A. 二級斜齒圓柱齒輪減速器的課程設計的說明書
機械設計課程設計
說明書
學院：西安交通大學機械學院
專業：機械設計製造及其自動化
班級：機設0602
姓名：XXX
教師：XXX
目 錄
一、設計數據及要求 2
1.工作機有效功率 2
2.查各零件傳動效率值 2
3.電動機輸出功率 3
4.工作機轉速 3
5.選擇電動機 3
6.理論總傳動比 3
7.傳動比分配 3
8.各軸轉速 4
9.各軸輸入功率： 4
10.電機輸出轉矩： 4
11.各軸的轉矩 4
12.誤差 5
三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 5
四、齒輪傳動校核計算 5
（一）、高速級 5
（二）、低速級 9
五、初算軸徑 13
六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命： 14
（一）、中間軸 14
（二）、輸入軸 20
（三）、輸出軸 24
七、選擇聯軸器 28
八、潤滑方式 28
九、減速器附件： 29
十一 、參考文獻 29
一、設計數據及要求
F=2500N d=260mm v=1.0m/s
機器年產量：大批； 機器工作環境：清潔；
機器載荷特性：平穩； 機器的最短工作年限：五年二班；
二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號
1.工作機有效功率
2.查各零件傳動效率值
聯軸器（彈性） ，軸承 ，齒輪 滾筒
故：
3.電動機輸出功率
4.工作機轉速
電動機轉速的可選范圍： 取1000
5.選擇電動機
選電動機型號為Y132S—6，同步轉速1000r/min，滿載轉速960r/min，額定功率3Kw
電動機外形尺寸
中心高H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
底腳螺栓直徑
K 軸伸尺寸
D×E 建聯接部分尺寸
F×CD
132
216×140 12 38×80 10×8
6.理論總傳動比
7.傳動比分配
故 ，
8.各軸轉速
9.各軸輸入功率：
10.電機輸出轉矩：
11.各軸的轉矩
12.誤差
帶式傳動裝置的運動和動力參數
軸 名 功率 P/
Kw 轉矩 T/
Nmm 轉速 n/
r/min 傳動比 i 效率 η/
%
電 機 軸 2.940 29246.875 960 1 99
Ⅰ 軸 2.9106 28954.406 960 4.263 96
Ⅱ 軸 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96
Ⅲ 軸 2.6840 348963.911 73.46
Ⅳ 軸 2.6306 345474.272 73.46 1 98
三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級
考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。
選用8級精度。
四、齒輪傳動校核計算
（一）、高速級
1．傳動主要尺寸
因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和
尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：
式中各參數為：
（1）小齒輪傳遞的轉矩：
（2）初選 =19, 則
式中： ——大齒輪數；
——高速級齒輪傳動比。
（3）由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數 。
（4）初取螺旋角 。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：
由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數 =0.72
由式8.2得
由圖8.26查得螺旋角系數
（5）初取齒輪載荷系數 =1.3。
（6）齒形系數 和應力修正系數 ：
齒輪當量齒數為
，
由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數 =2.79， =2.20
由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數 =1.56， =1.78
（7）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：
由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：
和 。
由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數 =1.25。
小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為：
式中： ——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數；
——齒輪工作時間。
由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數為：
故許用彎曲應力為
=
所以
初算齒輪法面模數
2 ．計算傳動尺寸
（1）計算載荷系數
由參考文獻[1] P130表8.3查得使用
由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數 ；
由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數 ；
由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數 ，則
（2）對 進行修正，並圓整為標准模數
由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為
（3）計算傳動尺寸。
中心距
圓整為105mm
修正螺旋角
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
圓整b=20mm
取 ，
式中： ——小齒輪齒厚；
——大齒輪齒厚。
3．校核齒面接觸疲勞強度
由參考文獻[1] P135公式8.7
式中各參數：
（1）齒數比 。
（2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數 。
（3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節點區域系數 。
（4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數
（5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數
（5）由參考文獻[1] P145公式8.26 計算許用接觸應力
式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146
圖8.28（）分別查得 ，
；
——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ， ；
——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得 。故
滿足齒面接觸疲勞強度。
（二）、低速級
1．傳動主要尺寸
因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：
式中各參數為：
（1）小齒輪傳遞的轉矩：
（2）初選 =23, 則
式中： ——大齒輪數；
——低速級齒輪傳動比。
（3）由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數
（4）初取螺旋角 。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：
由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數 =0.71
由式8.2得
由圖8.26查得螺旋角系數
（5）初取齒輪載荷系數 =1.3。
（6）齒形系數 和應力修正系數 ：
齒輪當量齒數為
，
由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數 =2.65， =2.28
由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數 =1.57， =1.76
（7）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：
由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：
和 。
由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數 =1.25。
小齒輪3和大齒輪4的應力循環次數分別為：
式中： ——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數；
——齒輪工作時間。
由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數為：
故許用彎曲應力為
=
所以
初算齒輪法面模數
2 .計算傳動尺寸
（1）計算載荷系數
由參考文獻[1] P130表8.3查得使用
由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數 ；
由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數 ；
由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數 ，則
（2）對 進行修正，並圓整為標准模數
由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為
（3）計算傳動尺寸。
中心距
圓整為145mm
修正螺旋角
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
圓整b=35mm
取 ，
式中： ——小齒輪齒厚；
——大齒輪齒厚。
3.校核齒面接觸疲勞強度
由參考文獻[1] P135公式8.7
式中各參數：
（1）齒數比 。
（2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數 。
（3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節點區域系數 。
（4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數
（5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數
（5）由參考文獻[1] P145公式8.26 計算許用接觸應力
式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146
圖8.28（）分別查得 ，
；
——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ， ；
——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得 。故
滿足齒面接觸疲勞強度。
五、初算軸徑
由參考文獻[1]P193公式10.2可得：
齒輪軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最後取 。
中間軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最後取
輸出軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最後取 。
式中： ——由許用扭轉應力確定的系數，由參考文獻[1]P193表10.2，取
六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：
（一）、中間軸
1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：
由參考文獻[1]P140公式8.16可知
式中： ——齒輪所受的圓周力，N；
——齒輪所受的徑向力，N；
——齒輪所受的軸向力，N；
2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算：
由參考文獻[1]P140公式8.16可知
式中： ——齒輪所受的圓周力，N；
——齒輪所受的徑向力，N；
——齒輪所受的軸向力，N；
3.齒輪的軸向力平移至軸上所產生的彎矩為：
4.軸向外部軸向力合力為：
5.計算軸承支反力：
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ，與所設方向相反。
軸承2 ，與所設方向相反。
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
6.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
b-b剖面右側，豎直方向
水平方向
a-a剖面右側合成彎矩為
b-b剖面左側合成彎矩為
故a-a剖面右側為危險截面。
7.計算應力
初定齒輪2的軸徑為 =38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =10×8，t=5mm, =25mm。齒輪3軸徑為 =40mm，連接鍵由P135表11.28選擇 =12×8，t=5mm, =32mm，轂槽深度 =3.3mm。
由
，故齒輪3可與軸分離。
又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
8.計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
鍵槽應力集中系數由附表10.4查得： （插值法）
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
9．校核鍵連接的強度
齒輪2處鍵連接的擠壓應力
齒輪3處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
10.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷 =23.5KN，基本額定靜負荷 =17.5KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
故軸承1的軸向力 ，
軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承1的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
（二）、輸入軸
1.計算齒輪上的作用力
由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 ，徑向力 ，圓周力
2.平移軸向力所產生的彎矩為：
3.計算軸承支撐反力
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ， 軸承2 ，
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
4.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
a-a剖面右側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
危險截面在a-a剖面左側。
5.計算截面應力
由參考文獻[1]P205附表10.1知：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
6．計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
7.校核鍵連接的強度
聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =8×7，t=4mm, =40mm。軸徑為 =25mm
聯軸器處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
8.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷 =17.8KN，基本額定靜負荷 =12.8KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
由於
故軸承1的軸向力 ，
軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承2的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
（三）、輸出軸
1.計算齒輪上的作用力
由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 ，徑向力 ，圓周力
2.平移軸向力所產生的彎矩為：
3.計算軸承支撐反力
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ， 軸承2 ，
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
4.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
a-a剖面右側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
危險截面在a-a剖面左側。
5.計算截面應力
初定齒輪4的軸徑為 =44mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =12×8，t=5mm, =28mm。
由參考文獻[1]P205附表10.1知：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
6．計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
鍵槽應力集中系數由附表10.4查得： （插值法）
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
7.校核鍵連接的強度
聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =10×8，t=5mm, =70mm。軸徑為 =35mm
聯軸器處鍵連接的擠壓應力
齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。
齒輪處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
8.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷 =26.8KN，基本額定靜負荷 =20.5KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
由於
軸承1的軸向力
故軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承2的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
七、選擇聯軸器
由於電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻[2]P127表13-1選擇聯軸器為HL1型彈性柱銷聯軸器聯，孔徑取25mm。由於輸出軸上的轉矩大，所選聯軸器的額定轉矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。
八、潤滑方式
由於所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低於2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業齒輪油（GB5903——1986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY1413——1980）。牌號為ZL——2H。由於軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止潤滑脂流如油池中將潤滑油污染。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環。
九、減速器附件：
1.窺視孔及窺視孔蓋：由於受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M6×16的全螺紋螺栓。由於要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸台的鑄鐵蓋板。
2.通氣器：為防止由於機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸台上加安通氣裝置。由於減速器工作在情節的室內環境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可，其規格為M22×1.5。
3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規格為M20×1.5。考慮到其位於油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業用革的皮封油圈。
4.油麵指示器：為了能隨時監測油池中的油麵高度，以確定齒輪是否處於正常的潤滑狀態，故需設置油麵指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置於機座側壁，油標尺型號選擇為M12。
5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。吊耳用於打開機蓋，而吊鉤用於搬運整個減速器。考慮到起吊用的鋼絲直徑，吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。
6．定位銷：本減速器機體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯接後，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷採用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯接凸緣得結合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A6×35。
7.起蓋螺釘：在機蓋與機座聯接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常塗有水玻璃或密封膠。因此聯接結合較緊，不易分開。為了便於拆下機蓋，在機蓋地凸緣上設置一個起蓋螺栓。取其規格為M10×22。其中螺紋長度為16mm，在端部有一個6mm長的圓柱。
十一 、參考文獻
1 陳鐵鳴主編．機械設計．第4版．哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2006
2 王連明,宋寶玉主編．機械設計課程設計．第2版.哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2005
3 陳鐵鳴, 王連明主編．機械設計作業指導．哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2003
4徐灝主編．機械設計手冊（第二版）．北京：機械工業出版社，2004
5陳鐵鳴主編．新編機械設計課程設計圖冊．北京：高等教育出版社，2003
6王知行，劉廷榮主編．.機械原理．.北京：高等教育出版社，2005
B. 二級斜齒輪減速器的軸的設計該從哪裡入手呢
1.首先是受力分析、計算。通過皮帶輪、齒輪的傳遞扭矩，計算軸的各作用力點的徑向、軸向受力的大小、方向（包括軸承的支撐力），做扭矩圖、彎矩圖，合成。
2.軸的危險截面的疲勞強度校核，有無軸的剛性校核，可以問問老師、同學（機床主軸的設計需要剛性校核）。
3.以上是在初步的軸的結構尺寸設計出來後才能做的，如果強度校核沒問題，就可以確定下來了。如果校核後，強度不夠，就要改善設計（如提高軸徑尺寸、縮短軸承跨距、縮短皮帶輪、齒輪之間的跨距等）。
C. 設計題目 設計一帶式運輸機上的二級減速器(設計第一級.第二級減速均採用斜齒圓柱齒輪傳動)
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；
滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』d=I』a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N•mm
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4，取dd2=200mm
實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根據課本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本P78表（5-5）P1=0.95KW
根據課本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根據課本P81表（5-7）Kα=0.96
根據課本P81表（5-8）KL=0.96
由課本P83式（5-12）得
Z=PC/P』=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(6)計算軸上壓力
由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式（6-15）
確定有關參數如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=6
由課本P138表6-10取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N•mm
(4)載荷系數k
由課本P128表6-7取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環次數NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模數：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根據課本P107表6-1取標准模數：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本圖6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
將求得的各參數代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本P235（10-2）式，並查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉矩：已知T2=50021.8N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×8=48720小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P263表（11-9）取f P=1.5
根據課本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7206AC型的Cr=23000N
由課本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據課本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)計算當量動載荷P1、P2
根據表（11-9）取fP=1.5
根據式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)計算軸承壽命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根據手冊P71 7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本P264 表（11-10）得：ft=1
根據課本P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>48720h
∴此軸承合格
八、鍵聯接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
D. 求一帶式運輸機的二級圓柱齒輪減速器畢業設計
前 言
機械設計綜合課程設計在機械工程學科中佔有重要地位，它是理論應用於實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械繫統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。
本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用於礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制葯、造船、機械、環保及食品輕工等領域。
本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。
最後藉此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。
由於缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。
帶式輸送機概論
帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸燃料的機械。應用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用於現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用於水平運輸或傾斜運輸。使用非常方便。
輸送機發展歷史
中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架
空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。
1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此後，輸送機受到機械製造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為材料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。
輸送機的特點
帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比具有輸送距離長、運量大、連續輸送等優點，而且運行可靠，易於實現自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。
帶式輸送機主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨採煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。
帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優點。
帶式輸送機還應用於建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶等部門。
一、 設計任務書
設計一用於帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器
1. 總體布置簡圖
2. 工作情況
工作平穩、單向運轉
3. 原始數據
運輸機捲筒扭矩（N•m） 運輸帶速度（m/s） 捲筒直徑（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 設計內容
(1) 電動機的選擇與參數計算
(2) 斜齒輪傳動設計計算
(3) 軸的設計
(4) 滾動軸承的選擇
(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核
(6) 裝配圖、零件圖的繪制
(7) 設計計算說明書的編寫
5. 設計任務
(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）
(2) 齒輪、軸、軸承零件圖各1張（2號或3號圖紙）
(3) 設計計算說明書一份
二、 傳動方案的擬定及說明
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動:方案,可由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw:
三． 電動機的選擇
1. 電動機類型選：Y行三相非同步電動機
2. 電動機容量
(1) 捲筒軸的輸出功率
(2) 電動機的輸出功率
傳動裝置的總效率
式中， 為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動 ；滾動軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯軸器 ；捲筒軸滑動軸承 ，則
故
(3) 電動機額定功率
由第二十章表20-1選取電動機額定功率
由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍 ，由表2-2查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 ，則電動機轉速可選范圍為
可選符合這一范圍的同步轉速的電動3000 。
根據電動機所需容量和轉速，由有關手冊查出只有一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：
電動機型號 額定功率
電動機轉速
傳動裝置傳動比
Y100L-2 3 同步 滿載 總傳動比 V帶 減速器
3000 2880 62.06 2
三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置總傳動比
2. 分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為
按展開式布置考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近由圖12展開式曲線的
則i
所得 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
四、計算傳動裝置的運動和動力參數：
按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數
1.各軸轉速：
2．各軸輸入功率：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出功率則為輸入功率乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
3. 各軸輸入轉矩：
Ⅰ～Ⅲ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出轉矩則為輸入轉矩乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。
綜上，傳動裝置的運動和動力參數計算結果整理於下表：
軸名 功率
轉矩
轉速
傳動比
效率
輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 2.3 7.63 2880 2
0.96
I軸 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II軸 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III軸
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
捲筒軸 1.94 398.34
第三章 主要零部件的設計計算
§3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計
§3.1.1 高速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，大齒輪為正火處理,小齒輪熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為260HBS,215HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
(1) 確定公式內的各計算數值
1) 試選載荷系數
2) 由以上計算得小齒輪的轉矩：
3) 查6－12（機械設計基礎）表選取齒寬系數 ，查圖6－37（機械設計基礎）按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
4)計算應力循環次數
5) 按接觸疲勞壽命系數
（2） 計算：
1) 帶入 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 的最小值為
3) 計算齒寬： 取 ，
4) 計算分度圓直徑與模數、中心距：
模數: 取第一系列標准值m=1.5
分度圓直徑:
中心距：
5) 校核彎曲疲勞強度:
符合齒形因數 由圖6－40得 ＝4.35， ＝3.98
彎曲疲勞需用應力：
1) 查圖6-41得彎曲疲勞強度極限 ： ;
2) 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
3) 計算彎曲疲勞許用應力.
取彎曲疲勞安全系數S=1,得
4) 校核計算：
<
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
§3.1.2 低速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，熱處理均為正火調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為200HBS,250HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 ，取 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即
2) 確定公式內的各計算數值
1） 試選載荷系數
2） 由以上計算得小齒輪的轉矩
3） 查表及其圖選取齒寬系數 ，由圖6－37按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
4） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
5） 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
按接觸疲勞壽命系數
模數： 由表6－2取第一系列標准模數
分度圓直徑：
中心距：
齒寬：
校核彎曲疲勞強度:
復合齒形因數 由圖6－40得
6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
得
校核計算： <
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
對各個軸齒輪相關計算尺寸
表6－3高速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
表6－3低速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z
模數
壓力角
齒高系數
頂隙系數
齒距 P
齒槽寬 e
齒厚 s
齒頂高
齒根高
齒高 h
分度圓直徑 d
基圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距
V帶的設計
1)計算功率
2)選擇帶型
據 和 =2880由圖10-12<械設計基礎>選取z型帶
3)確定帶輪基準直徑
由表10-9確定 <械設計基礎>
1) 驗算帶速
因為 故符合要求
2) 驗算帶長
初定中心距
由表10-6選取相近
3) 確定中心距
4) 驗算小帶輪包角
故符合要求
5) 單根V帶傳遞額定功率
據 和 查圖10-9得
8) 時單根V帶的額定功率增量:據帶型及 查表10-2<械設計基礎>得
10)確定帶根數
查表10-3 查表10-4 <械設計基礎>
11) 單根V帶的初拉力
查表10-5
12)用的軸上的力
13帶輪的結構和尺寸
以小帶輪為例確定其結構和尺寸,由圖10-11<械設計基礎>帶輪寬
§3.3 軸系結構設計
§3.3.1 高速軸的軸系結構設計
一、軸的結構尺寸設計
根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖2所示:
圖2
由於結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數C為118。
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表6 高速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
13.6
16
60
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
20(18.88)
50
第3段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6004 B1=12)
20
23
第4段
24(23.6)
145
第5段 齒頂圓直徑
齒寬
33
38
第6段
24
10
第7段
20
23
二、軸的受力分析及計算
軸的受力模型簡化(見圖3)及受力計算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40
三、軸承的壽命校核
鑒於調整間隙的方便,軸承均採用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.
校核步驟及計算結果見下表:
表7 軸承壽命校核步驟及計算結果
計算步驟及內容 計算結果
6007軸承
A端 B端
由手冊查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
計算Fs=eFr(7類)、Fr/2Y(3類) FsA=1809.55 FsB=1584.66
計算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
確定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查載荷系數fP 1.2
計算當量載荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
計算軸承壽命
9425.45h
小於
12480h
由計算結果可見軸承6007合格.
表8 中間軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
由軸承尺寸確定
(軸承預選6008 )
33.6
40
25
第2段
(考慮鍵槽影響)
45(44.68)
77.5
第3段
50
12.5
第4段
99
109
第5段
46
39
考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表10 低速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
(由聯軸器寬度尺寸確定)
52.49
60(55.64)
142
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)
64(63.84)
50
第3段
66
16
第4段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6014C )
70
24
第5段
78
75
第6段
20
88
20
第7段
齒寬+10
80(79.8)
119
§3.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核
因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核.
一、 高速級鍵的選擇及校核:
帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B8X7,鍵長50,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)
二、中間級鍵的選擇及校核:
(1) 高速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B14X9GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、20Cr(軸)
此時, 鍵聯結合格.
三、低速級級鍵的選擇及校核
(1)低速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B22X14,鍵長 GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格
(2)聯軸器處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼 (聯軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其
該鍵聯結合格.
第四章 減速器箱體及其附件的設計
§4.1箱體結構設計
根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱體結構尺寸
名稱 符號 設計依據 設計結果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小於8
箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸緣厚度 b 1.5δ 16.5
箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 27.5
地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 24(23.61)
地腳螺栓數目 n 時，n=6
6
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df 18
箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 12
軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 8
定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 9
軸承旁凸台半徑 R1 c2 16
凸台高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准 34
外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齒輪頂圓距內壁距離 ∆1 ＞1.2δ 11
齒輪端面與內壁距離 ∆2 ＞δ 10
箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10
軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 120
軸承旁邊連接
螺栓距離
S
120
第五章 運輸、安裝和使用維護要求
1、減速器的安裝
（1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦採用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦採用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。
（2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。
（3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大於所用聯軸器的許用補償量。
（4）減速器安裝好後用手轉動必須靈活，無卡死現象。
（5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇運轉1~3h後方可正式運轉，運轉應平穩、無沖擊、無異常振動和雜訊及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100℃；並按標准規定檢查輪齒面接觸區位置、面積，如發現故障，應及時排除。
2、使用維護
本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸入功率0.85—6660kw，公稱輸出轉矩100—410000N.m，不怕工況條件惡劣，是適用性很好，應用量大面廣的產品。可通用於礦山、冶金、運輸、建材、化工、紡織、輕工、能源等行業的機械傳動。但有以下限制條件：
1.減速器高速軸轉速不高於1000r/min;
2.減速器齒輪圓周速度不高於20m/s;
3.減速器工作環境溫度為—40~45℃，低於0℃時，啟動前潤滑油應預熱到8℃以上，高於45℃時應採取隔熱措施。
3、減速器潤滑油的更換：
（1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h後須更換潤滑油，在以後的使用中應定期檢查油的質量。對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對於每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。
（2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。
（3）換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。
（4）工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉。
減速器應定期檢修。如發現擦傷、膠合及顯著磨損，必須採用有效措施制止或予以排除。備件必須按標准製造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗後才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發現的問題應做認真的記錄 。
小 結
轉眼兩周的時間過去了，感覺時間過得真快，忙忙碌碌終於把機械設計做出來了。我通過這次設計學到了很多東西。使我對機械設計的內容有了進一步的了解.
因為剛結束課程就搞設計,還沒有來得及復習,所以剛開始遇到好多的問題,都感覺很棘手.因為機械設計是把我們這學期所學知識全部綜合起來了,還用到了許多先前開的課程,例如金屬工藝學,材料力學,機械原理等.
首先，我們要運用知識想好用什麼結構，然後進行軸大小長短的設計，要校核，選軸承。最後還要校核低速軸，看能否用。鍵也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有這些都用到了力學和機械設計得內容，可是我當時力學沒有學好，機械設計又沒完全掌握，做這次設計真是不容易啊!.
但通過這次機械設計學到了許多,不僅是在知識方面，重要是在觀念方面。以往我們不管做什麼都有現成的東西，而我們只要算別人現有的東西就可以了，其實那就是抄。但現在很多是自己設計，沒有約束了反而不知所措了。其次，我在這次設計中出現了許多問題,經過常老師得指點,我學到了許多課本上沒有的東西他並且給我們講了一些實際用到的經驗.收獲真是破多啊!最後就是我們大學的課程開了這么多,我們一定要把基礎打牢,為以後的綜合運用打下基礎啊.這次機械設計課程就體現了,我們現在很缺乏把自己學的東西聯系起來的能力.
最後我總結一下通過這次機械設計我學到的。實踐出真知，不假。通過設計我現在可以了解真正的設計是一個怎樣的程序啊.而且其中出現了許多錯誤,為以後工作增加經驗。雖然機設很累，但我很充實，我學到了許多知識，我增加了社會競爭力，我又多了解了機械，又進步了。總之，這次機械設計雖然很累,但是我學到了好多自己從前不知道和沒有經歷的經驗。
參 考 文 獻
1 <<機械設計>>第八版 濮良貴主編 高等教育出版社 ，2006
2 <<機械設計課程設計>>第1版 . 王昆,何小柏主編 .機械工業出版社 ,2004
3 <<機械原理>> 申永勝主編 清華大學出版社 ,1999
4 <<材料力學 >> 劉鴻文主編 高等教育出版社 ,2004
5 <<幾何公差與測量>>第五版 甘永力主編 上海科學技術出版社 ，2003
6 <<機械制圖>>
E. 機械設計課程設計二級減速器 f=1600N v=1m/s d=400mm
運輸帶牽引力F=1794N
輸帶工作速度V=0.67m/s
滾筒直徑D=0.31m
我的課設數據是這樣的，室外微震，二樓說已發，不知道還需不需要
F. 二級減速器設計
典型減速器設計
典型減速器是常用的減速器結構形式。本系統提供了13種典型的減速器結構形式。以下以總速比為60，輸入功率為5kw，輸入轉速為1450rpm的展開式三級圓柱齒輪減速器為例，介紹典型減速器的整個設計流程。
1. 啟動Gearbox2.0程序，彈出開始界面；
2. 點擊開始界面上的「典型減速器設計」圖標，進入典型減速器設計界面；
3. 點擊「三級圓柱」減速器圖標，這時在右邊的三個綠色表格內自動插入三級齒輪副的默認參數設置；
4. 在總速比欄鍵入總減速比60，在載荷要求欄鍵入輸入功率5kw，輸入轉速1450rpm，系統自動計算出輸出扭矩和輸出轉速；
5. （非必須步驟）設置其它的技術條件或參數，如人工設定速比分配，人工設定中心距分配，中心距是否取標准值，工作條件，載荷特性，速比分配原則，更改綠色表格內的齒輪副輸入參數等；
6. （非必須步驟）點擊「初步計算」按鈕，系統將計算出速比分配、幾何尺寸和強度等，並將部分數據填充到右下方的三個淡紅色的表格中；
7. （非必須步驟）點擊「結構簡圖」按鈕，將顯示按實際比例的結構簡圖，有助於用戶判斷設計的合理性；該功能只有在用戶點擊「初步計算」按鈕進行計算後才有效；
8. （非必須步驟）如果用戶不滿意當前的設計結果，按步驟5更改輸入條件，或者點擊菜單維護->設計選項更改一些默認設置，例如齒數的設置，這時三個淡紅色表格的背景將變成灰色，表示數據已「過時」，再次點擊「初步計算」按鈕重新進行計算，直到獲得較為滿意的結果；
9. 點擊「詳細計算」按鈕，進入詳細設計界面，用戶可以在該界面中完成減速器的全部設計任務；
10. 在型號文本框中輸入型號；
11. （非必須步驟）在該界面首先打開的是傳動設計子界面，向用戶報告各級傳動的計算結果，用戶可以對減速器載荷和表格中的綠色方格內的數據進行微調，也可以將某一級替換為以前設計的齒輪副；在對數據進行更改後，單元格的背景將變成灰色，表示數據已「過時」，必須點擊「刷新」按鈕，使系統根據用戶的更改重新計算結果；如果用戶對更改後的結果不滿意，可以單擊「恢復」按鈕使數據恢復到系統最初計算出的值。
12. 點擊結構簡圖頁，進入結構簡圖子界面；在該界面顯示按比例繪出的結構簡圖，同時報告各軸的最小軸徑以及減速器箱體的大致尺寸；其中軸徑按照最小軸徑畫出，暫時不考慮剛度條件；在該界面中用戶可以判斷設計結果的合理性，如果有必要，可以回到傳動設計子界面重新調整參數並刷新，該簡圖將自動得到更新；
13. 點擊齒輪精度頁，進入齒輪精度子界面；在該界面向用戶報告齒輪副的精度查詢結果；如果有必要，用戶可以更改齒輪的精度等級，然後點擊「更新」按鈕，系統將重新檢索出精度值；
14. 點擊數據輸出頁，進入數據輸出子界面；在該界面用戶必須首先點擊有上方的文件夾圖標指定工作文件夾，然後點擊文本輸出按鈕或Excel輸出按鈕輸出文本文件或Excel文件；Excel文件和文本文件是供用戶瀏覽的文件，裡麵包括了本次計算的所有結果； 15. 點擊零件設計頁，進入零件設計子界面；
16. 如果還沒有指定工作文件夾，請先指定工作文件夾；然後單擊右上方的「輸出AutoCAD圖紙」圖標按鈕，系統將啟動AutoCAD2000輸出dwg格式的圖紙到工作文件夾中，輸出後將圖紙插入到當前的界面中；用戶點擊「選擇圖紙」下拉列表框，可以選擇不同的圖紙顯示到當前界面中；
7. （非必須步驟）如果用戶如果對當前的結構尺寸設計不滿意，可以在輸出圖紙之前或之後對零件進行編輯；首先點擊「選擇圖紙」下拉列表框，選擇要編輯的圖紙，然後點擊該列表框右邊的「編輯當前零件」圖標按鈕，如果當前選擇的零件是軸或齒輪軸，將彈出軸設計窗口，如果當前選擇的零件是齒輪，將彈出齒輪設計窗口，如下圖所示；
18. （非必須步驟）在軸設計窗口，用戶可以更改各軸段的直徑和長度，查看鍵強度校核，選擇軸承等等；軸的圖形將隨用戶更改實時變更；
19. （非必須步驟）在齒輪設計窗口，用戶可以更改孔徑等尺寸，更改結構形式等等；
19. （非必須步驟）重新輸出dwg圖紙並更新零件設計界面中的圖紙；
21. 單擊菜單文件->保存為gbx文件或文件->保存到資料庫，可分別將設計結果保存到文件或資料庫中；這兩種保存的文件是供程序日後打開時用的，而非供用戶瀏覽的；用戶如果要瀏覽全部計算結果，請在數據輸出界面中輸出文本文件或Excel文件。
G. 二級直齒齒輪減速器課程設計（高分懸賞！！！！）
我現在做的是 兩級展開式斜齒輪減速器
已經數據好了
明天就可以畫圖拉 哈哈~
H. 設計提升機的傳動裝置（含單級斜齒圓柱齒輪）
傳動方案擬定
為了估計傳動裝置的總的傳動比范圍，以便選擇合
適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即：
∵ V=π*D*nw/（60*1000）
∴ n筒=60*1000*V/(π*D)=71 r/min
選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為傳動方案的原動機，因此傳動裝置的傳動比約為i=14～21,根據傳動比值可初步擬定以二級傳動為主的多種傳動方案。
根據所給的帶式傳動機構，可將減速器設計為二級展開式減速器。
希望這篇文章對你有幫助：
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I. 二級齒輪減速器設計中，傳動比一般是前大後小。如果是前小後大，會有什麼影響
這個影響很多。會有一系列的問題讓你解決。
因為後邊傳遞的力矩大。如果傳動比增大，則齒輪和軸的尺寸，強度都需增大。這樣以來，對加工技術的要求會更高；整個減速裝置更占空間；大小齒輪的直徑懸殊，潤滑油液高低又成新的問題，可能還要再設計一套油路系統；而且如果是大型的減速箱，組裝和維修都不便等等…… 推薦你閱覽一下《機械設計手冊》減速器，變速器有關內容。