帶輪課程設計

A. 求 齒輪減速器傳動設計說明書裝配圖，零件圖 做課程設計，滿意答復追加50分。

單級斜齒圓柱減速器設計說明書

院（系） 機械與汽車工程學院
專 業
班 級
學 號
姓 名

專業教研室、研究所負責人
指導教師
年 月 日
XXXXXXX 大 學
課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書

茲發給 車輛工程 班學生 課程設計（論文）任務書，內容如下：
1． 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱減速器
2． 應完成的項目：
（1） 減速器的總裝配圖一張(A1)
（2） 齒輪零件圖 一張(A3)
（3） 軸零件圖一張(A3)
（4） 設計說明書一份
3． 本設計（論文）任務書於2008 年 月 日發出，應於2008 年 月 日前完成，然後進行答辯。
專業教研室、研究所負責人 審核 年 月 日
指導教師 簽發 年 月 日

程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：
課程設計（論文）答辯負責人簽字：
年 月 日

目 錄

一． 傳動方案的確定―――――――――――――――5
二． 原始數據――――――――――――――――――5
三． 確定電動機的型號――――――――――――――5
四． 確定傳動裝置的總傳動比及分配――――――――6
五． 傳動零件的設計計算―――――――――――――7
六． 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計――――――13
七． 軸的設計――――――――――――――――――14
八． 滾動軸承的選擇和計算――――――――――――19
九． 鍵聯接的選擇和強度校核―――――――――――22
十． 聯軸器的選擇和計算―――――――――――――22
十一． 減速器的潤滑―――――――――――――――22
十二． 參考文獻―――――――――――――――――2計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定二、原始數據：
帶拉力：F=5700N, 帶速度：v=2.28m/s, 滾筒直徑：D=455mm
運輸帶的效率： 工作時載荷有輕微沖擊；室內工作，水份和灰份為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差 4％，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制；軸承使用壽命不小於15000小時。

三、電動機選擇
(1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相非同步電動機
(2) 選擇電動機功率：:
運輸機主軸上所需要的功率：
傳動裝置的總效率：
， ， ， ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），圓錐滾子軸承（滾子軸承一對），聯軸器（剛性聯軸器），運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3，
取：
所以：
電動機所需功率: ，
查《課程設計》表16-1 取電動機Y200L1-6的額定功率
（3）選擇電動機的轉速
取V帶傳動比范圍(表2-2) ≤2～4；單級齒輪減速器傳動比 ＝3～6
滾筒的轉速：
電動機的合理同步轉速：
查表16-1得電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）
電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速nm
(r/min) 堵載轉矩
額定轉矩 最大轉矩
額定轉矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0
查表16-2得電動機得安裝及有關尺寸
中心高
H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵公稱尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×
五、計算總傳動比及分配各級的傳動比
傳動裝置得總傳動比 ：
取V帶傳動比： ；單級圓柱齒輪減速器傳動比：
(1) 計算各軸得輸入功率
電動機軸：
軸Ⅰ（減速器高速軸）:
軸Ⅱ（減速器低速軸）:
(2) 計算各軸得轉速
電動機軸:
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
（3）計算各軸得轉矩
電動機軸
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
上述數據製表如下：
參數
軸名 輸入功率
（ ）
轉速
（ ）
輸入轉矩
（ ）
傳動比
效率
電動機軸 15.136 970 182.14 1.6893 0.95
軸Ⅰ（減速器高速軸） 14.379 574.20 239.15 6 0.97
軸Ⅱ（減速器低速軸） 13.669 95.70 1364.07
五、傳動零件的設計計算
1. 普通V帶傳動得設計計算
① 確定計算功率
則： ，式中，工作情況系數取 ＝1.3
② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇SPA型窄V帶。
③ 確定帶輪的基準直徑
取小帶輪直徑: ，
大帶輪直徑 :
根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑
④ 驗證帶速:
在 之間。故帶的速度合適。
⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距
初選傳動中心距范圍為： ，初定
V帶的基準長度：

查《機械設計》表2.3，選取帶的基準直徑長度
實際中心距：
⑥ 驗算主動輪的最小包角
故主動輪上的包角合適。
⑦ 計算V帶的根數z
,由 ， ，
查《機械設計》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得額定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得
， 取 根。
⑧ 計算V帶的合適初拉力
查《機械設計》表2.2，取
得
⑨ 計算作用在軸上的載荷 :

⑩ 帶輪的結構設計 （單位）mm
帶輪
尺寸
小帶輪
槽型 C
基準寬度
11
基準線上槽深
2.75
基準線下槽深
11.0
槽間距
15.0 0.3

槽邊距
9
輪緣厚
10
外徑
內徑
40
帶輪寬度
帶輪結構 腹板式
V帶輪採用鑄鐵HT150或HT200製造，其允許的最大圓周速度為25m/s.
2. 齒輪傳動設計計算
（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）；
② 選擇齒輪材料：由課本附表1.1選大、小齒輪的材料均為45鋼，並經調質後表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45；
③ 選取齒輪為7級的精度（GB 10095－88）；
④ 初選螺旋角
⑤ 選 小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
A. 確定公式內各個計算數值
① 試選載荷系數Kt=1.5
② 小齒輪傳遞的轉矩：
③ 由《機械設計》表12.5得齒寬系數 （對硬齒面齒輪， 取值偏下極限）
④ 由《機械設計》表12.4彈性影響系數
⑤ 節點區域系數
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度

＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (圖12.6)
⑧ 應力循環次數
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108
⑨ 接觸疲勞壽命系數 根據圖12.4
⑩ 接觸疲勞許用應力 取
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa
因為 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B. 計算
① 試算小齒輪分度圓

② 計算圓周速度： =
③ 計算齒寬： = 1 57.24 = 57.24 mm
④ 齒寬與齒高之比：
/(2.25 )
⑤ 計算載荷系數K
根據v=2.28m/s，7級精度，由附圖12.1查得動載系數 =1.07
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25
參考課本附表12.3中6級精度公式，估計 <1.34,對稱
1.313取 =1.313
由附圖12.2查得徑向載荷分布系數 =1.26
載荷系數
⑥ 按實際的載荷系數修正分度圓直徑
＝
⑦ 計算模數

3、按齒根彎曲疲勞強度設計

A. 確定公式中的各參數
① 載荷系數K：
則
② 齒形系數 和應力校正系數
當量齒數 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453

③ 螺旋角影響系數
軸面重合度 ＝ ＝0.9385
取 ＝1得 =0.9374
④ 許用彎曲應力

查課本附圖6.5得 ，取 =1.4，則
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa
⑤ 確定
=2.73 1.57/307=0.01396
=2.17 1.80/314=0.01244
以 代入公式計算
B. 計算模數mn

比較兩種強度計算結果，確定

4、幾何尺寸的計算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm
取中心距
② 修正螺旋角：

③ 分度圓直徑：

④ 齒寬 ，取B2=65 mm，B1=70 mm
⑤ 齒輪傳動的幾何尺寸，製表如下：(詳細見零件圖)
名稱 代號 計算公式 結果
小齒輪 大齒輪
中心距

223 mm
傳動比

6
法面模數
設計和校核得出 3
端面模數

3.034
法面壓力角
螺旋角
一般為
齒頂高
3mm
齒根高
3.75mm
全齒高
6.75mm
頂隙 c
0.75mm
齒數 Z
21 126
分度圓直徑
64.188mm 382.262 mm
齒頂圓直徑
70.188 mm 388.262mm
齒根圓直徑
57.188 mm 375.262 mm
齒輪寬 b
70mm 65mm
螺旋角方向
左旋 右旋
六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計
查《設計基礎》表3-1經驗公式，及結果列於下表。
名稱 代號 尺寸計算 結果(mm)
底座壁厚
8
箱蓋壁厚

8
底座上部凸圓厚度

12
箱蓋凸圓厚度

12
底座下部凸圓厚度

20
底座加強筋厚度 e
8
底蓋加強筋厚度

7
地腳螺栓直徑 d 或表3.4
16
地腳螺栓數目 n 表3--4 6
軸承座聯接螺栓直徑
0.75d 12
箱座與箱蓋聯接螺栓直徑
(0.5—0.6)d 8
軸承蓋固定螺釘直徑
(0.4—0.5)d 8
視孔蓋固定螺釘直徑
(0.3—0.4)d 5
軸承蓋螺釘分布圓直徑

155/140
軸承座凸緣端面直徑

185/170
螺栓孔凸緣的配置尺寸
表3--2 22，18，30
地腳螺栓孔凸緣配置尺寸
表3--3 25，23，45
箱體內壁與齒輪距離

12
箱體內壁與齒輪端面距離

10
底座深度 H
244
外箱壁至軸承端面距離

45

七、軸的設計計算
1. 高速軸的設計
① 選擇軸的材料：選取45號鋼，調質，HBS＝230
② 初步估算軸的最小直徑
根據教材公式，取 =110，則: =32.182mm

因為與V帶聯接處有一鍵槽,所以直徑應增大5%
③ 軸的結構設計:
考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為:
兩軸承支點間的距離： ，
式中： ―――――小齒輪齒寬，
―――――― 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，
――――――― 箱體內壁與軸承端面的距離，
――――― 軸承寬度，選取30310圓錐滾子軸承，查表13-1，得到
得到：
帶輪對稱線到軸承支點的距離
式中： ------------軸承蓋高度，
t ――――軸承蓋的凸緣厚度， ,故，
―――――螺栓頭端面至帶輪端面的距離，
―――――軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得 mm
――――帶輪寬度，
得到：
2.按彎扭合成應力校核軸的強度。
①計算作用在軸上的力
小齒輪受力分析
圓周力：
徑向力：
軸向力：
②計算支反力
水平面：
垂直面：

所以:

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 （見P22頁） T1=239.15Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 ，
則：
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
⑥ 軸的結構圖見零件圖所示

2.低速軸的設計

(1).選擇軸的材料:選擇45號鋼,調質,HBS=230
(2). 初步估算軸的最小直徑:取A=110,
兩個鍵，所以 mm
考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取裝聯軸器處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為: 選30214 軸承 T=26.25

(3).軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸:考慮

---螺栓頭端面至帶輪端面的距離,
k ----軸承蓋M12螺栓頭的高度,查表可得k=7.5mm ，選用6個
L---軸聯軸器長度,L=125mm
得到:

(4).按彎曲合成應力校核軸的強度

①計算作用的軸上的力
齒輪受力分析:圓周力: N
徑向力:
軸向力:
③ 計算支反力:
水平面:
垂直面: ，

，

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 T2=1364.07Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 , 則:

⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，C剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
（5）軸的結構圖見零件圖所示：

八、滾動軸承的選擇和計算
1.高速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

① 選取的軸承：型號為30310圓錐滾子軸承（每根軸上安裝一對）
②軸承A的徑向載荷
軸承B的徑向載荷：

對於30310型圓錐滾子軸承，其內部派生軸向力

所以軸承A被「放鬆」，而軸承B被「壓緊」，則

計算當量動載荷

對於軸承1
對於軸承2 (根據《機械設計》表9.1)
軸向載荷：

因為 ,按照軸承 A驗算壽命

（由表13-1可查C=122kN）
故滿足壽命要求

2. 低速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

①選取的軸承：型號為30214圓錐滾子軸承

B. 機械設計課程設計帶式輸送機蝸輪蝸桿減速器

找書，書上有例題直接套公式。聯軸器是查表來的 。
我這幾天也在做，就差畫圖了。

C. 急求：一級圓柱齒輪減速器課程設計詳細過程

課程設計說明書

設計題目：帶式運輸及傳動裝置

機械設計製造及其自動化**（*）班

姓名：

學號：************

完成日期：****.**.**

指導教師（簽字）：

目 錄

1.設計任務書………………………………………………………………………………………………….3

2.傳動方案的分析與擬定………………………………………………………………………………….4

3.電動的選擇………………………………………………………………………………………………….5

4.傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算……………………………………………………….5

5.傳動零件的設計計算…………………………………………………………………………………….6

6.軸的設計計算……………………………………………………………………………………………..9

7.鍵連接的選擇及計算……………………………………………………………………………….….12

8.滾動軸承的選擇及計算………………………………………………………………………….…...14

9.聯軸器的選擇……………………………………………………………………………….…………….14

10.潤滑和密封方式的選擇………………………………………………………………..…………….14

11.箱體及附件的結構設計和選擇……………………………………………………….…………….15

12.參考文獻…………………………………………………………………………………..….………….15

一．設計任務書
設計題目：皮帶運輸機用
單級 斜齒 圓柱 齒輪減速器設計

目的：前修課程的實際應用
鞏固專業理論和知識
培養設計計算能力
培養工程設計的綜合能力
培養解決實際問題的能力
提高計算機繪圖能力
齒輪減速器：圓柱 圓錐 蝸輪蝸桿
單級 雙級 多級（見圖）

設計任務：
方案的構思與設計計算
裝配圖一 1號 草圖和機繪圖各一份
零件圖1張 3號
設計說明書一份 20頁以上
答辯 20分鍾

內容與進度
1．方案設計
2．總體設計計算
3．主要零件設計計算
開式齒輪、帶、鏈 閉式齒輪 軸、滾動軸承、 鍵…….…2天
4．裝配草圖設計、繪制……………………………………………………………6天
5．正式裝配圖、零件圖繪制…………………………………………………….6天
6．設計說明書撰寫………………………………………………………………….1天
7．答辯……………………………………………………………………….…………1天

題目與數據：
開式齒輪傳動＋單級斜齒圓柱齒輪減速器
已知數據： F（N）=2600 V（m/s）=1.8 D(mm)= 500
五年兩班 中等沖擊

二．傳動方案的分析與擬定
1．傳動簡圖設計
布局
帶在高速級
鏈傳動在低速級
開式齒輪傳動在低速級
一根軸必須兩個軸承支撐
合理性
齒輪潤滑效果
帶、鏈的松緊邊
結構的緊湊性

三. 電動的選擇
工作機所需功率: Pw=FV/1000=2600×1.8/1000=4.68kw
傳動效率: 由表2-2得
η=η1×η2×η3……=0.99²×0.97×0.994×0.95×0.96=0.8329
電機所需功率: Pm』=Pw/η=4.68/0.8329=5.619kw
電機額定功率: 由表16-1得
Pm≥Pm』=7.5kw
初選電機: Y132M-4 額定功率7.5kw 滿載轉速970r/min
堵轉轉矩/額定轉矩2.0 最大轉矩/額定轉矩2.0

四. 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算
1．傳動比計算與分配
工作機轉速: v=πDn/60000
n=60000v/πD=68.75
總傳動比計算: i=N/n=1440/68.75=14.11
開式齒輪傳動: i2=4-5
閉式齒輪傳動比: i1=3-4.5
傳動比分配: i1=105/31=3.387 i2=71/17=4.176
i=i1×i2=3.387×4.176=14.14

3．各軸的功率、轉速、轉矩計算（ Pn 、nn 、Tn ）
n1=nm=970r/min P1=Pm×η1=7.425kw
T1=9550P1/n1=73.10Nm
n2=n1/i1=286.4r/min P2=P1×η2×η3=7.130kw
T2=9550P2/n2=237.7Nm
n3=n2/i2=286.4r/min P3=P2×η3×η1=6.988kw
T3=9550P3/n3=233.0Nm
軸號 轉速n 功率p 轉矩T 傳動比i
Ⅰ 970r/min 7.425kw 73.10N*m
3.387
Ⅱ 286.4r/min 7.130kw 237.7N*m

1
Ⅲ 286.4r/min 6.988kw 233.0N*m

五．傳動零件的設計計算
1. 閉式齒輪設計計算
1)使用條件分析
傳遞功率： P1=7.425kw 主動輪轉速： n1=970r/min
傳動比： i1=3.387 轉矩： T1=73.10N*m
2)選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪：45號鋼，調質處理，硬度為230-255HBS；
大齒輪：45號鋼，正火處理，硬度為190-217HBS.
3)確定許用應力
a.確定極限應力σHlim和σFlim
齒面硬度：小齒輪按230HBS,大齒輪按190HBS.
查圖3-16,得σHlim1=580MPa, σHlim2=550 MPa
查圖3-17,得σFlim1=220MPa, σFlim2=210 MPa
b.計算應力循環次數N，缺點壽命系數ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719×108
查圖3-18，得ZN1=ZN2=1；查圖3-19，得YN1=YN2=1
c.計算許用應力
由表3-4取SHlim=1, SFlim=1.4
σHP1=σHP1 ZN1/ SHlim=580 MPa
σHP2=σHP2 ZN2/ SHlim=550 MPa
σFP1=σFlim1 YST YN1/ SFlim =314.28 MPa
σFP2=σFlim2 YST YN2/ SFlim =300 MPa
4)初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸
a.選擇齒輪類型
擬選用斜齒圓柱齒輪，由表3-5初步選用8級精度
b.初選參數
β=15°，z1=31 , z2=z1×i1=105 , x1=x2=0 , ψd=0.9
c.初步計算齒輪的主要尺寸
因電機驅動，工作載荷中等沖擊，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因對稱布置，軸的剛性較大，取Kβ=1,Kα=1.2,
則 K=1.5×1.05×1×1.2=1.89
由圖3-11，查得ZH=2.44;
查表3-2，得ZE=189.8 MPa½;
取Zε=0.8 ; Zβ=(cosβ)½=0.983
可初步計算出齒輪的分度圓直徑d1，mn等主要參數和幾何尺寸：
d1=³√｛(ZHZEZεZβ/σHP)²*(2KT1/ψd)*〔( i1+1)/ i1)〕｝
=55.87
mn=d1cosβ/z1=1.741
按表3-17，取標准模數mn=2mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=140.8mm
圓整後取a=140mm
修改螺旋角：
β=arccos〔mn (z1+ z2)/2a〕=13.73°=13°43′48〃
d1= mn z1/ cosβ=63.8mm
d2= mn z2/ cosβ=216.2mm
b=ψd d1 =57.42mm,取b2=58mm, b1= b2+(5～10)=66mm
d.驗算齒輪的彎曲強度條件
計算當量齒數：
zv1= z1/ cos³β=33.8
zv2= z2/ cos³β=114.5
查圖3-14，得YFa1=2.5 , YFa2=2.2;
查圖3-15，得YSa1=1.69 , YSa2=1.81
取Yε=0.7 , Yβ=0.9
計算彎曲應力：
σF1=2K T1/b d1 mn =66.25 MPa＜σFP1
σF2=σF1 YFa2 YSa2/ YFa1 YSa1=62.44 MPa＜σFP2

5)確定方案
設計內容 參數
小，大齒輪材料 鋼45 ，鋼45
小，大齒輪熱處理方式 調質 ，正火
小，大齒輪齒面硬度HBS 230 ，190
接觸許用應力: σHP1/ MPa ,σHP2/ MPa 580 ，550
彎曲許用應力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 314.3 ，300
模數：mn /mm 2
螺旋角β/(°′〃)： 13°43′48〃
齒數：z1 ，z2 31 ，105
變位系數：x1 , x2 0.0 ，0.0
齒寬：b1/mm , b2/mm 66 , 58
分度圓直徑：d1/mm , d2/mm 63.8 , 216.2
齒頂圓直徑：d a 1/mm , d a 2/mm 67.92 ,220.3
中心距：a/mm 140
彎曲應力: σF1/ MPa ,σF2/ MPa 66.25 , 62.44

2.開式齒輪設計計算
1)使用條件分析
傳遞功率： P3=6.988kw 主動輪轉速： n1=286.4r/min
傳動比： i2=4.176 轉矩： T3=233.0N*m
2)選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪：45號鋼，表面淬火，硬度為40-50HRC ,
大齒輪：球墨鑄鐵，正火，硬度為190-270HBS
3)確定許用應力
a.確定極限應力σFlim
齒面硬度：小齒輪按46HRC , 大齒輪按 250HBS .
查圖3-17,得σFlim1= 360 Mpa ，σFlim2=230 Mpa
b.計算應力循環次數N，缺點壽命系數ZN及YN
N1=60an1t=60×1×970×(5×300×16)=1.397×109
N2= N1/i1=5.719*108
查圖3-18，得ZN1=ZN2=1；查圖3-19，得YN1=YN2=1
c.計算許用應力
由表3-4取SFlim=1.4
σFP1=σFlim1 YST YN1/ SFlim =514.3 Mpa
σFP2=σFlim2 YST YN2/ SFlim =328.6 MPa
4)初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸
a.選擇齒輪類型
擬選用斜齒圓柱齒輪，由表3-5初步選用8級精度
b.初選參數
β=12°，z1=17 , z2=z1×i1=71 , x1=x2=0 , ψd=0.3
c.初步計算齒輪的主要尺寸
因電機驅動，工作載荷中等沖擊，查表3-1，得KA=1.5，取Kv=1.05；
因不對稱布置，軸的剛性較小，取Kβ=1.35 , Kα=1.4,
則 K=1.5×1.05×1.35×1.4=2.98
計算當量齒數：
zv1= z1/ cos³β=18.12
zv2= z2/ cos³β=75.87
查圖3-14，查得YFa1=2.92 , YFa2=2.25 ;
查圖3-15，查得YSa1=1.52 , YSa2=1.81 ;
取Yε=0.8 , Yβ=0.92 ;
則：YFa1 YSa1/σFP1=8.63×10^-3 ；
YFa2 YSa2/σFP2=12.4×10^-3
取較大值 12.39*10^-3 計算
可初步計算出齒輪的模數mn ：
mn≥(1+15%)³√〔(2K T3 cos²βYεYβ/ψd z1²)×（YFa1 YSa1/σFP1)〕
=5.97
又 a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)≥ D/2
則 mn≥ D cosβ/ (z1+ z2)=5.56
按表3-17，取標准模數mn=6mm
a=(mn/2 cosβ)( z1+ z2)=269.9mm
圓整後取a=270mm
修改螺旋角：β=arccos〔mn (z1+ z2)/2a〕=12.1°=1°6′
d1= mn z1/ cosβ=104.3mm
d2= mn z2/ cosβ=435.7mm
b=ψd d1 =31.29mm,
取b2=32mm, b1= b2+(5～10)=40mm

5)確定方案
設計內容 參數
小，大齒輪材料 鋼45 ，球墨鑄鐵
小，大齒輪熱處理方式 表面淬火，正火
小，大齒輪齒面硬度HRC ，HBS 46 ，250
彎曲許用應力: σFP1/ MPa ,σFP2/ MPa 514.3 ，328.6
模數：mn /mm 6
螺旋角β/(°′〃)： 12°6′
齒數：z1 ，z2 17 ，71
變位系數：x1 , x2 0.0 ，0.0
齒寬：b1/mm , b2/mm 32 , 40
分度圓直徑：d1/mm , d2/mm 104.3 , 435.7
齒頂圓直徑：d a 1/mm , d a 2/mm 116.6 ,448.0
中心距：a/mm 270

六.軸的設計計算
1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=110
D≥C (P/n)1/3=110* (7.425/970)1/3mm
=21.68mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=24.93
又根據聯軸器參數選：d1=30mm

2）軸的結構設計
a.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
b.確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：D1=30mm 長度取L1=82mm
∵h=2 c=2mm
Ⅱ段:D2=D1+2h=30+2×2=34mm
∴D2=34mm
初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm,寬度為18mm.
取Ⅱ段長：L2=70mm
Ⅲ段直徑D3=40mm ， L3=18+2=20mm
Ⅳ段直徑D4=44mm ， L4=13mm
Ⅴ段有小齒輪決定
Ⅵ段同Ⅳ段
Ⅶ段D7= D3+C=22mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=110mm
c.按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知D1=62mm
②求轉矩：已知T1=73100N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T1/d1=2358N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=858.2N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm
(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=429.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=1179N
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=429.1×55=23.6N•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=1179×55=64.8N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(23.62+64.82)1/2=69.0N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T1=73.10N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪力按脈動循環變化，取α=0.6，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT1)2]1/2
=[69.02+(0.6×73.1)2]1/2=81.76N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=81.76/(0.1×403)
=12.78MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

2.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=110
D≥C(P2/n2)1/3=110(7.130/286.4)1/3=32.12mm
考慮有兩鍵槽，將直徑增大10%，則
d=32.12×(1+10%)mm=35.33
又根據聯軸器參數選：D=38mm
2)軸的結構設計
a.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。
b.確定軸的各段直徑和長度
初選7210AC型角接球軸承，其內徑為50mm，寬度為20mm。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13mm，則該段長68mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
c.按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=210mm
②求轉矩：已知T2=237.7N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×237.7×103/210=2264N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα/cosβ=824.0N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=56mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=824.0/2=412.0N
FAZ=FBZ=Ft/2=2264/2=1132N
(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=FAXL/2=412.0×56=23.07N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1132×56=63.39N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（23.072+63.392）1/2
=67.46N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.6
Mec=[MC2+(αT2)2]1/2=[67.462+(0.6×237.7)2]1/2
=157.8N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d2）=157.8/(0.1×563)
=8.986Mpa<[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：16×300×5=24000小時
1.計算輸入軸承
1）已知n1=970r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1179N
初先兩軸承為角接觸球軸承7208AC型
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=742.8N
2) Fa= Ft×tanβ=576.1
FS1+Fa＞FS2
1端壓緊 2端放鬆
兩軸承軸向載荷：FA1=FS1=742.8N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系數x、y
FA1/FR1=742.8N/1179N=0.63
FA2/FR2=1319/1179N=1.12
根據課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1＜e x1=1 y1=0
FA2/FR2＞e x2=0.41 y2=0.87
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)= 1179N
P2=fp(x2FR2+y2FA2)= 2446N
5) 軸承壽命計算
∵P1＜P2 故取P=2446N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7208AC型的Cr=35200N
由課本P264（11-10c）式得
LH=106/60n(ftCr/P)ε
=55620h>24000h
∴預期壽命足夠

2. 計算輸出軸承
1) 已知n2=286.4r/min
Fa= Ft×tanβ=553.2 FR=FAZ=1132N
試選7210AC型角接觸球軸承
根據課本P265表（11-12）得FS=0.63FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×1132=713.2N
2) 計算軸向載荷FA1、FA2
FS1+Fa>FS2
1壓緊 2放鬆
兩軸承軸向載荷：FA1= FS1=713.2N
FA2= FS1+Fa =1319N
3) 求系數x、y
FA1/FR1=713.2/1132=0.63
FA2/FR2=1319/1132=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=0.41 y2=0.87
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)=1698N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=2417N
5) 計算軸承壽命LH
∵P1>P2 故P=2417 ε=3
根據手冊P119 7207AC型軸承Cr=40800N
根據課本P264 得：ft=1
根據課本P264 式得
Lh=106/60n(ftCr/P)ε
=280000h>24000h
∴預期壽命足夠

八.鍵聯接的選擇及校核計算
1.輸入軸與聯軸器聯接採用平鍵聯接
軸徑D1=30mm,L=70mm
查手冊得，選用A型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L-b=70-8=62mm
T1=73.10N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T1/ D1hl=4×73100/30×7×62
=22.46Mpa<[σR]=110Mpa

2.輸出軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑D5=56mm L=68mm T2=237.7N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L5-b=56-10=46mm h=8mm
σp=4T2/ D5hl=4×237700/56×8×46
=46.14Mpa<[σp]=110Mpa

3.輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接
軸徑D1=38mm L=82mm T2=237.7Nm
查手冊選用A型平鍵
鍵8×7 GB1096-79
l=L1-b=70-8=62mm h=7mm
據課本P243式（10-5）得
σp=4T2/ D1hl=4×237700/38×7×62
=57.65<[σp] =110Mpa

九.聯軸器的選擇
查表16-2，得：電動機伸出軸直徑為 48mm
輸入軸端聯軸器選用彈性柱銷聯軸器HL4(JC38×82/JA48×112)

十. 潤滑和密封方式的選擇
1.因為大齒輪線速度v2=3.15m/s>2m/s ，故採用稀油潤滑

2.採取氈圈油封（氈圈的選擇見裝配圖）

十一. 箱體及附件的結構設計和選擇
1.箱體結構尺寸結果：
壁厚 δ=8mm
箱蓋,箱座, 箱底座凸緣的厚度：b=12mm b1=12mm b2=20mm
連接凸緣寬：δ+c1+c2=40mm
箱座下凸緣寬：c1+c2=48mm
軸承座寬：δ+c1+c2+(5~8)=40
地腳螺栓：直徑：M15
沉孔直徑： D=45
扳手空間： c1,c2
軸承旁螺栓：直徑：螺栓GB/T 5782 M12×120
沉孔直徑： D=13.5
扳手空間： c1=20 , c2=16
箱體連接螺栓：直徑：螺栓GB /T 5782 M10x40
沉孔直徑： D=11
扳手空間： c1=18 , c2=14
軸承蓋連接螺栓：直徑：螺栓GB/GQ 0126-1980 M8x30
沉孔直徑： D=9
扳手空間： c1=15 , c2=12

2.減速器附件設計的選擇（見裝配圖）

十二. 參考文獻
[1] 鍾毅芳，吳昌林，唐增寶主編.機械設計，第二版. 武漢：華中科技大學
出版社2003
[2] 唐增寶，常建娥主編.機械設計課程設計，第三版. 武漢：華中科技大學
出版社2006

我幾年前寫的，沒仔細改過，有什麼問題給我留言

D. v帶的傳動比一般是多少

v帶傳動傳動比≤6。

普通V帶是一種橫斷面為梯形的環形傳動帶，它適用於小中心距與大傳動比的動力傳遞，廣泛應用於紡織機械、機床以及一般的動力傳動。

V帶的速度：普通≤30（m/s），窄帶≤40（m/s）；功率<400kW，一般≤40kW；傳動比≤6。

復合V帶速度：≤40（m/s）；功率<150kW；傳動比≤8。

V帶傳動是靠V帶的兩側面與輪槽側面壓緊產生摩擦力進行動力傳遞的。與平帶傳動比較，V帶傳動的摩擦力大，因此可以傳遞較大功率。V帶較平帶結構緊湊，而且V帶是無接頭的傳動帶，所以傳動較平穩，是帶傳動中應用最廣的一種傳動。

(4)帶輪課程設計擴展閱讀：

由於尺寸制的不同，帶的長度分別以基準長度和有效長度來表示。基準長度是在規定的張緊力下，V帶位於測量帶輪基準直徑處的周長；有效長度則是在規定張緊力下，位於測量帶輪有效直徑處的周長。

普通V帶是用基準寬度制，窄V帶則由於尺寸制的不同，有兩種尺寸系列。在設計計算時，基本原理和計算公式是相同的。尺寸則有差別。

傳動的優點是：帶是彈性體，能緩和載荷沖擊，運行平穩無雜訊。過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可起到保護整機的作用。製造和安裝精度不像嚙合傳動那樣嚴格，維護方便，無需潤滑。可通過增加帶的長度以適應中心距較大的工作條件。

E. 機械零件課程設計設計用於帶式運輸機傳動系統的齒輪（蝸輪）減速器

可以參照哈工大出版的《機械設計課程設計指導書》上面有詳細的步驟。在這里我簡單的給你說一下。說明書要寫20多頁，怎麼能在這說清楚，我只能給你屢一下思路。
1.根據帶拉力，帶速度，滾筒直徑可以算出輸入功率，然後根據功率選電機。
2.然後根據確定帶的傳動比和齒輪傳動比。
3.根據電機的功率算出各級功率和各級扭矩。
4..然後用校核公式算出兩個齒輪的最小分度圓直徑。
5.然後確定各齒輪的所以參數.
6.計算軸最小軸頸。
7 設計V帶，這些都要查《機械設計手冊》
8 軸承和聯軸器的選用，根據軸頸查手冊，都有標准。
9 參考材料力學校核軸承和軸以及鍵，畫出彎矩圖和扭矩圖。
10 細節設計（略）
希望對你有一點幫助，如有問題我們在探討，加油，呵呵。

F. 跪求，，機械設計課程設計帶式輸送機蝸輪蝸桿減速器

目錄
一、設計任務書…………………………………………………………………3
1、帶式運輸機工作原理………………………………………………………3
2、已知條件……………………………………………………………………3
3、設計數據……………………………………………………………………3
4、傳動方案……………………………………………………………………3
5、設計內容……………………………………………………………………3
二、總體傳動方案的選擇與分析……………………………………………4
1、傳動方案的選擇……………………………………………………………4
2、傳動方案的分析……………………………………………………………4
三、原動機的選擇………………………………………………………………4
1、原動機功率的確定…………………………………………………………4
2、原動機轉速的確定…………………………………………………………5
3、原動機的選擇………………………………………………………………5
四、傳動裝置運動及動力參數計算…………………………………………5
1、各軸轉速的計算……………………………………………………………5
2、各軸功率的計算……………………………………………………………5
3、各軸轉矩的計算……………………………………………………………6
五、蝸桿的設計計算……………………………………………………………6
六、低速軸的設計計算及校核………………………………………………7
七、聯軸器的選取擇……………………………………………………………11
1、高速級聯軸器的選擇………………………………………………………11
2、低速級聯軸器的選擇………………………………………………………11
八、低速級滾動軸承和鍵的校核……………………………………………12
九、潤滑方式的選擇……………………………………………………………13
十、心得體會……………………………………………………………………13

G. 二級圓柱齒輪減速器課程設計,我和同學運輸帶牽引力，鼓輪圓周速度，鼓輪直徑不同,圖有什麼不同

減速器，我明白如何安排

你具體怎麼說
我幫你解決

H. 機械設計課程設計-壓片機

1、題目：15噸壓片機設計
2、功能要求及工作原理
⑴
總功能要求:將乾粉料壓製成圓形片坯
⑵
工作原理
15噸壓片機系統的工作原理及工藝動作分解如圖5.1所示。移動粉篩3至模具1的型腔上方等待裝料，並將上一循環已成型的工件2推出(卸料)；然後粉篩振動，將粉料篩入型腔；下沖頭5下沉一定深度，以防止上沖頭4向下壓制時將粉料撲出；然後上沖頭向下，下沖頭向上加壓，並在一定時間內保持一定的壓力；而後上沖頭快速退出，下沖頭隨著將成型工件推出型腔。
3、原始數據和設計要求
⑴
被壓工件的外形是直徑34mm，厚度5mm的圓形片坯。
⑵
沖頭壓力為15噸(150000n)。
⑶
生產率為每分鍾25片。
⑷
機器運轉不均勻系數為10%。
⑸
驅動電機的功率為2.2kw，940r/min。
⑹
各執行構件的運動參數為：
上沖頭行程為90～100mm；
下沖頭5先下沉3mm，然後上升8mm後停歇(保壓)，
繼而上升16mm後停歇，等粉篩將片坯推離沖頭後下移21mm；
粉篩3在模具1的上方往復振動篩料，然後向左退回，待坯料成形並被推出型腔後，粉篩復在檯面上右移約45～50mm推卸成形片坯。
4、要求完成的設計工作量
1)
根據功能要求，確定工作原理和繪制系統功能圖。
2)
按工藝動作過程擬定運動循環圖。
3)
構思系統運動方案(至少3個以上)，進行方案評價，選出較優方案。
4)
對傳動機構和執行機構進行運動尺寸設計。
5)
用adams或solidworks軟體對機構進行運動模擬
6)
用adams或solidworks軟體對機構進行運動學分析，並畫出輸出機構的位移、速度、和加速度線圖。
7)
在2號圖紙上畫出繪制系統機械運動方案簡圖。

I. 帶式輸送機帶傳動—單級圓柱齒輪減速器.機械課程設計，10年，誤差0.05，滾筒效率0.96.D=400,F=3KN,V=1.5M/

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
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
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
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、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[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
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
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及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) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數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
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。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、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.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+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(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=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?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=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。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、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴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在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(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=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）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P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本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)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(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=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）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P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本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)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

J. 機械設計課程設計用於帶式運輸機上的展開式兩級圓柱斜齒齒輪輪減速器

發去二級圓柱齒輪減速器設計說明書及CAD圖，請查收。僅供參考。