如何设计机械减速器以适应运输带工作拉力6000N？

导读：" 如何设计机械减速器以适应运输带工作拉力6000N？介绍：机械减速器是工业生产中常用的一种传动装置，主要用于降低旋转速度并增加扭矩。在运输带系统中，机械减速器起到了关键的作用，能够将电机的高速旋转转换为适合运输带的低速高扭矩输出。本文将介绍如何设计机械减速器"

如何设计机械减速器以适应运输带工作拉力6000N？

介绍：

　　机械减速器是工业生产中常用的一种传动装置，主要用于降低旋转速度并增加扭矩。

　　在运输带系统中，机械减速器起到了关键的作用，能够将电机的高速旋转转换为适合运输带的低速高扭矩输出。

　　本文将介绍如何设计机械减速器以适应运输带工作拉力6000N。

解决方案：

　　1.选择合适的减速比：减速比是指减速器的输出转速与输入转速之比。

　　为了适应运输带工作拉力6000N，需要选择一个合适的减速比来提供足够的扭矩输出。

　　通过计算运输带的工作拉力和减速器的传动效率，可以确定所需的减速比。

　　2.选择合适的传动方式：机械减速器的传动方式有多种，如齿轮传动、链传动、带传动等。针对运输带工作拉力6000N的需求，需要选择一种传动方式，能够提供足够的扭矩输出并能够承受高拉力的作用。

　　3.选择合适的材料和结构：为了适应运输带工作拉力6000N的需求，机械减速器的齿轮、链条等传动部件需要选择耐磨损、高强度的材料，并采用合理的结构设计，以提供足够的扭矩输出和工作稳定性。

　　4.设计合理的冷却系统：机械减速器在工作过程中会产生热量，为了保证系统的稳定性和寿命，需要设计合理的冷却系统，将热量散发出去，避免过热的情况发生。

　　5.进行力学分析和优化设计：对于运输带工作拉力6000N的需求，需要进行力学分析和优化设计，确保机械减速器能够承受足够的载荷，并保证系统的工作稳定性和寿命。

　　6.进行实验验证和调整：设计完成后，需要进行实验验证，通过测试数据来验证设计的准确性和可靠性。根据实验结果，对机械减速器进行调整和优化，以满足运输带工作拉力6000N的要求。

　　通过以上的设计步骤和方法，可以设计出适应运输带工作拉力6000N的机械减速器，提供稳定的扭矩输出，并能够承受高拉力的作用。这将有助于提高运输带系统的工作效率和可靠性。

机械设计 二级圆柱圆锥齿轮减速器

　　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8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

　　（2）原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速雹老谨V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。

　　二、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）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册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’a=3~6。

　　取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

　　根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动源基机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。

　　综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

　　4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

　　质量63kg。

　　三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3、计算各轴扭矩（N?mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N?mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N?mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N?mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2?dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2’含型=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2=-0.048<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。

　　（3）确定带长和中心矩根据课本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由课本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根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得：a≈a0 Ld-L0/2=500 1400-1476/2=500-38=462mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW根据课本P81表（5-7）Kα=0.96根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本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)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：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则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N2、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在，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；根据课本P139表6-12选7级精度。

　　齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。

　　则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N?mm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数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)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6 1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mmb1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本图6-35C查得：σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa<[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1 Z2)=2.5/2(20 120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1 5%)mm=20.69∴选d=22mm2、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工段：d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1 2h=22 2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.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：L2=（2 20 16 55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3 2h=35 2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但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：（30 3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N?mm③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

　　截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N?m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12 MC22)1/2=(9.12 252)1/2=26.6N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[26.62 (1×48)2]1/2=54.88N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。

　　输出轴的设计计算1、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=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、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7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

　　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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

　　(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12 MC22）1/2=（16.12 44.262）1/2=47.1N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[47.12 (1×271)2]1/2=275.06N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1 Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR148720h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1 Fa=FS2Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68∵FA1/FR148720h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mmT2=48N?mh=7mm根据课本P243（10-5）式得σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mmL3=48mmT=271N?m查手册P51选A型平键键10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册P51选用A型平键键16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mm据课本P243式（10-5）得σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]。

运输带工作拉力F= 4.0 kN 运输带工作速度V= 1.6 m/s 滚筒直径D= 400 m...

设计条件：上学期A哦

　　1、输送带工作拉力：搜粗衫F=2600N；

　　2、输送带工作速度：v=1.1m/s（允许输送带速度误差为?5%）；

　　3、滚筒直径：D=220mm；

　　4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35?；

　　5、使用折旧期：8年；

　　6、检修间隔期：四年一凳大次大修，两年一次中修，半年一次小修；

　　7、动力来源：电力世腔，三相交流，电压380/220V；

8、运输带速度允许误差：

　　9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。效率损失)；

机械设计-课程设计-带式运输机传动装置-二级齿轮减速器

一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器

　　1．要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。

　　2．工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5年，运输带允许误差5%。

3．知条件：运输带卷筒转速，

减速箱输出轴功率马力，

二、传动装置总体设计：

　　1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

　　2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

　　3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

三、选择电机

1.计算电机所需功率：查手册第3页表1-7：

－带传动效率：0.96

－每对轴承传动效率：0.99

－圆柱齿轮的传动效率：0.96

－联轴器的传动效率：0.993

—卷筒的传动效率：0.96

说明：

－电机至工枝慧作机之间的传动装置的总效率：

2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=24

二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围是：

符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000

根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：

方案电动机型号额定功率同步转速

r/min额定转速

r/min重量总传动比

1Y112M-24KW3000289045Kg152.11

2Y112M-44KW1500144043Kg75.79

3Y132M1-64KW100096073Kg50.53

4Y160M1-84KW750720118Kg37.89

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：

额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB

496010007321638801033132515280

四确定传动装置的猛清答总传动比和分配传动比：

总传动比：

分配传动比：取则

取经计算

　　注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。

五计算传动装置的运动和动力参数：

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴

　　——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

1.各轴转速：

2各轴输入功率：

3各轴输入转矩：

运动和动力参数结果如下表：

轴名功率PKW转矩TNm转速r/min

输入输出输入输出

电动机轴3.6736.5960

1轴3.523.48106.9105.8314.86

2轴3.213.18470.3465.668

3轴3.053.021591.51559.619.1

4轴32.971575.61512.619.1

六设计V带和带轮：

1.设计V带

①确定V带型号

查课本表13-6得：则

　　根据=4.4,=960r/min,由课本图13-5，选择A型V带，取。

　　查课本第206页表13-7取。

　　为带传动的滑动率。

　　②验算带速：带速在范围内，合适。

③取V带基准长度和中心距a：

　　初步选取中心距a：，取。

　　由课本第195页式（13-2）得：查课本第202页表13-2取。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。

　　④验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。

⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：

　　查课本第203页表13-3由内插值法得。

EF=0.1

=1.37 0.1=1.38

EF=0.08

　　查课本第202页表13-2得。

　　查课本第204页表13-5由内插值法得。=163.0EF=0.009

=0.95 0.009=0.959

则

　　取根。

⑥求作用在带轮轴上的压力：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：

作用正磨在轴上压力：

　　。

七齿轮的设计：

1高速级大小齿轮的设计：

　　①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。

　　②查课本第166页表11-7得：。

　　查课本第165页表11-4得：。

　　故。

　　查课本第168页表11-10C图得：。

　　故。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数计算中心距：由课本第165页式11-5得：

考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取

则取

实际传动比：

　　传动比误差：。

齿宽：取

高速级大齿轮：高速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：

查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽计算：

　　所以安全。

⑤齿轮的圆周速度：

　　查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

2低速级大小齿轮的设计：

　　①材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。

　　低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。

　　②查课本第166页表11-7得：。

　　查课本第165页表11-4得：。

　　故。

　　查课本第168页表11-10C图得：。

　　故。

③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数

计算中心距：由课本第165页式11-5得：

取则取

计算传动比误差：合适

齿宽：则取

低速级大齿轮：

低速级小齿轮：

④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：

按最小齿宽计算：

　　安全。

⑤齿轮的圆周速度：

　　查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

八减速器机体结构尺寸如下：

名称符号计算公式结果

箱座厚度

10

箱盖厚度

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册6

轴承旁联结螺栓直径

M12

盖与座联结螺栓直径

=（0.50.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.40.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.30.4）

8

定位销直径

=（0.70.8）

8

，，至外箱壁的距离

查手册表11—234

22

18

，至凸缘边缘距离

查手册表11—228

16

外箱壁至轴承端面距离

= （510）

50

大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内箱壁距离

>

10

箱盖，箱座肋厚

9

8.5

轴承端盖外径

（55.5）

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）

125（2轴）

150（3轴）

九轴的设计：

1高速轴设计：

　　①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。

　　②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1-16取。L1=1.75d1-3=60。

　　因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取，L2=m e l 5=28 9 16 5=58。

　　段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6009轴承。

　　L3=B 2=16 10 2=28。

　　段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。

装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：

查手册51页表4-1得：

　　得：e=5.9＜6.25。

　　段装配轴承所以L6=L3=28。

2校核该轴和轴承：L1=73L2=211L3=96

作用在齿轮上的圆周力为：

径向力为

作用在轴1带轮上的外力：

求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：

由得

N

N

求并绘制水平面弯矩图：

求F在支点产生的反力：

求并绘制F力产生的弯矩图：

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图：

　　考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

　　因为，所以该轴是安全的。

3轴承寿命校核：

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

按最不利考虑，则有：

　　则因此所该轴承符合要求。

4弯矩及轴的受力分析图如下：

5键的设计与校核:

根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：,

采用A型普通键:

键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50得查课本155页表10-10所选键为：

中间轴的设计：

　　①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。

②根据课本第230页式14-2得：

　　段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B =18 10 10 2=40。

　　装配低速级小齿轮，且取，L2=128，因为要比齿轮孔长度少。

　　段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3==10。

　　装配高速级大齿轮，取L4=84-2=82。

　　段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B 3 =18 10 10 2=43。

③校核该轴和轴承：L1=74L2=117L3=94

作用在2、3齿轮上的圆周力：

N

径向力：

求垂直面的支反力

计算垂直弯矩：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：

n-n截面:

m-m截面:

　　由于，所以该轴是安全的。

轴承寿命校核：

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

　　则，轴承使用寿命在年范围内，因此所该轴承符合要求。

④弯矩及轴的受力分析图如下：

⑤键的设计与校核：

已知参考教材表10-11，由于所以取

　　因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得

L=128-18=110取键长为110.L=82-12=70取键长为70

根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:

从动轴的设计：

⑴确定各轴段直径

　　①计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：

考虑到该轴段上开有键槽，因此取

查手册9页表1-16圆整成标准值，取

　　②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。

　　③设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215:。

④设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取

　　⑤设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。

　　⑥轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。

⑦设计轴环及宽度b

使齿轮轴向定位，故取取

,

　　⑵确定各轴段长度。

有联轴器的尺寸决定(后面将会讲到).

因为,所以

轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短

　　其它各轴段长度由结构决定。

（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5L2=204.5L3=116

　　求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：

径向力：

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

.m

　　求水平面的支承力。

　　计算、绘制水平面弯矩图。

求F在支点产生的反力

　　求F力产生的弯矩图。

F在a处产生的弯矩：

　　求合成弯矩图。

　　考虑最不利的情况，把与直接相加。

　　求危险截面当量弯矩。

从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

　　计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

考虑到键槽的影响，取

　　因为，所以该轴是安全的。

　　（5）．轴承寿命校核。

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取

按最不利考虑，则有：

则,

　　该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。

（6）弯矩及轴的受力分析图如下：

（7）键的设计与校核：

因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L1=107初选键长为100,校核所以所选键为:

装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L6=122初选键长为100,校核

所以所选键为:.

十高速轴大齿轮的设计

因采用腹板式结构

代号结构尺寸和计算公式结果

轮毂处直径

72

轮毂轴向长度

84

倒角尺寸

1

齿根圆处的厚度

10

腹板最大直径

321.25

板孔直径

62.5

腹板厚度

25.2

电动机带轮的设计

代号结构尺寸和计算公式结果

手册157页38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm

十一.联轴器的选择：

　　计算联轴器所需的转矩：查课本269表17-1取查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。

十二润滑方式的确定：

　　因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

　　十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。

十四.参考资料：

　　《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学吴宗泽，北京科技大学罗圣国主编。

　　《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。

　　《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。

　　《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢程光蕴主编。