带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计说明书如何制作？

导读：" 带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计说明书制作方法如下：1.确定设计需求和参数：根据带式运输机的工作条件和要求，确定减速器的传动比、输出功率、轴向载荷等参数。同时，还需要考虑减速器的尺寸、重量和安装方式等。2.设计齿轮传动系统：根据减速器的传动比和输出功率，选择合适"

带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计说明书制作方法如下：

　　1.确定设计需求和参数：根据带式运输机的工作条件和要求，确定减速器的传动比、输出功率、轴向载荷等参数。同时，还需要考虑减速器的尺寸、重量和安装方式等。

　　2.设计齿轮传动系统：根据减速器的传动比和输出功率，选择合适的齿轮模数、齿轮材料和齿轮齿数。同时，根据轴向载荷的大小，设计合适的轴承和支撑结构。

　　3.绘制减速器的结构图：使用CAD软件等工具，绘制减速器的结构图。结构图应包括减速器的主体结构、齿轮传动系统、轴承和支撑结构等部分。

　　4.进行强度计算和结构优化：根据减速器的设计参数和结构图，进行强度计算。根据计算结果，对减速器的结构进行优化，确保其在工作条件下的强度和稳定性。

　　5.编写设计说明书：根据减速器的设计参数和优化结果，编写设计说明书。说明书应包括减速器的设计原理、结构参数、强度计算结果和优化方案等内容。

　　6.绘制装配图和零件图：根据减速器的设计说明书，绘制减速器的装配图和零件图。装配图应包括减速器的各个部件的安装位置和相对关系，零件图应包括各个部件的尺寸和加工要求。

　　7.制作样机和进行测试：根据减速器的装配图和零件图，制作减速器的样机。然后，进行测试，验证减速器的性能和可靠性。

　　8.完善设计说明书：根据样机测试的结果，完善设计说明书。说明书应包括样机测试结果、调整方案和改进建议等内容。

　　9.完成设计说明书的制作：根据以上步骤，完成设计说明书的制作。同时，对设计过程中的重要参数和关键技术进行总结，形成设计经验和技术资料。

　　10.审查和修订：对设计说明书进行审查和修订，确保准确性和完整性。之后，将设计说明书交给相关部门或客户，进行审查和批准。

十万火急 设计用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择……………………………………羡哗……………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．总体布置简图

　　1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二．工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三．原始数据

鼓轮的扭矩T（N?m）：850

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

　　1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

　　5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

　　由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

　　本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电租晌动机类型和结构的选择

　　因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初选为同步转速为兄型行1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

　　由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

　　由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

　　速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

传动比11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

　　1）材料及热处理；

　　选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

　　2）精度等级选用7级精度；

　　3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

　　4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

　　（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

　　（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==67.85

（2）计算圆周速度

v===0.68m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

　　根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故KHβ=1.12 0.18(1 0.6×1)1×1 0.23×1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

　　由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）计算模数mn

mn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17mn≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

　　（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齿型系数

　　由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取应力校正系数

　　由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

　　大齿轮的数值大。

2）设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）结构设计

　　以大齿轮为例。

　　因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

　　其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

　　Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

　　i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

　　ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

　　iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

　　iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

　　v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

　　vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

　　2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

　　3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

　　4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

　　5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

　　6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

　　因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为，，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

b)碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为，

c)安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

　　故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

　　e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

　　f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

　　g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

　　h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

　　i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

　　j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

　　a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

　　b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

　　c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

　　d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

　　e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

　　45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

II轴：

6、轴承30307的校核

1）径向力

2）派生力

，

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

III轴：

7、轴承32214的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号直径

（mm）工作长度

（mm）工作高度

（mm）转矩

（N?m）极限应力

（MPa）

高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

　　由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

　　由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径，

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

　　采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、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。

三、润滑油的选择

　　齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

　　轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

　　由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的

设计图纸不好上创有邮箱在发你

设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

　　根据V和D计算出带轮辊子的转速n2。

选择电机的转速可得n1，可以计算出传动比i

F*v=T*n

可求出T1

　　减速器为闭式此轮传动，需要按解除强度设计，弯曲强度校核。

　　选择两个齿轮的材料及热处理方式，查出极限樱高衫接触应力和弯曲应力。

　　根据载荷轻微冲击、输入动力源估计你用电动机查出Kw。

工作时间=5年脊腔*300天/年*8小时/班*2班

根据工作寿命查工作时念培间系数Kh，

　　选择齿宽系数。

　　将上述计算参数带入机械设计教材上齿轮接触强度设计公式计算出齿轮直径d1。或中心距a。

根据传动比i，求出d2

根据经验选择小齿轮的齿数17——21左右

计算此轮的模数

根据模数

　　用弯曲强度公式校核，不合格增加模数，或者改善材料。重算。

　　合格后根据齿轮公式计算齿轮的其它几何参数。

设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的...

械设计课程设计任务书

班级姓名

设计题目：带式运输机传动装置设计

布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）

传动简图

原始数据：

数据编号123456

运输带工作拉力F/N80085090095011001150

运输带工作速度v/(m/s)1.51.61.71.51.551.6

卷筒直径D/mm250260270240250260

　　工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。

使用期限：10年

生产批量：10套

动力来源：三相交流电（220V/380V）

　　运输带速度允许误差：±5%。

提问者：浪人5-试用期一级其他回答共1条

目录

设计任务书…………………………………………………2

第一部分传动装置总体设计……………………………4

第二部分V带设计………………………………………6

第三部分各齿轮的设计计算……………………………9

第四部分轴的设计………………………………………13

第五部分校核……………………………………………19

第六部分主要尺寸及数据………………………………21

设计任务书

一、课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号35710

运输机工作转矩T/(N.m)690630760620

运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9

卷筒直径D/mm320380320360

工作条件：

　　连续单向运转，工作时有陵橘轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。

二、课程设计内容

　　1）传动装置的总体设计。

　　2）传动件及支承的设计计算。

　　3）减速器装配图及零件工作图。

　　4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

　　1）部件装配图一张（A1）。

2）零件工作图两张（A3）

　　3）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

　　第知桐三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)690。

　　运输机带速V/(m/s)0.8。

　　卷筒直径D/mm320。

　　已给方案：外传动机构为V带传动。

　　减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计

一、传动方案（已给定）

　　1）外传动为V带传动。

　　2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

　　该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

　　减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

　　齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

　　高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

　　原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

　　总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算与说明结果

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率：=0.96(见课设P9)

传动装置总效率：（见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功搭汪坦率：（见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6m型（见课设表19-1）

技术数据：额定功率（）4满载转矩（）960

额定转矩（）2.0最大转矩（）2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）

A：216B：178C：89D：38E：80F：10G：33H：132K：12AB：280AC：270AD：210HD：315BB：238L：235

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、总传动比：（见课设式2-6）

2、各级传动比分配：（见课设式2-7）

初定

第二部分V带设计

外传动带选为普通V带传动

1、确定计算功率：

1）、由表5-9查得工作情况系数

2）、由式5-23（机设）

2、选择V带型号

　　查图5-12a(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

（电机中心高符合要求）

（2）、验算带速由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设）取

（4）、传动比i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距和带长

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z

　　(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根

　　7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

　　小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1i=34×2.62=89

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n,at=60×(8×360×10)=6.64×109

N2=N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s

(Z1V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42,修正

M=d1/Z1=1.96mm

由表7-6取标准模数：m=2mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm

b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mmb1=b2 10=75

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34

则Z2=Z1i=34×3.7=104

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60nat=60×148×(8×360×10)=2.55×109

N2=N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

(Z1V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377,修正

M=d1/Z1=2.11mm

由表7-6取标准模数：m=2.5mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2.5×34=85mm

d2=mz2=2.5×104=260mm

a=m(z1＋z2)/2=172.5mm

b=φddt=1×85=85mm

取b2=85mmb1=b2 10=95

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级z1=34z2=89m=2

低速级z1=34z2=104m=2.5

第四部分轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

D1min=

D2min=

D3min=

3.初选轴承

1轴选轴承为6008

2轴选轴承为6009

3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm

D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.

(1).各轴直径的确定

　　初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。

　　2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。

　　齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。

　　5段装轴承，直径和1段一样为40mm。

　　4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。

　　6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。

　　7段装大带轮，取为32mm>dmin。

（2）各轴段长度的确定

　　轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。

　　2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。

　　3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。

　　l5和轴承6008同宽取l5=15mm。

　　l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。

　　其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

　　于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

　　为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63GB1096-1979及键10*80GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

　　为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。

　　其他轴肩圆角半径均为2mm。

　　根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

　　。

5.轴的受力分析

　　（1）画轴的受力简图。

　　（2）计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

　　Fr=Fttg20。=3784

FQ=1588N

在水平面上

FR1H=

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FR1V=

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

（3）画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N?m

a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88N?m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856N?m

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图

转矩3784×（68/2）=128.7N?m

6.判断危险截面

　　显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核

由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧

3=0.1×443=8.5184m3

=14.57

（2）b-b截面左侧

3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

=174N?m

=27

8.轴的安全系数校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工,由附表10-5查得质量系数.则

弯曲应力

应力幅

平均应力

切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数=1.3～1.5,显然S>,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数3=0.1×533=14.887m3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775m3

又Mb=174N?m,故弯曲应力

切应力

　　由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数。则

　　显然S>,故b-b截面右侧安全。

（3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82m3

　　b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力

切应力

　　（D-d）/r=1r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数。

　　由附表10-4查得绝对尺寸系数。

　　又。

　　则。

　　显然S>,故b-b截面左侧安全。

第五部分校核

高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

轴承的型号为6008，Cr=16.2kN

1）FA/COr=0

2）计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

=1.2×（1×352）=422.4N

3）验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核

键110×8L=80GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

键212×8L=63GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

联轴器的选择

联轴器选择为TL8型弹性联轴器GB4323-84

减速器的润滑

1.齿轮的润滑

　　因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

　　高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df、d1、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18mm、13mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D （5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i1=2.62i2=3.07i3=2.5

修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07

各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84

n2=384/2.61=147

n3=147/3.07=48

各轴的输入功率

P1=pdη8η7=5.5×0.95×0.99=5.42

P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20

P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2=T1i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3=T2i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4=T3η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26

轴号功率p转矩T转速n传动比i效率η

电机轴5.52.096011

15.42128.653842.50.94

25.20323.681482.620.96

35.00954.25483.070.96

工作机轴4.90935.264810.98

齿轮的结构尺寸

两小齿轮采用实心结构

两大齿轮采用复板式结构

齿轮z1尺寸

z=34d1=68m=2d=44b=75

d1=68

ha=ha*m=1×2=2mm

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2=2.5mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

da=d1＋2ha=68 2×2=72mm

df=d1－2hf=68－2×2.5=63

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

齿轮z2的尺寸

由轴可得d2=178z2=89m=2b=65d4=49

ha=ha*m=1×2=2mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

hf=(1＋0.5)×2=2.5mm

da=d2＋2ha=178＋2×2=182

df=d1－2hf=178－2×2.5=173

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

DT≈

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4

D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20

R=5c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得,d=49d3=85z3=34m=2.5b=95

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.125=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2.5=3.125

da=d3 2ha=85 2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

e=sc=c*m=0.25×2.5=0.625

齿轮4寸

由轴可得d=64d4=260z4=104m=2.5b=85

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.25=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×0.25=3.125

da=d4 2ha=260 2×2.5=265

df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

c=c*m=0.25×2.5=0.625

D0≈da-10m=260-10×2.5=235

D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15

r=5c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编

第3版机械工业出版社

《机械设计手册》

设计心得

　　机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

　　在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

　　由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

单级圆柱齿轮减速器设计步骤

　　你最好配一本机械设计手册之类的书。

　　你要先计算功率，选电动机；

　　在设计带轮选择带型（带查好几个表呢）；

　　设计齿轮燃困；唯洞

　　设计轴；

　　检验；

(边画边检验)

　　写设计说明书，包括一些力矩图等。

　　我当年算这东西画了几天，画图用了两天皮山念（大冬天）。

机械设计:带式运输机单级圆柱齿轮减速器

给你做个参考

一、前言

(一)

设计目的：

　　通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

　　机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

　　传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器晌拍的重要组成部分。

　　传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

　　合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

　　本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

　　带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

　　齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

　　减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系宴宴羡统的参数设计

　　原始数据：运输带的工作拉力F=0.2KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

　　工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

　　工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

　　动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为F=0.2KN=0.2KN=1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

　　使电动机的额定功率P＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P＝5.5KW。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

　　由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I’=2~4，则总传动比理时范围为I’=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n’=（6~24）×96=576~2304r/min。

⑷、确定电动机型号

　　根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速1440r/min。

　　其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i=1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i=5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P=5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96=4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N?mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?m

=9550×4.138/96=411.645N?m

=9550×4.056/96=403.486N?m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

　　考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。

　　齿面精糙度R≤1.6~3.2μm。

（2）确定有关参祥桐数和系数如下：

传动比i

　　取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数：

=5×20=100，所以取Z

实际传动比

i=101/20=5.05

传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5%可用

齿数比：u=i

　　取模数：m=3；齿顶高系数h=1；径向间隙系数c=0.25；压力角=20°；

则h*m=3，h）m=3.75

h=（2h）m=6.75，c=c

分度圆直径：d=×20mm=60mm

d=3×101mm=303mm

由指导书取φ

齿宽：b=φ=0.9×60mm=54mm

=60mm，

b

齿顶圆直径：d）=66，

d

齿根圆直径：d）=52.5，

d）=295.5

基圆直径：

dcos=56.38，

dcos=284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20 101)=181.5mm液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1 5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d=25mm

，L=（1.5～3）d，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

2h=25 2×2×1.5=31mm

　　考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L=（2 20 55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L=T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d=（35 3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

2h=35 2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d=50mm.，长度L=60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d=41mm，L

Ⅶ段直径：d=35mm，L＜L3，取L

2、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110×(2.168/76.4)=38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1 5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

　　单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

　　初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则d=42mmL=50mm

L=55mm

L=60mm

L=68mm

L=55mm

L

四、滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

　　带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d=42mm，L=65mm

查手册得，选用C型平键，得：卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L＝65，故取键长L=56

2、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L＝53，故取键长L=45

3、输入轴与带轮联接采用平键联接=25mmL

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L＝62，故取键长L=50

4、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

　　箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150d3=8

n=6b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标：M12：d=6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减

我也在做这个，写不下的这么多，不过可以参考机械设计手册!这种设计在学校帮忙做是200元

械设计课程设计任务书

班级姓名

设计题目：带式运输机传动装置设计

布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）

传动简图

原始数据：

数据早扮编号123456

运输带工作拉力F/N80085090095011001150

运输带工作速度v/(m/侍滑s)1.51.61.71.51.551.6

卷筒直径D/mm250260270240250260

　　工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。

使用期限：10年

生产批量：10套

动力来源：三相交流电（220V/380V）

　　运输带速度允许误差：±5%。

提问者：浪人5-试用期一级其他回答共1条

目录

设计任务书…………………………………………………2

第一部分传动装置总体设计……………………………4

第二部分V带设计………………………………………6

第三部分各齿轮的设计计算……………………………9

第四部分轴的设计………………………………………13

第五部分校核……………………………………………19

第六部分主要尺寸及数据………………………………21

设计任务书

一、课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号35710

运输机工作转矩T/(N.m)690630760620

运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9

卷筒直径D/mm320380320360

工作条件：

　　连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。

二、课程设计内容

　　1）传动装置的总体设计。

　　2）传动件及支承的设计计算。

　　3）减速器装配图及零件工作图。

　　4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

　　1）部件装配图一张（A1）。

2）零件工作图两张（A3）

　　3）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

　　第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)690。

　　运输机带速V/(m/s)0.8。

　　卷筒直径D/mm320。

　　已给方案：外传动机构为V带传动。

　　减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计

一、传动方案（已给定）

　　1）外传动为V带传动。

　　2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

　　该工作机有轻微振动，由于V带陆谈灶有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

　　减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

　　齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

　　高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

　　原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

　　总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算与说明结果

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率：=0.96(见课设P9)

传动装置总效率：（见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率：（见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6m型（见课设表19-1）

技术数据：额定功率（）4满载转矩（）960

额定转矩（）2.0最大转矩（）2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）

A：216B：178C：89D：38E：80F：10G：33H：132K：12AB：280AC：