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机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月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：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=； 滚筒直径D=280mm。 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 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2－3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筒=（6~24）×111=666~2664r/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机型号：因此有三种传支比方案：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。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=960/111= 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，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= 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/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•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 由课本表得：kA= Pd=KAP=×3= 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、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；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 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%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1= ZNT2= 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= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1= YNT2= 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= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [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a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 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 根据课本并查表，取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、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=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴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）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c= h=2c=2× d4=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36mm Ⅴ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=40mm ②求转矩：已知T2=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤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=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 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=×50=•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=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（P2/n2）×106=35N•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 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [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） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 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=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (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=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[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 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR1
减速器概述 、减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸设计。关键词：减速器 刚性 零部件 方案
摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它是由齿轮、轴、轴承及箱体组成的减速装置，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递扭矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护方便，因此应用广泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的拟定选择V带和同轴式二级圆柱齿轮减速器为传动装置，然后进行减速器和v带的设计计算（电动机的选择、V带设计、齿轮传动设计、轴的结构设计、选择并验算联轴器、键的选择和校核和轴承的润滑、大齿轮加工工艺编制等内容）运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维零件图绘制和装配图的绘制。关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率
减速器概述 、减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸设计。关键词：减速器 刚性 零部件 方案
机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月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：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=； 滚筒直径D=280mm。 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 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2－3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筒=（6~24）×111=666~2664r/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机型号：因此有三种传支比方案：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。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=960/111= 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，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= 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/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•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 由课本表得：kA= Pd=KAP=×3= 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、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；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 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%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1= ZNT2= 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= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1= YNT2= 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= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [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a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 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 根据课本并查表，取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、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=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴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）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c= h=2c=2× d4=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36mm Ⅴ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=40mm ②求转矩：已知T2=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤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=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 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=×50=•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=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（P2/n2）×106=35N•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 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [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） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 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=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (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=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[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 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR1
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少齿差行星齿轮减速器的设计（完整一套设计，有说明书:论文，图纸） 设计的基本内容：行星齿轮 内齿圈 还有太阳轮的模数 齿宽 齿数 还有各个齿轮的变位系数。遇到的问题：当内啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时,极易产生各种干涉 你设计出来的 齿轮有可能不容易加工或者是齿数不合理 解决方法是：根据你设计出来的齿轮的问题进行分析，重新修改参数，设计。少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种,由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副,它采用的是渐开线齿形,内外齿轮的齿数相差很小,故简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切工作条件,受到了世界各国的广泛关注,成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。发展趋势齿轮传动技术是机械工程技术的重要组成部分,在一定程度上标志着机械工程技术的水平,因此,齿轮被公认为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载能力和传动效率,减少外形尺寸质量及增大减速机传动比等,国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点,广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、机床、起重运输、电工机械、仪表、化工、农业等许多领域,少齿差行星齿轮传动有着广泛的发展前景。少齿差行星齿轮传动的特点少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(1)加工方便、制造成本较低。渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮,不需要特殊的刀具与专用设备,材料也可采用普通齿轮材料。(2)传动比范围大,单级传动比为10～1000以上。(3)结构形式多,应用范围广。由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上,也可以不在同一轴线上,所以能适应各种机械的需要。(4)结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动,所以结构紧凑;当传动比相等时,与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比,体积和重量均可减少1/3～2/3。(5)效率高。当传动比为10～200时,效率为80%～94%。效率随着传动比的增加而降低。(6)运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动,两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿,两者的曲率中心在同一方向,曲率半径又接近相等,因此接触面积大,使轮齿的接触强度大为提高;又因采用短齿制,轮齿的弯曲强度也提高了。此外,少齿差传动时,不是一对轮齿啮合,而是3～9对轮齿同时接触受力[1],所以运转平、噪音小,并且在相同的模数情况下,其传递力矩比普通圆柱齿轮减速器大。基于以上特点,小到机器人的关节、大到冶金矿山机械,以及从要求不高的农用、食品机械,到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。
某大型水压机的驱动系统和控制系统的设计C618数控车床的主传动系统设计CA6140杠杆加工工艺及夹具设计CKP预粉磨设计（总体及壳体）型双动拉伸压力机的设计L-108空气压缩机曲轴零件LED显示屏动态显示和远程监控的实现N10000-OSEPA选粉机PE10自行车无级变速器设计PLC-Z30130X31型钻床控制系统的PLC改造PLC-三菱FX2N PLC在电梯控制中的应用PLC-基于DS1820的室温监测装置的设计PLC-彩瓦成型机的PLC设计PLC-金属粉末成型液压机的PLC设计PLC控制的变频调速恒压供水系统程序TH5940型数控加工中心进给系统设计USB接口设计ZH3100组合式选粉机Z形件弯曲Φ1000 立 轴 锤 击 式 破 碎 机φ2600筒辊磨压辊及加压、卸料装置设计φ2600筒辊磨液压系统及料流控制装置设计Ф×13m管磨机（总体、回转部件）的设计Ф机立窑（总体、窑体、卸料部件）设计三通管的塑料模设计中单链型刮板输送机设计仓库温湿度的监测系统传动盖冲压工艺制定及冲孔模具设计传动装置毕业设计及论文全遥控数字音量控制的D类功率放大器减速器箱体钻口面孔组合机床总体设计及主轴箱设计出租车计费系统的设计制冷专业毕业设计（家用空调）单拐曲轴机械加工工艺单片机16×16点阵（滚动显示）的设计单片机的多功能智能小车单片机的数字钟设计双齿减速器设计可预置的定时显示报警系统后钢板弹簧吊耳加工工艺及夹具设计城市公交查询系统基于AT89C51单片机倒车防撞报警系统设计基于EDA和单片机技术的逻辑分析仪设计课件基于GSM模块的车载防盗系统设计基于PLC高速全自动包装机的控制系统应用基于单片机控制的霓虹灯控制器基于单片机的交通灯控制器的研究与设计基于单片机的多功能转速表基于单片机的数码录音与播放系统基于单片机的电器遥控器设计外行星摆线马达结构设计多功能自动跑步机（机械部分设计）大棚温湿自动控制系统工程机械制造厂供电系统设计（电气工程系）带式输送机传动装置设计悬挂运动控制系统的设计手机恒流充电器的设计托板冲模毕业设计拔叉及夹具设计拖拉机拨叉铣专机的设计拨叉加工加工工艺及夹具设计拨叉钻床夹具指纹U盘的设计推动架的设计推动架零件的机械加工工艺的设计数控机床主传动系统设计数控直流稳压电源数控车床主传动机构设计数控车床纵向进给及导轨润滑机构设计旋转门的设计普通钻床改造为多轴钻床智能型充电器的电源和显示的设计机械毕业设计及论文机械设计课程设计_减速器锥柱二级传动杠杆的设计板材坡口机总体设计某小区的智能化系统设计椭圆盖注射的设计模具-五金-护罩壳侧壁冲孔模设计模具-五金-空气滤清器壳正反拉伸复合模设计模具-五金-笔记本电脑壳上壳冲压模设计模具-冷冲扬声器模具设计模具-注塑-多用工作灯后盖注塑模模具-注塑-对讲机外壳注射模设计模具-注塑-手机充电器塑料模具模具-注塑-水管三通管塑料模具模具-电池板铝边框冲孔模的设计模具-离合器板冲成形模具设计模具-铰链落料冲孔复合模具设计气体泄漏超声检测系统的设计水泥粉磨选粉系统改造汽车离合器（EQ153）的设计汽车离合器（螺旋430）的设计液位平衡控制系统实验装置设计清淤船的设计火灾自动报警系统设计（电气类）电动智能小车电气工程及其自动化（电力）毕业设计电流线圈架塑料模设计电织机导板零件数控直岗拉卡水电站电气一次及发电机继电保护设计移动通信的电波衰落与抗衰落技术分析的设计空气压缩机曲轴设计立式组合机床液压系统论文.doc货车底盘布置的设计轿车双摆臂悬架的设计及产品建模钻四槽铣床与夹具图纸钻法兰四孔夹具的设计钻泵体盖6-φ2孔机床与夹具图纸钻泵体盖6-φ7孔机床与夹具图纸面筋成型机的设计面筋成形生产线颗粒状糖果包装机设计马路保洁车的设计高层建筑外墙清洗机---升降机部分的设计高速数字多功能土槽试验台车的设计齿轮的设计和应用推荐书籍
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一．机械设计课程设计任务书 二．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，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 三．电动机的选择 原始数据 运输机筒转矩 1550 卷筒的直径D(mm) 400 运输带速度V(m/s) 带速允许偏差（%） 5 使用期限 （年） 10 工作制度 （班/日） 2 1． 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：工作平稳、单向运转。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） 卷筒轴的输出功率Pw Pw＝ 6kW 2） 电动机的输出功率 ＝Pw/η 传动装置的总效率 η＝ 式中， ……为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由本表2-4查得：V带轮传动 =；滚动轴承 =；圆柱齿轮传动 =；联轴器 =；卷筒轴滑动轴承 =,则 = 故 Pd＝ = 3）电动机的额定功率 由本表20-1选取电动机的额定功率 ＝11kW 3． 电动机转速的选择 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围，由本表2-1查得V带传动常用的传动比范围 ~4，单级圆柱齿轮传动比范围 ~6，则电动机转速可选范围为 =773~6187r/min 可见同步转速为3000 r/min，1500 r/min，1000 r/min的电动机符合。对于后两者进行比较，如下表： 方案 电动机型号 额定功率（Kw） 电动机转速（r/min） 电动机质量 (Kg) 总传动比 传动比 同步 满载 1 Y160M-4 11 1500 1460 123 2 Y160L-6 11 1000 970 147 由表中数据比较可知道，方案2传动比小，但结构尺寸大，造价高；综合考虑，选用造价较低，结构尺寸较小，总传动比较小的方案1。 4．电动机型号的确定 由本表20－1，本表20-2查出电动机型号为Y160M-4,其额定功率为11 kW，满载转速1460 r/min。基本符合题目所需的要求。 5.传动装置的总传动比及其分配 （1） 计算总传动比 i＝ = （2） 合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以两级传动比相同。 因为i＝，取V带轮传动的传动比 ＝，则单级圆柱齿轮传动的传动比 = 四．计算传动装置的运动和动力参数 1． 各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为I抽，中间轴承为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为 =1460 r/min =1460/ r/min = r/min = 2． 各轴输入功率 按电动机额定功率 计算各轴输入功率，即 =11 Kw =11× Kw =×× Kw =×× Kw 3． 各轴转矩 Nm Nm Nm Nm 各轴转速、输入功率、输入转矩如下表： 项 目 电动机轴0 高速轴I 中间轴II 低速轴III 转速（r/min） 1460 43 功率（kW） 11 转矩（N•m） 传动比 效率 五．传动件设计计算 （其设计参数见《机械设计》） 1.高速级齿轮传动设计 1． 选精度等级、材料及齿数 1） 用斜齿圆柱齿轮 2） 材料及热处理； 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280 HBS。 大齿轮：45钢（调质），硬度为240 HBS， 精度：7级精度； 3） 齿数 ＝24， =u =×24=, 取 =85； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2． 按齿面接触强度设计 按式（10—21） ≥ 1） 确定公式内的各计算数值 试选 ＝ （1） 由图10－30选取区域系数 ＝ （2） T1=×10 N•mm （3） 由表10－7选取齿宽系数 ＝1 （4） 由图10－26查得 ＝, ＝，则 ＝ + ＝ （5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数 ＝ Mp （6） 由图10－21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 ＝600 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 ＝550 MPa； （7） 由式（10－13）计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60××1×（2×8×300×10）＝ N2＝N1/＝ （8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数 ＝； ＝ （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 ＝558MPa =539MPa [σH]＝（ + ）/2＝ 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径 ≥ = = mm （2） 计算圆周速度 v= = = （3） 计算齿宽b及模数 b=φd =1× mm = = = mm h= =× b/h= （4） 计算纵向重合度
减速器的计算机辅助设计【摘要】 本文主要阐述了计算机辅助设计减速器的计算过程和减速器各部件的选择。主要包括拟定、分析传动装置的设计方案；选择动力装置、计算传动装置的运动和动力参数；进行传动件的设计计算；绘制减速器装配工作图等。【关键词】传动装置 总体设计 减速器 计算机辅助设计（CAD） 引言减速器常被应用在机械行业的传动系统内，在机械行业中占有不可比拟的作用。常见的减速器有展开式、分流式、和同轴式。按照轴线的布置情况又可分为水平轴式和立轴式。减速器的设计主要是对电动机、传动带、齿轮、传动轴、一些连接件及减速器箱体尺寸的设计。计算机辅助减速器的设计除包括这几方面外，还包括计算机辅助设计软件的应用，对于应用方面可在装配图中体现，本文主要阐述了减速器设计的过程及其他零部件的选择过程。该减速器应用于物料的传送系统，其设计数据如下：输送带工作压力：F=1900N输送带工作速度：V=滚筒直径：D=400mm每日工作时数：T=24h传动工作年限为：5年分析第一章 传动装置的总体设计 选择电动机（1）确定电动机的类型电动机有交流电动机和直流电动机，一般工厂都采用三相交流电，一多采用交流电动机，交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线两种，其中以普通笼型三相异步电动机应用最多。目前应用最广的是Y系列自扇冷式笼型三相电动机，其结构简单、起动性能好、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、无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等，而在经常需要起动、制动和正、反转的场合，则要求电动机转动惯量小，过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。根据题目要求及工作条件，应选用全封闭笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机的功率电动机的的功率选择直接影响到电动机工作性能和经济的好坏。由电动机至工作机的传动装置总效率为：ηxηw=η1×η22×η3×η4×η5×η6式中 η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的轴承及卷筒的效率，取η1= 、η2=、η3=、η4=η5=、η6=，则η×ηw=×××××所以Pd=FV∕1000ηηw=1900×× （3） 确定电动机的转速 同一类型、相同额定功率的电动机也有几种不同的转速，卷筒轴的工作转速为nw=60×1000V∕πD =60×1000×∕×400r∕min=∕min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i1’=2～4单级齿轮传动比i2’=3～5，则合理总传动比的范围为I’=6～20。故电动机转速可选范围为nd’=i’×nw=（6～20）×～1528 r/min符合这一范围的同步带转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，再根据计算出的容量，由《机械设计基础》第二版表查出有三种适用的电动机的型号，其技术参数及传动比的比较情况见表1。表1 电动机的技术参数及传动比的比较情况表 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速r/min 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 带 齿轮1 Y160M-8 4 750 720 3 Y132M1-6 4 1000 960 43 Y112M-4 4 1500 1440 综合考虑选方案2比较适合Y132M1-6，Ped=4kw，满载转速nm=960r/min。 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速Ⅰ轴转速：n1=nm/i0=960/ Ⅱ轴转速n2=n1/i1= 卷筒轴效率nw=nⅡ=（2） 各轴的输入功率Ⅰ轴功率PⅠ=pd×η1=×Ⅱ轴功率PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3=××卷筒轴功率PⅢ=P×P23=P×η2×η4=××（3） 各轴输出转矩Td=9550×Pd/nm=9550×Ⅰ轴转矩TⅠ=Td×i0×η1=××Ⅱ轴转矩TⅡ=TⅠ×i1×η2×η3=×4××卷筒轴转矩TⅢ= TⅡ×η2×η4=××表2 各轴转速、输入功率、转矩、传动比及效率的比较电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 卷筒轴转速n/（r/min） 960 输入功率P/kw 输入转矩T/NM 传动比i 4 1效率η 第二章 设计带式传输机的带型根据第一章所述，我们知道 ：电动机转速n=960r/min，P额=4kw，带传动比i1=小/n大，所以n大=n小/i1=960/，要求中心距a≤500mm。 选择普通V型带查表5-9知KA=（每天工作24小时） Pc=KA×P=×4=由《机械设计基础》第二版图5-10选用A型V带 确定带轮基准直径，并验算带速由《机械设计基础》第二版图5-10知，推荐的小带轮基准直径为112—140mm，则取dd1=125＞dmin=112mm 故有dd2=n1/n2×dd1=960÷×125=由《机械设计基础》第二版表5-4取dd2=400mm实际从动轮转速：n2’=n×dd1/dd2=960×125/400r/min=300r/min转速误差（n2-n2’）/n2=（）/＜，允许带速V=π×dd1×n1/（60×1000）=×125×960/（60×1000）m/s在5～25m/s范围内，带速合适。 确定带长和中心距×（dd1+dd2 ）≤a0≤2×（dd1+dd2 ） ×（125+400）≤a0≤2×（125+400）所以有≤a0≤1050 按题意取a0=500mm 由L0=2a0+×（dd1+dd2 ）+〔(dd2-dd1)2/4a0〕=2×500+×（125+400）+〔（400-125）2/4×500〕=由《机械设计基础》第二版表5-2，取Ld=1800mm a≈a0+（Ld-L0）/2 =500+（）/2 = 验算小带轮包角a1=1800-〔（dd2-dd1）/a〕× =1800-〔（400-125）/〕× =＞1200小带轮包角合适 确定带的根数由《机械设计基础》第二版表5-5查得：P1= 由《机械设计基础》第二版表5-6查得 ΔP1=,由《机械设计基础》第二版表5-7查得Kα=，由表5-8查得Kl=〔(P1+ΔP1)×Kα×Kl〕=〔()××〕= 故取Z=4根 计算轴上压力由《机械设计基础》第二版表5-1查得q=，但单根V带的初拉力为F0=（500Pc/zv）×（α-1）+qv2 =〔（500×）/（4×）〕×（）+× =则作用在轴上的初拉力FQ=2Z×F0×sin（α1/2） =2×4××sin（） =
减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置.传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案,虽然也能获得满足给定条件的设计方案,但一般不是最佳的.论文通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定,建立了单级圆柱齿轮减速器的优化设计的数学模型,最后借助MATLAB 的优化工具箱进行了优化计算,给出了优化设计程序,得到了优化参数.通过对结果进行比较,该方案的设计减速器的体积比原来的设计方案下降了25%.
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仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。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Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=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[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。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=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(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=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=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(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=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。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=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=