编 上海科学技术出版社
2、《机械设计基础课程设计》 陈立德主编 高等教育出版社
3、《机械设计计算手册 第一版》王三民主编 化学工业出版社
4、《机械设计 第四版》邱宣怀主编 高等教育出版社

我的设计作业F=3000N V=2m/s D=300mm

F. 1）试总结归纳机械传动系统设计的一般方法和步骤。 （2）说明传动系统方案是如何确定的，有何特点

第一部分为电动机选择及传动系统总的传动比分配;主要确定电动机类型和结构形式、工作机主动轴功率、电动输出功率及传动系统总的传动比分配。第二部分为传动装置的运动和动力参数计算,主要确定各轴转速、各轴的输入功率、及各轴转矩。第三部分为有关锥齿轮的计算,选择齿轮、材料、精度、等级、确定齿轮齿数、转矩、载荷系数、轮宽系数及齿根弯曲疲劳强度校核。第四部分为带轮的设计包括带轮类型的选择、带轮尺寸参数的确定。第五部分为联轴器类型的选择及联轴器尺寸（型号）的确定 。
该变速器主要由齿轮、轴、轴承、箱体等组成。为方便减速器的制造、装配及使用 ，还在减速器上设置一系列附件，如检查孔、透气孔、油标尺或油面指示器、吊钩及起盖螺钉等。在原动机于变速器间采用是机械设备中应用较多的传动装置带传动，主要有主动轮、从动轮和传动带组成。工作时靠带与带轮间的摩擦或啮合实现主、从动轮间运动和动力的传递,具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振及过载打滑以保护其他零件的优点。
设计者以严谨务实的认真态度进行了此次设计，但由于知识水平与实际经验有限。在设计中难免会出现一些错误、缺点和疏漏，诚请位评审老师能给于批评和指正。
摘 要
这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构。通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件。
这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过的知识。如：机械制图，金属材料工艺学公差等已学过的理论知识。在实际生产中得以分析和解决。减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮-蜗杆减速器，轴装式减速器、组装式减速器、联体式减速器。
在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想，掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法
和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺性等方面的要求。确定合理的设计方案