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时间：2017-12-17 12:04
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直齿圆柱齿轮减速器
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求好心的GG给我单级斜齿圆柱齿轮减速器的装配图和零件图
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我们不再是孤独的探索者；让我们的手紧紧相连，齐攀科学高峰。
才可以下载或查看，没有帐号？
求好心的GG给我单级斜齿圆柱齿轮减速器的装配图1张和零件图2张~~~~最好还有设计说明书1份~~~~
这个减速器是用于螺旋输送机的
工作条件:连续单向运转,载荷有轻微振动,室外工作,输送螺旋工作转速误差允许为正负5%,两班制工作,3年大修,使用期12年......
加工条件:中等规模机械制造厂加工制造,可以加工7-8级精度的齿轮,生产10台.
动力来源:三相交流电
555555~~~~老师要求的作业~~说不做完不给考试~谁能帮帮我啊~~~~~~~555小女子不胜感激
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真的没人给吗~~~伤心的了5555555 :'(
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还有设计计算呢，只有图纸还不行吧
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是啊``还要计算的``老师讲的糊里糊涂的```一会说我们做的是对的``过了几天又说我们做的是错的```我郁闷死了~~~555 :'( :'(
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是学机械的吗，我觉得你的方法不可取，自己做是不是 很好呢，干吗要人家给你呢，觉得有用吗？早知道我就不把我的设计发到网上来了
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我可以包括螺旋输送机整机设计都可以,不过你要给那个最起码的数据资料来.
如果你要的话,我可以一个星期发给你?
我的E- mail:.cn
联系人:王先生,本人从事运输送机械已有五年的经验,
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ls的是好人啊
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呵呵 ，我现在也在搞这些东西，找到方向就好了，慢慢做吧
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一张总装图，两张齿轮图。
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贴图1 , 2, 3
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楼上的你的图我看了'你的设计数据是多少啊
能不能把你的设计书传给我看看啊
我在设计轴的时候出错了
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这不是我设计的而是ZDY355的生产图，他的大小齿轮图纸好几套，以上一组齿轮的中心距9*74/2=333显然不配套，只是提供参考。
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太谢谢了...真的不错.........
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支持~~~~谢谢了~~ 呵呵 :handshake
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機械設計中齒輪設計很重要，還得自己下功夫阿
关于论坛账号的安全和绑定微信的方法
Powered by Discuz!X3.2综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量以及减速器的传；Ped=5KW,满载；nm=720r/min；nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总；3、计算总传动比和分配传动比；由选定电动机的满载转速传动比为；i=nm/nw=720/67.94=10.60；传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准；i=i1?i2?i3?```````````?i；计算出
综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量以及减速器的传动比，其中1号电动机总传动比比较适用，传动装置结构较紧凑。所选电动机额定功率转速Ped=5KW,满载nm=720r/min
nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总3、计算总传动比和分配传动比 由选定电动机的满载转速传动比为
i = nm / nw =720/67.94 =10.60 传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一般允许工作机实际转速，与设定转速之间的相对误差为±（3~5）% 对于多级传动i为
i =i1?i2?i3?```````````?in
计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低精度. 分配各级传动装置传动比： 取带传动比齿轮传动比i1=3。
i2=3.5。 4、计算传动装置的运动和动力参数 为了进行传动件的设计计算，应首先推算各轴的转速。功率和转矩。 则各轴的转速为 1)、各轴转速 nⅠ=nm / i1 =720/3=240r/min nⅡ = nⅠ/ i2=240/3.5=68.6/min n卷= nⅡ=68.6r/min 2)、各轴的输入功率 PⅠ =pd?η=4.14 x 0.96=3.971kw PⅡ = PⅠ?η12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kw 1
6 P卷= PⅡ?η23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw 3）各轴的输入转矩 Td =/720=54.9N?m TⅠ= Td ?i1?η1=54.9x3x0.96 =158N?m TⅡ= TⅠ?i2?η23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N?m
T卷 = TⅡ? i3?η4?η2=531x1x0.99 x0.99 =520N?m
参数 轴名 电动机轴 一轴 240 3.97 158 3 0.96 二轴 卷筒轴 68.6 3.80 531 3.5 0.96 0.98 68.6 3.74 520 1 转速n（r/min） 720 输入功率P(kw) 4.14 输入转矩T(N.m) 54.9 传动比i 效率η
7 五、传动零件的设计计算 （1）带传动的设计计算 1、计算功率Pc
Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw 2、选带型
据Pc=6.6 kw ，n=720r/min ,由表10-12选取A型带 10-9确定3、带轮基准直径
带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取dd1<dd2 并取标准值。查表得dd1，dd2。
dd2=425 mm
4、验算带速
当传递功率一定时，带速过低，则需要很大的圆周力，带的数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s<V<25m/s,否则可调整小带轮的基准直径dd1 ，为充分发挥V带的传动能力，应使带速V=20m/s为最佳，带速V=3.14n dd1/60xm/s 5、验算带长 一般中心距a0取值范围：0.7（dd1+ dd2) <= a0 <=2(dd1+ dd2) 8
395.5<= a0 <=1130 a0 =500mm
Ld0=2 a0+3.14(dd1+ dd2)/2+( dd2+ dd1)/4 a0
=2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)/4x500 初定中心距22
=1927.66mm 由表10-2选取相近的Ld=2000mm
6确定中心距
中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，确定中心距 .a=a0+（Ld1 CLd2）/2=536 mm
amin=a-0.015Ld=506mm
amax=a+0.03Ld=596mm 。7、验算小带轮包角
要求a1>120若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算 。。
a1=180-[57.3 x (dd2 - dd1 )/ a ] =149。
a1>120故符合要求
8、单根V带传动的额定功率
根据dd1和n查图10-11得：P1=1.4 kw
9、单根V带额定功率增量
根据带型及i查表10-5得：ΔP1=0.09kw
10、确定带的根数
为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有
查表得 10-6: Ka=0.917
查表得 10-7: Kl=1.03
Z=Pc/[(P1+ΔP) Ka Kl ] =4.68
所以取Z =5
11、单根V带初拉力
查表10-1得 q =0 . 10kg/m
F0 =500[(2 .5/ Ka) -1]( Pc /zv)+qv2 =218N 12、作用在轴上的力
为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力FQ
FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N
13、注意事项 ※ 检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。 ※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。 （2）齿轮传动的设计计算
n1=240 r/min 传动功率p=3.97 两班制，工作期限10年，单向传动载荷平稳
1、选材料与热处理。所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较合适。 2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。 3、按齿面接触疲劳强度设计。
本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式(6-41)
1)载荷因数K.
圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-9取K =1.2. 2)转矩T d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/
10 三亿文库包含各类专业文献、应用写作文书、各类资格考试、文学作品欣赏、高等教育、专业论文、74一级圆柱齿轮减速器设计说明书附带装配图和立体图等内容。
机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书、零件图和装配图_工学_高等教育_教育专区。该文档中有各个视图、零件图和和装配图,及设计说明书目录... 机械基础课程设计 一级直齿圆柱齿轮减速器 机械基础课程设计 说明书 设计任务书 1、题目 1、绘制一级直齿圆柱齿轮减速器装配图、齿轮轴零件图 2、参考方案(1)V... (全套)一级直齿圆柱齿轮减速器的设计说明书(doc...分别为轴/齿轮/ 装配图 C:\Documents and C:\...16 说明书后附有关于减速器的一个附录 设计题号:... 一、课程设计内容 设计一用于带式运输机上的带传动与同轴式一级圆柱齿轮减速器...键等的 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。... 单级圆柱齿轮减速器(附装配图)_机械/仪表_工程科技_专业资料。铁路职业技术学院机械与电子学院 《机械设计基础》课程设计说明书题目:带传动及单级圆柱齿轮减速器的... 一级圆柱齿轮减速器说明书带cad图_机械/仪表_工程科技_专业资料。带式输送机传动...要求齿轮传动中心距在 90～130mm 之间。 五、设计工作量: 1、减速器装配图一... 二级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书_机械/仪表_工程科技_专业资料。机械课程设计说明书 1. 设计任务书 1) 设计任务 设计带式输送机的传动系统,要求传动系统中... 机械基础课程设计 说明书 设计题目: 班级: 一级直齿圆柱齿轮减速器 2013 级...一级直齿(或斜齿)圆柱齿轮减速器装配图一张,要求有主、俯、侧三个 视图,图...11-2911-2911-2911-2911-2911-2911-2911-2911-2911-29最新范文01-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-0101-01一级圆柱齿轮减速器说明书
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………3
二、电动机的选择…………………………………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、普通V带的设计………………………………………….10
六、齿轮传动的设计…………………………………………..15
七、传动轴的设计………………………….…………………..18
八、箱体的设计………..…………………….………………….27
九、键连接的设计………………………………………………29
十、滚动轴承的设计……………………………………………31
十一、润滑和密封的设计………………………………………32
十二、联轴器的设计……………………………………………33
十三、设计小结……………………………………………….....33
设计题目：V带——单级直齿圆柱齿轮减速器
一、设计课题：
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。
原始数据&&&&&
运输带拉力F
2.2
运输带速度V
1.7
(对应学号)
3 13 23 33&&
设计任务要求：
减速器装配图纸一张（１号图纸）
轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）
设计说明书一分
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
１、工作条件：使用年限５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；
带速V=1.7m/s；
滚筒直径D=420mm；
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
&&&&&&&&&2.V带传动&
&&&&&&&&&&3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器&&&&&&&&&&
5.滚筒&&&&&&&&&&&&&
&&6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa &
&(kw)&&&&&&&&&&&
由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000&
因此 Pd=FV/1000ηa&
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１&η２３&η３&η４&η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
则： η总=0.96&0.98３&0.97&0.99&0.96
所以：电机所需的工作功率：
Pd = FV/1000η总
&&&&&&&&&&&&&&&&
&&&&&&&&&&
3、确定电动机转速
&& 卷筒工作转速为：
n卷筒＝60&1000·V/（π·D）
&&&&&&&&&&
=(60&)/（４2０·π）
=77.3& r/min
根据手册Ｐ７表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。
取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～４ 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２４。
故电动机转速的可选范为
&&&&&&&&&&&
N’d=I’a&n卷筒
=(16～24)&77.3
&&&&&&&&&&&&
=463.8～1855.2 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
电动机转速
电动机重量
传动装置传动比
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
电动机主要外形和安装尺寸：
L&(AC/2+AD)&HD
底角安装尺寸& A&B
地脚螺栓孔直径& K
轴 伸 尺 寸
装键部位尺寸& F&GD
520&345&315
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
&&&&&&&&&&&&&&&
ia=nm/n=nm/n卷筒
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0&i&&&
（式中i0、i分别为带传动
&&&&&&&&&&&
和减速器的传动比）&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带 i=2～4）
因为： ia＝i0&i
所以： i＝ia／i0
＝12.42/2.8
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率& （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩& （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩& （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、&& 运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
&Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0
=960/2.8=342.86 （r/min）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=324.86/4.44=77.22 r/min
卷筒轴：nⅢ= nⅡ
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd&η01 =Pd&η1
=4.5&0.96=4.32（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ&η12= PⅠ&η2&η3
&&&&&&&&&&&&&
=4.32&0.98&0.97
=4.11（KW）
卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=4.11&0.98&0.99=4.07（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=/960
=44.77 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1
=44.77&2.8&0.96=120.33
N·m&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4
=120.33&4.44&0.98&0.99=518.34 N·m
卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=502.90& N·m
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ&η轴承=4.32&0.98=4.23& KW
P’Ⅱ= PⅡ&η轴承=4.23&0.98=4.02& KW
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ&η轴承
=120.33&0.98=117.92& N·m
T’ Ⅱ= TⅡ&η轴承
&&=518.34&0.98=507.97&
由指导书的表1得到：
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率
η为0.98~0.995在本设计中取0.98
综合以上数据，得表如下：
效率P （KW）
转矩T （N·m）
Ⅰ轴
五.& V带的设计
&（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1&5.5=6.05（ KW）
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交&&&&&&&&&
界线处，故A、B型两方案待定：
& 方案1：取A型V带
&确定带轮的基准直径，并验算带速：
&则取小带轮&&&
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8&100&(1-0.02)=274.4mm
由表9-2取d2=274mm&&&&
(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
&&带速验算：&
V=n1·d1·π/（1000&60）
由课本P134表9-5查得KA=1.1
由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
=960&100·π/（1000&60）
=5.024 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
& 确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7&（100+274）≤a0≤2&（100+274）
262.08 ≤a0≤748.8
初定中心距a0=500 ，则带长为
&L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
&=2&500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4&500)
&& =1602.32 mm
& 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距
&a=a0+(Ld-L0)/2=500+()/2=398.84
&& 验算小带轮上的包角α1
&α1=180-(d2-d1)&57.3/a&&
=180-(274-100)&57.3/398.84=155.01&120 合适
&& 确定带的根数
&& Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）&0.96&0.95）
& 故要取7根A型V带
&& 计算轴上的压力
&& 由书9-18的初拉力公式有
&F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500&6.05&（2.5/0.95-1）/（7&5.02）+0.17&5.022
&& =144.74&
由课本9-19得作用在轴上的压力
&FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2&7&242.42&sin(155.01/2)=1978.32& N
方案二：取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
&则取小带轮&&&
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8&140&(1-0.02)=384.16mm
由表9-2取d2=384mm&&&&
(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
&&带速验算：&
V=n1·d1·π/（1000&60）
&&&&&&&&&&&&&&&&
=960&140·π/（1000&60）
&&&&&&&&&&&&&&&&
介于5~25m/s范围内，故合适
& 确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7&（140+384）≤a0≤2&（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700 ，则带长为
&L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
&=2&700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4&700)
&& =2244.2 mm
& 由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距
&a=a0+(Ld-L0)/2=700+()/2=697.9mm
&& 验算小带轮上的包角α1
&α1=180-(d2-d1)&57.3/a&&
=180-(384-140)&57.3/697.9=160.0&120 合适
&& 确定带的根数
&& Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）&1.00&0.95）
& 故取3根B型V带
& &计算轴上的压力
&& 由书9-18的初拉力公式有
&F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500&6.05&（2.5/0.95-1）/（3&7.03）+0.17&7.032
&& =242.42&
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2&3&242.42&sin(160.0/2)
&=1432.42& N
综合各项数据比较得出方案二更适合
由机械设计书
由表9-6查得
由表9-7查得
由表9-3查得KL=0.96
由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm
由机械设计书
由表9-6查得
由表9-7查得
由表9-3查得KL=1.00
带轮示意图如下：
六、齿轮传动的设计：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
&& Z2=Z1·u=20&4.5=90
&取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
确定各参数值
1 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2
2 小齿轮名义转矩
T1=9.55&106&P/n1=9.55&106&4.23/342.86
&&&&&&&&&&&&
=1.18&105 &N·mm
& 3 材料弹性影响系数
由课本表6-7& ZE=189.8
4 区域系数& ZH=2.5
5 重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2&（1/20+1/90）=1.69
&6 许用应力 查课本图6-21（a）
查表6-8& 按一般可靠要求取SH=1
&取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥ &&
&(4)确定模数
& m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
& 取标准模数值 m=3
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
式中 1小轮分度圆直径d1=m·Z=3&20=60mm
2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0&60=60mm
3复合齿轮系数 YFS1=4.38& YFS2=3.95
4重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5许用应力 查图6-22（a）
σFlim1=245MPa&& σFlim2=220Mpa
& 查表6-8 ，取SF=1.25
&6计算大小齿轮的 并进行比较
取较大值代入公式进行计算 则有
=71.86&［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6） 几何尺寸计算
d1=m·Z=3&20=60 mm
d2=m·Z1=3&90=270 mm
a=m ·（Z1+Z2）=3&（20+90）/2=165 mm
mm&&& b2=60
取小齿轮宽度 b1=65 mm
&（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60&1000）
&&&&&&&&&&
=3.14&60&342.86/（60&1000）
&&&&&&&&&&
对照表6-5可知选择8级精度合适。
七 轴的设计
1，&&&&&&&&
齿轮轴的设计
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）
1，5—滚动轴承&&
3—齿轮轴的轮齿段&& 4—套筒
& 6—密封盖&
7—轴端挡圈& 8—轴承端盖&
9—带轮& 10—键
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P&# KW
转速为n&# r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
(3)确定轴各段直径和长度
&1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度&&
B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）&18+2&8=52 mm
& 则第一段长度L1=60mm
2右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d&D&B=40&80&18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm
4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=
5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm
& 长度取L6= 10mm
7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
& 1小齿轮分度圆直径：d1=60mm
2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18&105 N·mm
& 3求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2&1.18&105/60=1966.67N
& 4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1966.67&tan200=628.20N
Ft，Fr的方向如下图所示
&& （5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
& 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N
& 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr&62/124=314.1 N
（6）画弯矩图
& 右起第四段剖面C处的弯矩：
& 水平面的弯矩：MC=PA&62=60.97 Nm
& 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’&62=19.47 Nm
& 合成弯矩：
& （7）画转矩图： T= Ft&d1/2=59.0 Nm
& （8）画当量弯矩图
&& 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
&& 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
& （9）判断危险截面并验算强度
1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa&& 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14&&443)=8.59
Nm&［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
& σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4&&303)=13.11
Nm&［σ-1］
& 所以确定的尺寸是安全的 。
&受力图如下：
PⅠ的值为前面第10页中给出
在前面带轮的计算中已经得到Z=3
其余的数据手册得到
Ft=1966.66Nm
Fr=628.20Nm
MC=60.97Nm
MC1’= MC2’
MeC2=73.14Nm
［σ-1］=60Mpa
& 输出轴的设计计算
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）
1，5—滚动轴承&
3—齿轮&& 4—套筒&
8—轴承端盖&& 9—轴端挡圈&
10—半联轴器
&(2)按扭转强度估算轴的直径
&选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P&# KW
转速为n&# r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
(3)确定轴各段直径和长度
1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA&T&#&518.34=673.84Nm，查标准GB/T
，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d&D&B=55&100&21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm
,长度取L5=10mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
& 1大齿轮分度圆直径：d1=270mm
2作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08&105N·mm
& 3求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2&5.08&105/270=3762.96N
& 4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96&tan200=1369.61N
Ft，Fr的方向如下图所示
&& （5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
& 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
& 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr&62/124= 684.81 N
（6）画弯矩图
& 右起第四段剖面C处的弯矩：
& 水平面的弯矩：MC=RA&62= 116.65 Nm
& 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’&62=41.09 Nm
& 合成弯矩：
& （7）画转矩图： T= Ft&d2/2=508.0 Nm
& （8）画当量弯矩图
&& 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
&& 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
& （9）判断危险截面并验算强度
1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa&& 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56&&603)=14.24
Nm&［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
& σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8&&453)=33.45
Nm&［σ-1］
& 所以确定的尺寸是安全的 。
&& 以上计算所需的图如下：
Ft=3762.96Nm
Fr=1369.61Nm
=1881.48Nm
MC=116.65Nm
MC1’= MC2’
T=508.0 Nm
MeC2=307.56Nm
［σ-1］=60Mpa
MD=33.45Nm
绘制轴的工艺图（见图纸）
八．箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销&&&
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置&&&
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
尺寸（mm）
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机座底凸缘厚度
地脚螺钉直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
机盖与机座联接螺栓直径
联轴器螺栓d2的间距
轴承端盖螺钉直径
窥视孔盖螺钉直径
定位销直径
df，d1, d2至外机壁距离
26, 22, 18
df， d2至凸缘边缘距离
轴承旁凸台半径
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
大齿轮顶圆与内机壁距离
齿轮端面与内机壁距离
机盖、机座肋厚
轴承端盖外径
轴承端盖凸缘厚度
轴承旁联接螺栓距离
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
九．键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
GB1096-79& L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m&& h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4&44.77&1000/（30&7&42）
&=20.30Mpa & [σR]
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=44mm&
L2=63mm& T&#N·m
查手册& 选A型平键 GB1096-79
B键12&8& GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mm&&&
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4&120.33&1000/（44&8&50）
& = 27.34Mpa & [σp]
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mm&&
查手册P51 选用A型平键
键18&11&& GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mm&&&
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4&518.34&1000/（60&11&42）
=74.80Mpa & [σp] (110Mpa)
十．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh5&365&8=14600小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
&因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择6208轴承& Cr=29.5KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择6211轴承& Cr=43.2KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
&由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
(1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v&
12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二．联轴器的设计
（1）类型选择
& 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
& （2）载荷计算
计算转矩TC=KA&T&#&518.34=673.84Nm，
其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T ，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm,
许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………3
二、电动机的选择…………………………………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、普通V带的设计………………………………………….10
六、齿轮传动的设计…………………………………………..15
七、传动轴的设计………………………….…………………..18
八、箱体的设计………..…………………….………………….27
九、键连接的设计………………………………………………29
十、滚动轴承的设计……………………………………………31
十一、润滑和密封的设计………………………………………32
十二、联轴器的设计……………………………………………33
十三、设计小结……………………………………………….....33
设计题目：V带——单级直齿圆柱齿轮减速器
指导教师：
一、设计课题：
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。
原始数据&&&&&
运输带拉力F
2.2
运输带速度V
1.7
(对应学号)
3 13 23 33&&
设计任务要求：
减速器装配图纸一张（１号图纸）
轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）
设计说明书一分
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
１、工作条件：使用年限５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；
带速V=1.7m/s；
滚筒直径D=420mm；
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
&&&&&&&&&2.V带传动&
&&&&&&&&&&3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器&&&&&&&&&&
5.滚筒&&&&&&&&&&&&&
&&6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa &
&(kw)&&&&&&&&&&&
由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000&
因此 Pd=FV/1000ηa&
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１&η２３&η３&η４&η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
则： η总=0.96&0.98３&0.97&0.99&0.96
所以：电机所需的工作功率：
Pd = FV/1000η总
&&&&&&&&&&&&&&&&
&&&&&&&&&&
3、确定电动机转速
&& 卷筒工作转速为：
n卷筒＝60&1000·V/（π·D）
&&&&&&&&&&
=(60&)/（４2０·π）
=77.3& r/min
根据手册Ｐ７表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。
取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～４ 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２４。
故电动机转速的可选范为
&&&&&&&&&&&
N’d=I’a&n卷筒
=(16～24)&77.3
&&&&&&&&&&&&
=463.8～1855.2 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
电动机转速
电动机重量
传动装置传动比
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
电动机主要外形和安装尺寸：
L&(AC/2+AD)&HD
底角安装尺寸& A&B
地脚螺栓孔直径& K
轴 伸 尺 寸
装键部位尺寸& F&GD
520&345&315
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
&&&&&&&&&&&&&&&
ia=nm/n=nm/n卷筒
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0&i&&&
（式中i0、i分别为带传动
&&&&&&&&&&&
和减速器的传动比）&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带 i=2～4）
因为： ia＝i0&i
所以： i＝ia／i0
＝12.42/2.8
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率& （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩& （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩& （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、&& 运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
&Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0
=960/2.8=342.86 （r/min）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=324.86/4.44=77.22 r/min
卷筒轴：nⅢ= nⅡ
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd&η01 =Pd&η1
=4.5&0.96=4.32（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ&η12= PⅠ&η2&η3
&&&&&&&&&&&&&
=4.32&0.98&0.97
=4.11（KW）
卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=4.11&0.98&0.99=4.07（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=/960
=44.77 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1
=44.77&2.8&0.96=120.33
N·m&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4
=120.33&4.44&0.98&0.99=518.34 N·m
卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=502.90& N·m
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ&η轴承=4.32&0.98=4.23& KW
P’Ⅱ= PⅡ&η轴承=4.23&0.98=4.02& KW
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ&η轴承
=120.33&0.98=117.92& N·m
T’ Ⅱ= TⅡ&η轴承
&&=518.34&0.98=507.97&
由指导书的表1得到：
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率
η为0.98~0.995在本设计中取0.98
综合以上数据，得表如下：
效率P （KW）
转矩T （N·m）
Ⅰ轴
五.& V带的设计
&（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1&5.5=6.05（ KW）
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交&&&&&&&&&
界线处，故A、B型两方案待定：
& 方案1：取A型V带
&确定带轮的基准直径，并验算带速：
&则取小带轮&&&
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8&100&(1-0.02)=274.4mm
由表9-2取d2=274mm&&&&
(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
&&带速验算：&
V=n1·d1·π/（1000&60）
由课本P134表9-5查得KA=1.1
由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
=960&100·π/（1000&60）
=5.024 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
& 确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7&（100+274）≤a0≤2&（100+274）
262.08 ≤a0≤748.8
初定中心距a0=500 ，则带长为
&L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
&=2&500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4&500)
&& =1602.32 mm
& 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距
&a=a0+(Ld-L0)/2=500+()/2=398.84
&& 验算小带轮上的包角α1
&α1=180-(d2-d1)&57.3/a&&
=180-(274-100)&57.3/398.84=155.01&120 合适
&& 确定带的根数
&& Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）&0.96&0.95）
& 故要取7根A型V带
&& 计算轴上的压力
&& 由书9-18的初拉力公式有
&F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500&6.05&（2.5/0.95-1）/（7&5.02）+0.17&5.022
&& =144.74&
由课本9-19得作用在轴上的压力
&FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2&7&242.42&sin(155.01/2)=1978.32& N
方案二：取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
&则取小带轮&&&
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8&140&(1-0.02)=384.16mm
由表9-2取d2=384mm&&&&
(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
&&带速验算：&
V=n1·d1·π/（1000&60）
&&&&&&&&&&&&&&&&
=960&140·π/（1000&60）
&&&&&&&&&&&&&&&&
介于5~25m/s范围内，故合适
& 确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7&（140+384）≤a0≤2&（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700 ，则带长为
&L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
&=2&700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4&700)
&& =2244.2 mm
& 由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距
&a=a0+(Ld-L0)/2=700+()/2=697.9mm
&& 验算小带轮上的包角α1
&α1=180-(d2-d1)&57.3/a&&
=180-(384-140)&57.3/697.9=160.0&120 合适
&& 确定带的根数
&& Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）&1.00&0.95）
& 故取3根B型V带
& &计算轴上的压力
&& 由书9-18的初拉力公式有
&F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500&6.05&（2.5/0.95-1）/（3&7.03）+0.17&7.032
&& =242.42&
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2&3&242.42&sin(160.0/2)
&=1432.42& N
综合各项数据比较得出方案二更适合
由机械设计书
由表9-6查得
由表9-7查得
由表9-3查得KL=0.96
由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm
由机械设计书
由表9-6查得
由表9-7查得
由表9-3查得KL=1.00
带轮示意图如下：
六、齿轮传动的设计：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
&& Z2=Z1·u=20&4.5=90
&取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
确定各参数值
1 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2
2 小齿轮名义转矩
T1=9.55&106&P/n1=9.55&106&4.23/342.86
&&&&&&&&&&&&
=1.18&105 &N·mm
& 3 材料弹性影响系数
由课本表6-7& ZE=189.8
4 区域系数& ZH=2.5
5 重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2&（1/20+1/90）=1.69
&6 许用应力 查课本图6-21（a）
查表6-8& 按一般可靠要求取SH=1
&取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥ &&
&(4)确定模数
& m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
& 取标准模数值 m=3
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
式中 1小轮分度圆直径d1=m·Z=3&20=60mm
2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0&60=60mm
3复合齿轮系数 YFS1=4.38& YFS2=3.95
4重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5许用应力 查图6-22（a）
σFlim1=245MPa&& σFlim2=220Mpa
& 查表6-8 ，取SF=1.25
&6计算大小齿轮的 并进行比较
取较大值代入公式进行计算 则有
=71.86&［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6） 几何尺寸计算
d1=m·Z=3&20=60 mm
d2=m·Z1=3&90=270 mm
a=m ·（Z1+Z2）=3&（20+90）/2=165 mm
mm&&& b2=60
取小齿轮宽度 b1=65 mm
&（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60&1000）
&&&&&&&&&&
=3.14&60&342.86/（60&1000）
&&&&&&&&&&
对照表6-5可知选择8级精度合适。
七 轴的设计
1，&&&&&&&&
齿轮轴的设计
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）
1，5—滚动轴承&&
3—齿轮轴的轮齿段&& 4—套筒
& 6—密封盖&
7—轴端挡圈& 8—轴承端盖&
9—带轮& 10—键
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P&# KW
转速为n&# r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
(3)确定轴各段直径和长度
&1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度&&
B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）&18+2&8=52 mm
& 则第一段长度L1=60mm
2右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d&D&B=40&80&18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm
4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=
5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm
& 长度取L6= 10mm
7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
& 1小齿轮分度圆直径：d1=60mm
2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18&105 N·mm
& 3求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2&1.18&105/60=1966.67N
& 4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1966.67&tan200=628.20N
Ft，Fr的方向如下图所示
&& （5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
& 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N
& 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr&62/124=314.1 N
（6）画弯矩图
& 右起第四段剖面C处的弯矩：
& 水平面的弯矩：MC=PA&62=60.97 Nm
& 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’&62=19.47 Nm
& 合成弯矩：
& （7）画转矩图： T= Ft&d1/2=59.0 Nm
& （8）画当量弯矩图
&& 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
&& 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
& （9）判断危险截面并验算强度
1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa&& 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14&&443)=8.59
Nm&［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
& σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4&&303)=13.11
Nm&［σ-1］
& 所以确定的尺寸是安全的 。
&受力图如下：
PⅠ的值为前面第10页中给出
在前面带轮的计算中已经得到Z=3
其余的数据手册得到
Ft=1966.66Nm
Fr=628.20Nm
MC=60.97Nm
MC1’= MC2’
MeC2=73.14Nm
［σ-1］=60Mpa
& 输出轴的设计计算
确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）
1，5—滚动轴承&
3—齿轮&& 4—套筒&
8—轴承端盖&& 9—轴端挡圈&
10—半联轴器
&(2)按扭转强度估算轴的直径
&选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P&# KW
转速为n&# r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
(3)确定轴各段直径和长度
1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA&T&#&518.34=673.84Nm，查标准GB/T
，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d&D&B=55&100&21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm
,长度取L5=10mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
& 1大齿轮分度圆直径：d1=270mm
2作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08&105N·mm
& 3求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2&5.08&105/270=3762.96N
& 4求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96&tan200=1369.61N
Ft，Fr的方向如下图所示
&& （5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
& 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
& 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr&62/124= 684.81 N
（6）画弯矩图
& 右起第四段剖面C处的弯矩：
& 水平面的弯矩：MC=RA&62= 116.65 Nm
& 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’&62=41.09 Nm
& 合成弯矩：
& （7）画转矩图： T= Ft&d2/2=508.0 Nm
& （8）画当量弯矩图
&& 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
&& 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
& （9）判断危险截面并验算强度
1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa&& 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56&&603)=14.24
Nm&［σ-1］
2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
& σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8&&453)=33.45
Nm&［σ-1］
& 所以确定的尺寸是安全的 。
&& 以上计算所需的图如下：
Ft=3762.96Nm
Fr=1369.61Nm
=1881.48Nm
MC=116.65Nm
MC1’= MC2’
T=508.0 Nm
MeC2=307.56Nm
［σ-1］=60Mpa
MD=33.45Nm
绘制轴的工艺图（见图纸）
八．箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销&&&
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置&&&
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
尺寸（mm）
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机座底凸缘厚度
地脚螺钉直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
机盖与机座联接螺栓直径
联轴器螺栓d2的间距
轴承端盖螺钉直径
窥视孔盖螺钉直径
定位销直径
df，d1, d2至外机壁距离
26, 22, 18
df， d2至凸缘边缘距离
轴承旁凸台半径
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
大齿轮顶圆与内机壁距离
齿轮端面与内机壁距离
机盖、机座肋厚
轴承端盖外径
轴承端盖凸缘厚度
轴承旁联接螺栓距离
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
九．键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
GB1096-79& L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m&& h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4&44.77&1000/（30&7&42）
&=20.30Mpa & [σR]
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=44mm&
L2=63mm& T&#N·m
查手册& 选A型平键 GB1096-79
B键12&8& GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mm&&&
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4&120.33&1000/（44&8&50）
& = 27.34Mpa & [σp]
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mm&&
查手册P51 选用A型平键
键18&11&& GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mm&&&
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4&518.34&1000/（60&11&42）
=74.80Mpa & [σp] (110Mpa)
十．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh5&365&8=14600小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
&因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择6208轴承& Cr=29.5KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择6211轴承& Cr=43.2KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
&由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
(1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v&
12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二．联轴器的设计
（1）类型选择
& 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
& （2）载荷计算
计算转矩TC=KA&T&#&518.34=673.84Nm，
其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T ，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm,
许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
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