1、目錄一、課程設計任務書3二、傳動方案擬定4三、電動機選擇4四、計算總傳動比及分配各級的偉動比5五、運動參數及動力參數計算5六、傳動零件的設計計算5七、軸的設計計算9八、滾動軸承的選擇及校核計算13九、鍵聯接的選擇及校核計算14一、課程設計任務書1、 已知條件1）工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，工作為二班工作制。2）使用折舊期：8年。3）檢修間隔期：四年大修一次，兩年一次中修，半年一次小修。4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。5）運輸帶速度允許誤差：5。6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。2、 設計任務量1）完成手工繪制減速器裝配圖1張

2、（A2）。2）完成CAD繪制零件工圖2張（軸、齒輪各一張），同一組兩人繪制不同的齒輪和軸。3）編寫設計計算說明書1份。3、 設計主要內容1）基本參數計算：傳動比、功率、扭矩、效率、電機類型等。2）基本機構設計：確定零件的裝配形式及方案（軸承固定方式、潤滑和密封方式等）。3）零件設計及校核（零件受力分析、選材、基本尺寸的確定）。4）畫裝配圖（總體結構、裝配關系、明細表）。5）畫零件圖（型位公差、尺寸標注、技術要求等）。6）寫設計說明書。7）設計數據及傳動方案。二、傳動方案擬定第組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動。圖2.1 帶式輸送機的傳動裝置簡圖1電動機；2三角帶傳動；3減速器；4聯軸器；5

3、傳動滾筒；6皮帶運輸機（1）工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5。（2）原始數據：工作拉力；帶速；滾筒直徑；滾筒長度。三、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：按表2-5確定各部分的效率為：V帶傳動效率h=0.96，滾動軸承效率（一對）h=0.98，閉式齒輪傳動效率h=0.96，聯軸器傳動效率h=0.98，傳動滾筒效率h=0.95，代入得(2)電機所需的工作功率：因載荷平穩，電動機額定功率略大于即可。3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：按機械設計課程設計指導書

4、P7表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍。取V帶傳動比，則總傳動比理時范圍為。故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有。方案電動機型號額定功率（kw）同步轉速(r/min滿載轉速(r/min)堵轉轉距1Y132M-837507102.02Y132S-6310009602.03Y100L2-43150014302.2根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如電動機Y系列型號大全。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選。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

5、功率及同步轉速，選定電動機型號為。其主要性能：額定功率：，滿載轉速，額定轉矩。質量。四、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比2、分配各級偉動比（1）單級減速器i=36合理，取齒輪（2）五、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（）2、計算各軸的功率（）3、計算各軸扭矩（）軸名功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出i電動機軸2.625.864960軸2.4962.4634.74734.46861.40.96軸2.3482.31819.6719.3711460.96滾筒軸2.292.2719.118.911410.95六、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

6、P222表13-9取由課本P223圖13-15選用A型V帶。（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本P223圖13-15得，推薦的小帶輪基準直徑為75100mm，取由課本P224表13-10，取。實際從動帶輪轉速：轉速誤差為：帶速V：在525m/s范圍內，帶速合適。（3）確定帶長和中心矩根據課本P224一般推薦按下式初步確定中心距，得所以有：預選由課本P209式（13-2）可得初定的V帶基準長度：根據由課本P217表13-3選取接近的基準長度取根據課本P224式（13-15）得：考慮到傳動的安裝、調整和V帶張緊的需要，中心距變動范圍為：(4)驗算小帶輪包角一般使（特殊情況下允許，若不滿足此條件

7、，可適當增大中心距或減小兩帶輪的直徑差或增設張緊輪。根據課本P209式（13-1）得（5）確定帶的根數根據，再根據課本P219表（13-4）用內插法得：由課本P221表13-6得根據課本P216表（13-2）可得帶長度修正系數由課本P222表13-8得包角系數由課本P223式（13-14）得(6)計算軸上壓力由課本P216表13-1查得A型普通V帶的單位長度質量q=0.11kg/m，由課本P225式（13-16）單根A型普通V帶合宜的初拉力：則作用在軸承的壓力FQ，由課本P221式（13-17）(7)設計結果：選用4根A型帶，GB11544-1997 A型普通V帶，中心距a=400mm，帶輪直

8、徑，軸上壓力。2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面（課本P170表11-1）。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為217286HBS，相應的疲勞強度取均值，。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度197286HBS，相應的疲勞強度去均值，；根據課本P172表11-2選7級精度，齒面精糙度Ra1.63.2m。(2)按齒面接觸疲勞強度設計根據教材P176式11-3，即或由上述公式確定有關參數如下：傳動比取小齒輪齒數，則大齒輪齒數：由課本P179表11-6取(3)轉矩T1(4)載荷系數K，由課本P174表11-3取.1(5)根據課本P176表11-5，通

9、用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數，。許用接觸應力由式故得：模數：根據課本P58表4-1取標準模數：m=2mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據課本P177（11-5）式為主動輪的轉矩為齒輪的接觸寬度模數為主動輪的齒數齒輪的許用彎曲應力標準外齒輪的齒形系數標準外齒輪的應力修正系數確定有關參數和系數分度圓直徑：齒寬：取(7)齒形系數和應力修正系數根據齒數由課本P177圖11-8和P178圖11-9取(8)許用彎曲應力根據課本P178式：計算兩輪的許用彎曲應力將求得的各參數代入式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(10)計算齒輪的圓周速度V七、軸的設計計算（一）輸

10、入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，根據課本P246表14-1，選用45#，并經調質處理，硬度217255HBS，抗拉強度，彎曲疲勞強度。根據課本P250（14-2）式c以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72118P高速軸的輸入功率n高速軸的轉速考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則由設計手冊取標準值2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩

11、軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過盈配合固定。擬定軸上零件的裝配方案如圖7.1，從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。圖7.1 軸上零件的裝配方案圖（2）確定軸各段直徑和長度段：d1=d=22mm，長度取L1=50mmh=2c，查指導書取c=1.5mm段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm，寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并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

12、寬度小2mm，故段長：L2=（2+20+16+55）=93mm段直徑d3=d2+2h=28+221.5=34mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=d3+2h=34+221.5=40mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm考慮此段左面滾動軸承的定位軸肩，應便于軸承的拆卸，應按標準查取，由手冊得安裝尺寸h=3，該段直徑應取：（28+32）=34mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為34mm段直徑d5=32mm，長度L5=19mm如圖7.1可知，軸的支承跨距(是指軸系中相鄰兩個軸承相應支承點的距離)詳細計算過程可參考附件：04軸的計算設計由上述軸各段長度可算得軸的支承跨距L=100mm圖

13、7.1 軸的結構簡圖（可選一）圖7.2 軸的結構簡圖（可選二）(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=mZ1=220=40mm求轉矩：已知T2=34747.5Nmm求圓周力：Ft根據課本式得求徑向力Fr根據課本式得Fr=Fttan=1737.375tan20=632N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）(2)繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：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(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：(4)繪制合彎矩圖（如圖d）(5)繪制扭矩圖（如圖e）(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的

14、扭剪合力按脈動循環變化，取=1，截面C處的當量彎矩：(7)校核危險截面C的強度由式該軸強度足夠。（二）輸出軸的設計計算由于設計的是單級減速器的輸出軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#調質，并經調質處理，硬度217255HBS,抗拉強度，彎曲疲勞強度，。1、按扭矩初算軸徑根據課本P265（14-2）式c以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取P高速軸的輸入功率n高速軸的轉速考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=()(1+5%)mm=(29.233.6)mm由設計手冊取標準值d=35mm2、軸的結構設計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸

15、承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，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。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。（2）確定軸的各段直徑和長度（采用前面同樣的方法）段：d1= d=35mm，長度取L1=50mmh=2c，查指導書取c=1.5mm段：d2=d1+2h=35+221.5=41mmd2=:41mm初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm

16、，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，則該段長55mm，安裝齒輪段長度的輪轂寬度為2mm。故段長：L2=（2+20+17+55）=94mm段直徑d3= d2+2h=41+221.5=47mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=d3+2h=47+221.5=53mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3。該段直徑應取：（41+32）=47mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為47mm段直徑d5=45mm。長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L

17、=100mm(3)按彎扭復合強度計算（采用前面同樣的方法）求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知T3=271Nm求圓周力Ft：根據課本式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求徑向力式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N兩軸承對稱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)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm(3)截面C在水平面彎矩為MC2

18、=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)計算當量彎矩：根據課本得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm(6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此軸強度足夠八、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命1636510=58400小時1、計算輸入軸承（1）已知n=686r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為角接

19、觸球軸承7206AC型根據課本得軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系數x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據課本得e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR258400h預期壽命足夠2、計算輸出軸承(1)已知n=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據課本得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系數x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據課本得：e=0.68FA1/FR1ex1=1，y1=0FA2/FR258400h此軸承合格九、鍵聯接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,L1=