一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计计算说明书
一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解
机械设计基础课程设计说明书题目：一级直齿圆柱齿轮减速器系别：XXX系专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：二零一二年五月一日目录第一部分课程设计任务书-------------------------------3 第二部分传动装置整体设计方案-------------------------3第三部分电动机的选择--------------------------------4第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分齿轮的设计----------------------------------8第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分键连结的选择及校核计算-----------------------20 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------24 设计小结--------------------------------------------25参照文件--------------------------------------------25第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计一用于带式运输机上的一级直齿圆柱齿轮减速器. 运输机连续单向运行 , 载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为 0.96( 包含其支承轴承效率的损失), 减速器小批量生产 , 使用限期 5 年 (250 天/ 年),2 班制工作 , 运输允许速度偏差为5%, 车间有三相沟通 , 电压 380/220V。
二.设计要求:1.减速器装置图一张 (A1 或 A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮部件图各一张(A3 或 A2)。
3.设计说明书一份。
三.设计步骤:1.传动装置整体设计方案2.电动机的选择3.确立传动装置的总传动比和分派传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计 V 带和带轮6.齿轮的设计7.转动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体构造设计10.润滑密封设计11.联轴器设计第二部分传动装置整体设计方案1.构成：传动装置由电机、减速器、工作机构成。
一级直齿圆柱齿轮减速器设计计算说明书
机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：学院班级学号：设计者：指导教师：完成日期：年月日目录一、传动方案的分析 (1)二、电动机的选择 (1)三、带传动设计 (4)四、齿轮传动设计 (7)五、减速器结构、润滑和密封的设计 (9)六、轴的设计与计算 (10)七、滚动轴承的选择与计算 (18)八、键联接的选择及校核计算 (19)九、联轴器的选择 (21)十、减速器附件的选择 (21)十一、润滑与密封 (25)十二、课程设计小结 (25)十三、参考资料 (26)《机械设计基础》课程设计任务书设计题目：设计输送机传动装置的一级直齿圆柱齿轮减速器及带传动。
传动简图：1.电动机2.V带3.减速箱4.联轴器5.输送带6.滑动轴承7.滚筒原始数据：题号滚筒圆周力（N）输送带速（m/s）滚筒直径（mm）传动比误差（%）使用期限（年）37 3800 1.6 340 ±5 7（注）按指导教师标有“√”符号的题号进行设计。
说明：1.单向运转，有轻微振动；2.每年按300个工作日计算，每日工作二班。
设计工作量1.减速器总装图一张（A1）2.零件图二张(A3)3.设计说明一份(A4)。
完成日期:________年_____月____日设计指导教师：_________ ______年____月____日任课教师:__________ __________年____月____日评分与评语:___________________________________________设计计算及说明结果一、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，工作机为输送机。
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
适用标准文案目录一、方案定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3二、机的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4三、算比及分派各的比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5四、运参数及力参数算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5五、部件的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6六、的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13七、承的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21八、接的及算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24九、参照文件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯25十、⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯25出色文档适用标准文案机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动方案制定设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限 8 年， 2 班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷安稳，环境洁净。
F=1175N （2）原始数据：运输带传达的有效圆周力F=1175N，运输带速度，滚筒的计算直径 D=260mm D=260mm，工作时间 8 年，每年按 300 天计， 2 班工作（每班 8 小时）5643121- 电动机2- 带传动3- 减速器4- 联轴器5- 滚筒6- 传递带二、电动机选择1、电动机种类的选择：Y 系列三相异步电动机出色文档适用标准文案2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带× η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒×3×××(2)电动机所需的工作功率：P 工作 =FV/ （1000η总）=1175×1.65/(1000×0.960)3、确立电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒 =60×1000V/πD η总P 工作n 筒==100060=π300按手册 P725 表 14-34介绍的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i ’=8~40。
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一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书一、传动方案说明第一组：用于胶带输送机转筒的传动装置1、工作环境：室，轻度污染环境；2、原始数据：（1）运输带工作拉力F= 3800 KN ；（2）运输带工作速度v= 1.6 m/s；（3）卷筒直径 D= 320 mm ；（4）使用寿命： 8 年；（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；二、电动机的选择1、选择电动机类型1） 机 型和 构型式按工作要求和条件， 用一般用途的Y 系列全封 自扇冷鼠 型三相异步 机。
2） 机容量（ 1）卷筒 的 出功率P wFv 3800 1.6 6.080 kwP w10001000（ 2） 机 出功率rPP wP r装置的 效率η13 ?23? 4?5式中 :1 ,2 ⋯ 从 机至卷筒 之 的各 机构和 承的效率。
Pw 6.080kw由表 2-4 得： 角接触 承η =0.99;柱 η =0.97;η =0.8512器 η3=0.99 ;运 卷筒 η4=0.96V 50.95;Pr 7.15kw3×0.99 ×0.96 ×0.95 ≈0.85n w95.54r / minη=0.99 × 0.97故P w 6.080 kWP r0.85 7.15P 0=7.5 K w筒 的 速是 n w =60v/3.14D=60 ×1.6 ×1000/(3.14 ×320)=95.54 r/min( 3 )机 定功率P 0P 0=（1~1.3 ） Pr =7.15~9.295手册 取 机的 定功率P 0=7.5 K w 。
按 手册推荐的 机 比 ，取V 比 i 1=2~4， 柱比 i 2=3~6， 比 是i a=（2×3）~（4×6）=6~24则电动机可选择的转速围相应为nd=i a×n w=（6~24）×95.5=573~2292 r/min 根据表 2-1 查出，电动机同步转速符合这一围的有750、100、1500 r/min 。
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一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书一、传动方案说明第一组：用于胶带输送机转筒的传动装置1、工作环境：室，轻度污染环境；2、原始数据：（1）运输带工作拉力F= 3800 KN ；（2）运输带工作速度v= 1.6 m/s；（3）卷筒直径 D= 320 mm ；（4）使用寿命： 8 年；（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；二、电动机的选择1、选择电动机类型1） 机 型和 构型式按工作要求和条件， 用一般用途的Y 系列全封 自扇冷鼠 型三相异步 机。
2） 机容量（ 1）卷筒 的 出功率P wFv 3800 1.6 6.080 kwP w10001000（ 2） 机 出功率rPP wP r装置的 效率η13 ?23? 4?5式中 :1 ,2 ⋯ 从 机至卷筒 之 的各 机构和 承的效率。
Pw 6.080kw由表 2-4 得： 角接触 承η =0.99;柱 η =0.97;η =0.8512器 η3=0.99 ;运 卷筒 η4=0.96V 50.95;Pr 7.15kw3×0.99 ×0.96 ×0.95 ≈0.85n w95.54r / minη=0.99 × 0.97故P w 6.080 kWP r0.85 7.15P 0=7.5 K w筒 的 速是 n w =60v/3.14D=60 ×1.6 ×1000/(3.14 ×320)=95.54 r/min( 3 )机 定功率P 0P 0=（1~1.3 ） Pr =7.15~9.295手册 取 机的 定功率P 0=7.5 K w 。
按 手册推荐的 机 比 ，取V 比 i 1=2~4， 柱比 i 2=3~6， 比 是i a=（2×3）~（4×6）=6~24则电动机可选择的转速围相应为nd=i a×n w=（6~24）×95.5=573~2292 r/min 根据表 2-1 查出，电动机同步转速符合这一围的有750、100、1500 r/min 。
一级圆柱齿轮减速器计算说明书
课程设计说明书一.电动机的选择：1.选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 系列斜闭式自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
（手册P167） 选择电动机容量 ： 滚筒转速：min 39.7635.0*14.34.1*60**60rD v n ===πω 负载功率:92.31000/4.1*28001000/===FV P w KW电动机所需的功率为：kw aw d pp η=（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。
）2.电动机功率选择：()8499.096.099.097.098.096.022=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=含轴承滚筒联轴器齿轮轴承带总ηηηηηη折算到电动机的功率为:kw 6.40.84993.92===a w d p p η 3.确定电动机型号：按指导书7P 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为:632-='i .取V 带传动比422-='i ，则总传动比理论范围为246-='a i ，故电动机转速的可选范围为()min183345839.76246rn i n a a -=⨯-=⨯'='筒符合这一范围的同步转速有750,1000和1500minr查手册167P 表112-的：选定电动机类型为：62132-M Y其主要性能：额定功率：KW 5.5,满载转速: min960r，额定转速: 0.2,质量: kg 84二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1.减速器的总传动比为：57.1239.76960===n n i m a 2、分配传动装置传动比：按手册7P 表1，取开式圆柱齿轮传动比6=开i因为闭开i i i a ∙=,所以闭式圆锥齿轮的传动比095.2=闭i .三.运动参数及动力参数计算: 1.计算各轴的转速:I 轴转速：min 2.458095.2960ri n n mI ===带min 4.7662.458ri n n III ===齿轮min4.76rn n II III ==2.各轴的输入功率电机轴：KW P P d Ⅰ416.496.0*6.401==⋅=η I 轴上齿轮的输入功率:KW P P I 328.498.0416.41=⨯=⨯=轴承η II 轴输入功率：KW P P Ⅱ198.497.0328.41=⨯=⋅=齿轮η III 轴输入功率：KW P P Ⅱ073.499.098.0198.4Ⅲ=⨯⨯=⋅⋅=联轴器轴承ηη 3.各轴的转矩电动机的输出转矩：m N n P T m d d ⋅=⨯==76.469606.495509550m N i T T d Ⅰ⋅=⨯⨯=⋅⋅=033.9296.0095.276.45带带η m N i T T ⅠⅡ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=917.52497.098.06033.92带轴承齿ηη m N T T ⅡⅢ⋅=⨯⨯=⋅⋅=274.50999.098.0917.524联轴器轴承ηη四、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 带由课本109P 表5.5查得：工作情况系数：2.1=A K计算功率: KW p K P A C52.56.42.1=⨯=⋅=小带轮转速为：min9601rn D =由课本109P 图5.14可得：选用A 型V 带：小带轮直径mm D 100801-=（2）确定带轮基准直径,并验算带速 小带轮直径mm D 100801-=,参照课本109P 表5.6,取mm d mm D 75100min 1=>=,()mm D n n D 5.2091002.4589601212=⨯=⋅⎪⎭⎫ ⎝⎛=由课本109P 表5.6,取mm D 2002=实际从动轮转速:min 4802001009602112r D D n n =⨯=⋅='转速误差为:()05.0048.02.4584802.458222<-=-=⎪⎭⎫ ⎝⎛'-n n n满足运输带速度允许误差要求. 验算带速sm n D v03.510006011=⨯=π在sm255-范围内,带速合适.(3)确定带长和中心距 由课本110P 式5.18得: ()()2121255.0D D a h D D +≤≤++()()200100220010055.0+≤≤++a h查课本106P 表5.1,得:V 带高度: mm h 0.8= 得: mm a mm 600165≤≤ 初步选取中心距:mm a 5000=由课本101P 式5.2得: ()()mm aD D D D a L 1476422212210=-+++=π根据课本106P 表5.2选取V 带的基准长度:mm L d1400=则实际中心距:()mm L L a a d 46221476140050020=-+=-+≈(4)验算小带轮包角: 据课本100P 式5.1得:1206.1673.57180121>=⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛--=a D D α(适用)(5)确定带的根数: 查课本107P 表5.3,得:KW P95.00=.查课本108P 表5.4,得:KW P 11.00=∆查课本108P 表5.4,得:96.0=αK .查课本102P 表5.2,得:96.0=L K由课本110P 式5.19得:()()914.496.096.011.095.08.400=⨯⨯+=⋅⋅∆+=L c K K P P P z α取5=z 根. (6)计算轴上压力 查课本106P 表5.1,得:mkgq10.0=由课本110P 式5.20,得:单根V 带合适的张紧力:N qv K ZVP F C57.17803.51.0196.05.203.5552.550015.2500220=⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=α 由课本111P 式5.21,得:作用在带轮轴上的压力为 :N zF F Q 26.177526.167sin 57.178522sin 20=⨯⨯⨯==α2、齿轮传动的设计计算:(1)选择齿轮材料及精度等级初选大小齿轮的材料均为45钢,经调质处理,硬度为HBS 250210- 由课本表取齿轮等级精度为7级,初选10=β(2)计算高速级齿轮 <1>查课本133P 表6.2得:25.1=A K取1.1,2.1,11.1===βαK K K v,863.1=⋅⋅⋅=βαK K K K K v A由课本135P 图6.12取,4.2=H Z ,由课本136P 表6.3,取8.189=E Z ,齿数教少取90.0=εZ ,取,10 =β则99.0=βZ .<2>接触疲劳许用应力由课本138P 图6.14查得:MPa H H 5902lim 1lim ==δδ.由课本140P 表6.5,查得:1.11lim =H S ,则应力循环次数:()9111028.11636582.4586060⨯=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅h L j n N99121014.261028.1⨯=⨯==齿i N N查课本139P 图6.16可得接触疲劳的寿命系数:121==N N Z Z ,MPa S Z H NH HP HP 4.5361.11590limlim 21=⨯===⋅δδδ.<3>计算小齿轮最小直径 计算工作转矩:m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯⨯=902062.458328.41055.91055.961161由课本141P 表6.8,取:3.1=dϕ,()m mu u T K Z Z Z Z d d HP E H 70.56672.190206832.124.53699.090.08.1894.212323121=⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=+⋅⋅⋅⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅⋅⋅≥ϕδβε <4>确定中心距:()()mm i d a 45.198612699.56121=+=+≥为便于制造和测量,初定:mm a 200=. <5>选定模数n m 齿数21,Z Z 和螺旋角β 一般: 158,30171-=-=βZ ,初选:,10,201 ==βZ 则12020612=⨯=⋅=i Z Z .由()21cos 2Z Z m a n +=β得:814.214010cos 2002cos 221=⨯⨯=+=Z Z a m n β由课本141P 表6.1取标准模数:3=n m ,则:3.131310cos 2002cos 221=⨯⨯==+n m a Z Z β取13121=+Z Z ,则:7.1871311211==++=i Z Z Z .取191=Z ,112191312=-=Z .齿数比:895.51911212==Z Z 与6=i 的要求比较,误差为1.6%,可用.是:()73.109825.0cos 2cos 1211==+=--aZ Z m n β满足要求.<6>计算齿轮分度圆直径 小齿轮:mm Z m d n 015.589825.0193cos 11=⨯=⋅=β;大齿轮:mm Z m d n 985.3419825.01123cos 22=⨯=⋅=β<7>齿轮宽度mm d b d 42.75015.583.11=⨯=⋅=ϕ圆整得大齿轮宽度:mm b 752=,取小齿轮宽度:mm b 801=.<8>校核齿轮弯曲疲劳强度 查课本139P 图6.15,得MPa F F 2202lim 1lim ==δδ; 查课本140P 表6.5,得:5.1lim=F S ;查课本139P 图6.17得:弯曲强度寿命系数:121==N N Y Y ;()0.233.29315.10.2220minlim ==⨯⨯=⋅⋅=ST ST N F STF FP Y Y MPa Y S Y 按国标取δδ由课本137P 表6.4,得:80.1,54.1,16.2,85.22121====Sa Sa Fa Fa Y Y Y Y ，Z 较大()85.065.0-εY ,取90.0,80.0==βεY Y ，则:FPSa Fa n F MPa Y Y Y Y m d b KT δδβε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅⋅=608.7790.080.054.185.23015.587090206832.12211111FP Sa Fa Sa Fa F F Y Y Y Y δδδ<=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=749.6854.185.280.116.2608.77112212，所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理.〈9〉齿轮的基本参数如下表所示:五、轴的设计计算及校核：1.计算轴的最小直径查课本232P 表11.3,取:110=cI 轴:mm n P c d in 4.232.458416.411031111Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= II 轴:mm nP c d in I 8.414.76198.4110313122Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= III 轴:mm n P c d inII 4.414.76073.4110313133Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= 取最大转矩轴进行计算,校核. 考虑有键槽,将直径增大%5,则:()mm d 89.43%518.41min =+⨯=.2.轴的结构设计 选材45钢,调质处理. 由课本226P 表11.1,查得:MPa MPa MPa MPa s b 355,155,640,27511====--δτδδ.由课本233P 表11.4查得:[]MPa b 601=-δ,mm N T ⋅=5249172.由课本213P 式10.1得:联轴器的计算转矩:2T K A ca ⋅=τ由课本213P 表10.1,查得:3.1=AK ,mm N T ca ⋅=⨯=1.6823925249173.1按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册99P 表8-7,选择弹性柱销联轴器,型号为:3LX 型联轴器,其公称转矩为:m N m N ⋅>⋅917.5241250 半联轴器I 的孔径:mm d I45=,故取:mm d 451=.半联轴器长度mm L 112=,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:mm L I 84=.(1)轴上零件的定位,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.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度<1>II I -段:为了满足半联轴器的轴向定位要求,II I -轴段右端需制出一轴肩,故取III II -段的直径mm d IIIII 52=-,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径mm d 55=,半联轴器与轴配合的毂孔长度:mm L 841=,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:mm L III 82=-.<2>初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用蛋列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据:mm d IIIII 52=-.由手册75P 表76-选取30211型轴承,尺寸:2110055⨯⨯=⨯⨯B D d ，轴肩mm d a 64min =故mm l mm d d VII VI VII VI IVIII 21,55===---，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.<3>取安装齿轮处轴段IV 的直径：mm d VIV 60=-，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为mm 75,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：mm l V IV 73=-,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度5507.007.0⨯=>d h ,取mm h 4=,则轴环处的直径：mm d mm h d a VIV 6568260min =>=+=-，轴环宽度：mm h b 6.54.1=≥,取mm l VI V 10=-，mm D d a VI V 91=<-，即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承.<4>轴承端盖的总宽度为：mm 20,取：mm l III II 70=-.<5>取齿轮距箱体内壁距离为:mm a 10=.()mm a l IV III 34727521=-++=-,mm l VII VI 21=-.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. (3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 按mm d VIV 72=-查手册53P 表4-1,得:平键截面1220⨯=⨯h b ,键槽用键槽铣刀加工,长为:mm 63.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;67n H ,半联轴器与轴的联接,选用平键为:70914⨯⨯=⨯⨯l h b ,半联轴器与轴的配合为:67k H .滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:6m . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸,参照课本228P 表11.2,取轴端倒角为:456.1⨯,各轴肩处圆角半径:II I -段左端取6.1R ,其余取2R ,VII VI -处轴肩定位轴承,轴承圆角半径应大于过渡圆角半径,由手册0.2=asr ,故取VII VI -段为6.1R .(5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,查手册75P 表6-7,轴承30211型,取21=a 因此,作为简支梁的轴的支撑跨距1324932+=+L L ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面. (6)按弯扭合成应力校核轴的强度.<1>作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为:m N T mm d ⋅==917.524,985.34122，得：N d T F t 3070985.34110917.52422322=⨯⨯==，N F F n t r 113773.10cos 20tan 3070cos tan =⨯=⋅=βα，N F F t a 58273.10tan 3070tan =⨯=⋅= β.<2>求作用于轴上的支反力水平面内支反力:(),.3070494747,221⎪⎩⎪⎨⎧=+=⨯=+N F R F F R R t H t t H H.1487,158321N R N R H H ==⇒垂直面内支反力:.995182,1137,04996,02121⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⋅=⋅===+⨯-⨯=+-m m N d F M N F M F R R R R a ar a r v v r v.1587,45021N R N R v v =-=⇒<3>作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩..20961,78557,73608212223232mm N M M M mm N l R M N l l l l F M a v v v v t H ⋅-=-=⋅===+⋅⋅=计算总弯矩:22v H M M M +=().1076547855773608,765342096173608222221mm N M mm N M ⋅=+=⋅=-+=<4>作出扭矩图:mm N T ⋅=⨯=2.3149505249176.02α.<5>作出计算弯矩图:()22T M M ca α+=,mm N M mm N M M ca ca ⋅=+=⋅==3328402.314950107654,7653422211.<6>校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核. 由课本232P 式11.4,得:[]b caca WM 1-≤=δδ, 由课本233P 表11.5,得:()dt d bt d W 23223--=π, 由手册53P 表4-1,取5.7=t ,计算得:7.29488=W , 得:[],603.117.294883328401MPa MPa b ca =<==-δδ故安全.(7)精确校核轴的疲劳强度校核该轴截面IV 左右两侧.<1>截面IV 右侧:由课本233P 表11.5,得:抗弯截面模量:3335.16637551.01.0mm d W =⨯==, 抗扭截面模量:33333275552.02.0mm d W T=⨯==,截面IV 右侧的弯矩:mm N M ⋅=-⨯=87413493649332840, 截面IV 世上的扭矩为:mm N T ⋅=5249172,截面上的弯曲应力:MPa W M b 25.55.1663787413===δ, 街面上行的扭转切应力:MPa W T T T78.15332755249172===τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数δα及τα, 由课本23P 图1.15,查得:,09.15560,036.0550.2====d D d r 得:.31.1,0.2==τδαα由课本23P 图1.16,查得:材料的敏性系数为:,85.0,82.0==τδαq故有效应力集中系数为:()()()()26.1131.185.0111,82.110.282.0111=-⨯+=-+==-⨯+=-+=τττδδδααq k q k由课本24P 图1.17,取:尺寸系数68.0=δε;扭转尺寸系数:82.0=τε.按磨削加工,由课本24P 图1.19,取表面状态系数:92.0==τδββ.轴未经表面强化处理,即:1=q β.计算综合系数值为:62.1192.0182.026.111,76.2192.0168.082.111=-+=-+==-+=-+=ττττδδδδβεβεk K k K . 由课本第一章取材料特性系数:05.0,1.0==τδϕϕ.计算安全系数ca S : 由课本233P 式,得:98.1801.025.576.22751=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ,76.11278.1505.0278.1562.11551=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S τϕττταττ.由课本234P 表11.6,取疲劳强度的许用安全系数:5.1=S .5.11.1576.1198.1876.1198.182222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ,故可知其安全.<2>截面IV 左侧抗弯截面模量为:33321600601.01.0mm d W =⨯=⨯=. 抗扭截面模量为:33343200602.02.0mm d W T=⨯==.弯矩及弯曲应力为:MPa W M mm N M b 05.42160087413,87413===⋅=δ, 扭矩及扭转切应力为:MPa W T mm N T T 15.1243200524917,52491722===⋅=ττ, 过盈配合处的δδεk 值:16.3=δδεk ,由δδττεεk k ⨯=8.0,得:53.2=ττεk .轴按磨削加工,由课本24P 图1.19,取表面状态系数为:92.0==τδββ.故得综合系数为：25.3192.0116.311=-+=-+=δδδδβεk K , 62.2192.0153.211=-+=-+=ττττβεk K . 所以在截面IV 右侧的安全系数为：89.2001.005.425.32751=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ,22.16215.1205.0215.1262.21551=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S τϕττταττ.5.181.1222.1689.2022.1689.202222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ.故该轴在截面右侧的强度也是足够的. 3. 确定输入轴的各段直径和长度六. 轴承的选择及计算 1.轴承的选择：轴承1：单列圆锥滚子轴承30211（GB/T 297-1994） 轴承2：单列圆锥滚子轴承30207（GB/T 297-1994） 2.校核轴承：圆锥滚子轴承30211，查手册：KN C KN C or r115,8.90==由课本177P 表8.6，取22,0.1H v P R R R f +==()NR R R NR R R H V H v 2175148715871646158345022222222221211=+=+==+-=+=由课本176P 表8.5，查得：单列圆锥滚子轴承e RA>时的y 值为：5.115cot 4.0= . 由课本178P 表8.7，得：轴承的派生轴向力：N y R S 5495.121646211=⨯==,N y R S 7255.122175222=⨯==. 因21S F S a >+，故1为松边，作用在轴承上的总的轴向力为：N F S A N S A a 1307582725,5492211=+=+===.查手册75P 表6-7，得:30211型 4.0=e ,e R A <==33.0164654911. 由课本176P 表8.5，查得：0,111==y x ,e R A >==6.02175130722,得:5.1cot 40.0,4.022===αy x . 计算当量动载荷：()N P 1646164610.11=⨯⨯=, ()129.392021755.116464.00.1P P >=⨯+⨯⨯=. 计算轴承寿命，由课本175P 式8.2，得：,60106ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=p c n L h 取:310=ε. 则：h L h L h h2000077224609.3920108.904.76601031036='>>=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=.七.键的选择和计算 1.输入轴：键78⨯，T GB20031090-，A 型. 2.大齿轮：键1118⨯，GB 20031090-，A 型.3.输出轴：键914⨯，GB 20031090-，A 型.查课本77P 表3.1， []MPa P 120100-=δ,式3.1得强度条件:[]b L l dhlT P -=≤,4δ.校核键1：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==13.7583672592033440; 键2：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==70.7018631160524917440; 键3：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==81.891470945509274440. 所有键均符合要求. 八.联轴器的选择选择I 轴与电动机联轴器为弹性柱销联轴器 型号为：2LX 型联轴器:()2003501462256228-⨯⨯T GB JB ZC公称转矩:,560m N T ⋅=许用转速:,min6300rn =质量:kg 5.选择II 轴与III 轴联轴器为弹性柱销联轴器型号为：3LX 型联轴器:()200350141124511248-⨯⨯T GB JB ZC公称转矩:,1250m N T ⋅=许用转速:,min4700r n =质量:kg 8. 九.减数器的润滑方式和密封类型的选择1、 减数器的润滑方式：飞溅润滑方式2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。
一级直齿圆柱齿轮减速器设计计算说明书
机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：学院班级学号：设计者：指导教师：完成日期：年月日目录一、传动方案的分析 (1)二、电动机的选择 (1)三、带传动设计 (4)四、齿轮传动设计 (7)五、减速器结构、润滑和密封的设计 (9)六、轴的设计与计算 (10)七、滚动轴承的选择与计算 (18)八、键联接的选择及校核计算 (19)九、联轴器的选择 (21)十、减速器附件的选择 (21)十一、润滑与密封 (25)十二、课程设计小结 (25)十三、参考资料 (26)《机械设计基础》课程设计任务书设计题目：设计输送机传动装置的一级直齿圆柱齿轮减速器及带传动。
传动简图：原始数据：（注）按指导教师标有“√”符号的题号进行设计。
说明：1.单向运转，有轻微振动；2.每年按300个工作日计算，每日工作二班。
设计工作量1.减速器总装图一张（A1）2.零件图二张(A3)3.设计说明一份(A4)。
完成日期:________年_____月____日设计指导教师：_________ ______年____月____日任课教师:__________ __________年____月____日评分与评语:___________________________________________外形尺寸底脚安装尺寸轴外伸尺寸2.计算传动装置总传动比和分配各级转动比(1)传动装置总传动比i=n mn W=97089.88≈10.79(2)分配各级传动比取V带传动的传动比i1=2.8,则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=ii1=10.792.8≈3.85所得i2值符合单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
3.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Ι轴，低速轴为Ⅱ轴，滚筒轴为Ⅲ轴，各轴转速为n0=n m=970r⋅min−1nΙ=n0i1=9702.8r⋅min−1≈346.4r⋅min−1n II=nΙi2=346.43.85r⋅min−1≈90.0r⋅min−1n IIΙ=nΙΙ=90.0r⋅min−1(2)各轴的输入功率1)Ι轴的输入功率为PΙ=P dη1=7.28kW×0.96=6.99kW2）Ⅱ轴的输入功率为PΙΙ=PΙη2η3=6.99kW×0.99×0.97=6.71kW 3)滚筒轴的输入功率为PΙΙΙ=PΙΙη2η4=6.71kW×0.99×0.99=6.58kW (3)各轴输入转矩电动机轴的输出转矩为T d=9550P dn m=9550×7.28970N⋅m=71.67N⋅mⅠ轴的输入转矩TΙ=9550PΙnΙ=9550×6.99346.4N⋅m=192.71N⋅mⅡ轴的输入转矩TΙΙ=9550PΙΙnΙΙ=9550×6.7190.0N⋅m=712.01N⋅m滚筒轴的输入转矩TΙΙΙ=9550PΙΙΙnΙΙΙ=9550×6.5890.0N⋅m=698.21N⋅m将计算结果列于表3备用。
(完整word版)一级圆柱齿轮减速器说明书
分析确定方案通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。
齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。
在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。
带传动具有传动平稳﹑吸振等特点，且能起过载保护的作用。
但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。
为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。
已知数据：滚筒圆周力F=1500N，滚筒带速V=1.5m/s，滚筒直径D=280mm，滚筒长度L=400mm。
垂直面受力图:3)计算弯矩:水平面弯矩M CH= Raxy·AC=4639.59*66=306212.94 N•mm 水平面弯矩图;垂直面弯矩M CV= Raxz·AC=1688.67*66=111452.22 N•mm M CH=306212.9 4 N•mmM CV=111452.2 2 N•mm垂直面弯矩图;合成弯矩 M C =2CV 2CHM M +=2222.11145294.306212+=325864.94 N•mm 合成弯矩图4)轴的扭矩T=222.7N •m=2.227×105 N •mm 轴的扭矩图:M C =325864.94 N•mmT=222700N •mm5)确定许用应力:因初选轴的材料为45#调质 查表13-1得σB =650Mpa σs =360M查表13-6得:〔σ+1〕bb =215Mpa,〔σ0〕bb =102Mpa, 〔σ-1〕bb =60Mpa∴α=〔σ-1〕bb /〔σ0〕bb =0.596）当量弯矩 M C =2(2)T M α+=()252X2.227X1059.0325864.94+=351357.48 N •mm 当量弯矩图7)校核轴径:校核C 截面直径 d C =[]()31C 1.0/M b e -σ=()360X 1.0/351357.48=38.83mm考虑该截面上键槽的影响，直径增加3％ d C =1.03•38.83=40mm结构设计确定的直径为48mm ，强度足够五、滚动轴承的选择与寿命验算 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5048.38N146001086.34260120.6282.110·60··'1616=⨯⨯⨯⨯==εε）（）（h t d L n f P f C （3）选择轴承型号查表11-5，选择6308轴承 Cr=29.5KN 由式11-3有146002913133820.622.129500186.3426010)(6010366>=⨯⨯⨯⨯==）（εP f C f n L d t h∴预期寿命足够。
课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书(CAD)
机械设计课程设计计算说明书CAD图一、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机械系设计者：学号：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4题号运输带拉力F2.2（KN）运输带速度V1.7（m/s）卷筒直径D420（mm）设计人员(对应学号)设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（１号图纸）2.轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）3.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。
1.电动机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 (KW)因此P d=FV/1000ηa (KW)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。
一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构_设计计算说明书
一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构_设计计算说明书
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图
1-大带轮；2-轴承；齿轮；4-轴
原始数据见表1-1。
表1-1 设计方案及原始数据
项目设计方案
3
轴输入功率KW
P 3.3
)
min
/
750
图2-2
图2-3
95000
93320
16320
图2-5
2-7，T=42020 N ?mm ，计算弯矩图如图2-8。
弯矩按脉动循环变化处理，α=0.6
错误！未找到引用源。
错误！未找到引用源。
错误！未找到引用源。
=98288 N ?mm
图2-7
图2-8
④确定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴的疲劳强度）计算计算应力：
左起阶梯轴一、二之间的截面直径最小d min = 25mm ，计算弯矩较大；受力点处截面d=35mm ，轴径不是最大但所受计算弯矩最大。
95000
93751
25212
98288
42020
97082
93751
=。
一级圆柱齿轮减速器设计说明书
机械课程设计任务书班级 姓名 学号题目：皮带运输机的 级 齿圆柱齿轮减速器设计 一、传动简图二、原始数据：输送带工作拉力F ＝ N ，滚筒直径D ＝ mm ，输送带速度V ＝ m/s 。
三、工作条件：单班制，连续单向运转，有轻度冲击，环境温度 °C 。
四、使用年限：寿命 。
五、输送带速度：允许误差±5%。
六、设计工作量1、减速器装配图1张〔A 1〕。
2、零件图1－3张〔A 2〕。
3、设计说明书1份。
滚筒输送带电动机带传动一级圆柱齿轮减速器联轴器目录1、传动方案拟定 (2)2、电动机的选择 (2)3、计算总传动比及分配各级的传动比 (4)4、运动参数及动力参数计算 (5)5、传动零件的设计计算 (6)6、轴的设计计算 (12)7、滚动轴承的选择及校核计算 (19)8、键联接的选择及计算 (22)9、设计参考资料目录10、结束语图12.2.3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，那么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。
F AZ=F BZ=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M C1=F Ay L/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：M C2=F AZ L/2=500.2×50=25N·m(4)绘制合弯矩图〔如图d〕M C=(M C12+M C22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m F BY =182.05N F AZ =500.2NM C1=9.1N·mM C2=25N·m M C =26.6N·m。
(全套)一级直齿圆柱齿轮减速器的设计说明书(doc内嵌CAD图纸)
目 录【内嵌文件提取方法：下载完整版DOC 个时候打开，双击DOC 文件内内嵌的文件的图标可直接编辑（需安装了AUTOCAD,编辑时就可选择另存文件到….）】下面为3个内嵌DWG 格式文件：分别为轴/齿轮/装配图C:\Documents and Settings\UC\Desktop\C:\Documents and Settings\UC\Desktop\C:\Documents and Settings\UC\Desktop\设计任务书……………………………………………………一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)二、V 带选择 (4)三．高速级齿轮传动设计 (6)四、轴的设计计算 .........................................................9 五、滚动轴承的选择及计算.............................................13 六、键联接的选择及校核计算..........................................14 七、联轴器的选择.........................................................14 八、减速器附件的选择 (14)九、润滑与密封............................................................15 十、设计小结...............................................................16 十一、参考资料目录 (16)说明书后附有关于减速器的一个附录设计题号：3 数据如下:已知带式输送滚筒直径320mm ，转矩T=130 N ·m ，带速 V=1.6m/s ，传动装置总效率为ŋ=82%。
一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速n ω,即5.953206.1100060100060≈⨯⨯=⨯=ππυωD n r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。
一级直齿圆柱齿轮减速器--机械设计基础课程设计计算说明书资料
南京工业大学机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器目录一．设计任务书 (1)二．传动系统方案的拟定 (1)三．电动机的选择 (1)四．传动比的分配 (2)五．传动系统的运动和动力参数计算 (3)六．传动零件的设计计算 (4)七．减速器轴的设计 (8)八．轴承的选择与校核 (15)九．键的选择与校核 (17)十．联轴器的选择 (19)十一．减速器润滑方式，润滑剂及密封装置 (19)十二．箱体结构的设计 (20)十三．设计小结 (22)十四．参考文献 (23)mm l 65= J.mm l l 4036== （7）挡油环min /102min /2.820513.205405r mm r mm n d ⋅⨯<⋅=⨯=⨯ 所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。
取3=10mm ∆ （8）轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如图所示：A ．决定作用在轴上的载荷： 圆周力N d T F t 4371721036.1572232=⨯⨯==（d 为小齿轮的节圆直径） 径向力N F F t r 159120tan 4371tan 0=⨯=⋅=α（α为啮合角）B ．决定支点反作用力及弯曲力矩：mm mm B l l a 1.120)235.06.5058(5.021=⨯++=++= mm l B b 74875.019235.05.07125.04=⨯++⨯=+++= mm B l l c 73235.0126875.05.0125.054=⨯+++⨯=+++= 支承反力N F F F t RCH RBH 5.218521===mm d 501=mm d 582= mm d 603=mm d 604=mm d 625= mm d 746= mm d 607=轴承代号为6312H.大齿轮宽度mmb8.821=，故取mml824=I.查手册P17表1-31得轴环宽度mmdhl4.81.04.14.145=⨯==，取mml95=J.mmll5136==（7）挡油环min/102min/2.260237.43605rmmrmmnd⋅⨯<⋅=⨯=⨯所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。
(完整)一级圆柱齿轮减速器说明书
一、设计课题:设计带式输送机运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作，单向运转载荷轻度震动,使用期限8年，每年350天，每天8小时，输送带运动速度误差不超过7%。
原始数据：设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（１号图纸）2.轴、齿轮零件图纸各一张(２号或３号图纸）3.设计说明书一份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，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：输送带功率P=6KW；带速V=1。
1m/s；滚筒直径D=180mm;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.1.电动机 2。
4。
连轴器 3。
圆柱齿轮减速器5。
滚筒 6.运输带=116。
7 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'=3～7。
故电动机转速的可选范为Nd=I’×n卷筒=（3～7)×116.7=350。
1～816.9r/min则符合这一范围的同步转速有：750 r/min根据容量和转速，由指导书表16—2查出Y系列750r/min电动机的具体型号为Y160L-8，额定功率为7.5KW，满载转速为720r/min.电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸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D×E装键部位尺寸 F×GD160645×418×385254×2541542×11012×41三、确定传动装置的传动比：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=n m/n=n m/n卷筒=720/116。
机械设计课程设计单级直齿圆柱齿轮减速器说明书
实用文档课程设计任务书课程设计题目：带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器（一）设计容1、电动机的选择与运动参数的计算2、齿轮传动的设计；3、轴的设计；4、绘制零件的工作图和装配图(1) 减速器的装配图(2) 绘制零件的工作图5、编写设计说明书(1)、目录；(2)、设计任务书；(3)、设计计算：详细的设计步骤与演算过程；(4)、对设计后的评价；(5)、参考文献资料。
（二）设计工作量1.减速器装配图一2.零件图二（轴一，齿轮一）3.设计说明一份。
目录传动方案拟定与说明 4电动机的选择 5齿轮传动的设计计算 8轴的设计计算 12减速器铸造机体结构尺寸计算结果表 18设计小结 21传动方案拟定与说明系统简图：原始数据：带工作拉力F=2000N，带速度V=2.4m/s，卷筒直径D450mm工作要求：每日两班制，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%电动机的选择1、电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2、电动机功率的选择（1）工作机所需功率Pw。
Pw=Fv/1000=(2000·2.4)/1000=4.8Kw（2）电动机输出功率Pd。
考虑传动装置的功率损耗，所需电动机的输出功率为Pd=Pw/η式中：η1. η2.，η3，η4为别为传动系统中联轴器、滚动轴承、齿轮传动与卷筒传动的效率，查表2-3，取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.96，则η=0.992·0.984·0.972·0.96=0.817所需电动机的输出功率为Pd=Pw/η=4.8/0.817=5.88Kw（2）确定电动机的额定功率Ped。
选定电动机的额定功率Ped=7.5Kw 3、选择电动机的转速计算工作机的转速n wn w=（60·1000·v）/πD=101.9r/min安表2-2推荐的传动比合理围，二级圆柱齿轮减速器传动比围是i’=8~40.则电动机转速的可选围为Nd=I’n w=*8~40）·101.9=815.2~4076Kw可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机都符合要求，查表14-1，初选同步转速1000r/min、1500r/min 的两种电动机进行比较，则为Y160M-6、Y132M-4，其传动比为9.81、14.72.因此电动机Y160M-6传动比小，选定电动机型号为Y160M-6。
一级减速器设计说明书(1)
机械设计课程设计说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号：学生姓名：指导老师：完成日期：设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器一、传动方案简图二、已知条件：1、有关原始数据：运输带的有效拉力：F=1.47 KN运输带速度：V=1.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、工作情况：使用期限8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳；3、工作环境：灰尘；4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。
三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1) 运动参数的计算，电动机的选择；3) 带传动的设计计算；2) 齿轮传动的设计计算；4) 轴的设计与强度计算；5) 滚动轴承的选择与校核；6) 键的选择与强度校核；7) 联轴器的选择。
3、设计绘图：1）减速器装配图一张；2）减速器零件图二张；目录一、传动方案的拟定及说明 .................................................................................... 错误!未定义书签。
二、电机的选择 ........................................................................................................ 错误!未定义书签。
1、电动机类型和结构型式............................................................................... 错误!未定义书签。
2、电动机容量 .................................................................................................. 错误!未定义书签。
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精密仪器课程设计设计题目：一级齿轮减速器班级： 13030341学号： 1303034125姓名: 杨晓建指导老师：张红艳目录一、电动机的选择 -———-——-———---—--—------—-—4二、传动比的分配—-——----——---—————--—--—-—5三、传动装置各轴的运动和动力参数—-——-—--- 5四、V带的设计与计算—-—----—----————-—----—7五、齿轮的选择 -—--———--———-------—-———-——- 10六、轴的设计-—-—-——-—--—-—--—--——-—————-—-—- 131、Ⅰ轴的设计（高速轴) ——--——--——-—-——- 132、Ⅱ轴的设计（低速轴） -——-—---————---—- 19七、减速箱的设计 -————---———-—--—-—----—--25八、润滑的选择 -——-—--—-—---—---—--—---—--26九、参考文献 -————--——--———---——---——----27精密仪器课程设计任务书1、设计：带式运输传动系统2、题目：要求：传动装置含有圆柱齿轮减速器3、原始：1）运输带工作拉力：F= 1789N2）运输带工作速度V=2m/s3）运输机卷筒直径D=400mm4、传动简图1、V带运动2、运动带3一级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、电动机 6、卷筒5、工作条件:连续单向运转，载荷平稳,空载起动,380/220V 的三相交流电源。
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初步轴承型号选择，齿轮两侧安装一对6207型（GB297-84）深沟球轴承。其宽度为17mm，左轴承用轴套定位，右轴承用轴肩定位。
该段轴径d3=35mm；
4）左起第四段，齿轮轴段：
取轴径d4=38mm，齿轮宽度B=80mm，则取l4=78mm；
5）左起第五段，轴环段：
取轴径d5=44mm，l5=10mm；
2）轴与两轴承为过盈配合，符号为Ф35H7/K6
3）直齿轮与轴，带轮与轴之间通过平键连接，通过查设计手册得键截面尺寸分别为b×h=10mm×8mm和8mm×7mm，齿轮处键槽长度为70mm，带轮处键槽长度为50mm，键槽深度分别为5mm、4mm。
其中，直齿轮采用平辐板铸造齿轮，参数如下：
齿轮分度圆直径：d=mz3=3×25=75mm
2以圆整后的轴径为基础，考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺性等要求，设计其余各轴段的直径长度如下：
1）大带轮开始左起第一段：
带轮尺寸为：ds=25mm，宽度L=65mm
并取第一段轴端段长为l1=63mm；
2）左起第二段，轴肩段：
轴肩段起定位作用，故取第二段轴径d2=30mm。由l2=s-l/2-10=57.5mm，取l2=57.5mm；
选择轴的材料：该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，故选择45优质碳素结构钢调制处理，
其机械性能由表8-1查得：σB=637MPa,σs=353MPa,σ-1=268MPa,
τ-1=155MPa
由表1-5查得：轴主要承受弯曲应力、扭转应力、表面状态为车削状态，弯曲时： ，扭转时： ；
（3）进行轴的结构设计：
带型号为A型
带根数z=4
l=160mms=100mm
d1=25.0mm
l1=63mm
d2=30mm
l2=57.5mm
d3=35mm
l3=52mm
d4=38mm
l4=78mm
d5=44mm
l5=10mm
d6=40mm
l6=21.5mm
d7=35mm
l7=20mm
d=75mm
da=81mm
df=67.5mm
齿轮齿顶圆直径：da=d+2ha×m=75+2×1.0×3=81mm
齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c)×m=75-2×1.25×3=67.5mm
齿轮基圆直径：db=dcosα=75×cos20°=70.78mm
圆周速度：v= dn/(60×1000)= ×75×750/(60×1000)=2.94m/s
1按扭转强度条件计算轴的最小直径dmin，然后按机械设计手册圆整成标准值：
由式（8-2）及表8-2[τT]=30MPa，A0=118
得dmin=A0 =118× =19.34mm,圆整后取dmin=20.0mm
计算所得为最小轴端处直径，由于该轴段需要开一个键槽，应将此处轴径增大3%~5%，即dmin=(1+5%)d=21.0,圆整后取dmin=25.0mm；
轻载冲击 =120MPa。
齿轮：Lc=L-b=70-10=60mm
σpc= =
带轮：Lc=L-b=50-8=42mm
两个键均满足强度要求。
P137表5-1
P=3.3Kw
n=750r/min
z3=25
m=3mm
α=20°
d=75mm
Ft=1121N
Fr=408N
P232表8-1
dmin=25.0mm
D=160mm
则可得： = =1172N
= =1004N
3绘制轴的弯矩图和扭矩图（如图2-3,2-4,2-5所示）
设计的轴的结构如图2-2所示
图2-2
水平面弯矩图为MH，垂直面弯矩为MV，合成弯矩为M
Ⅴ截面处的弯矩为：
水平面弯矩：MHV=0
垂直面弯矩：MVV=Q100=950100=95000Nmm
合成弯矩后MV=95000 Nmm
τmax=T/WT=42020/（0.2×303）=7.8MPa
τa=τm=τmax/2=3.9Mpa
绝对尺寸影响系数由附表1-4查得，εσ=0.88，εr=0.81，
表面质量系数由附表1-5插值得，βσ=0.92，βτ=0.92。
Ⅱ面的安全系数
取[S]=1.5~1.8，故S>[S]，Ⅱ面安全
校核Ⅶ和Ⅷ剖面疲劳强度，Ⅷ剖面因配合（H7/r6）引起的应力集中系数由附表1-1插值得，kσ=1.97，kτ=1.8。
Ⅵ剖面因过渡圆角引起应力集中系数，由附表1-2插值得
（D-d）/r=(38-35)/1=3，r/d=1/35=0.028，kσ=2.12，kτ=1.98
Ⅶ面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，kσ=1.86，kτ=1.62
故Ⅶ剖面按配合产生应力集中计算
MV =67766 Nmm
T=42020Nmm
[S]=1.5~1.8
S>[S]，安全。
（5）轴承寿命校核
已算出轴承支反力R1=1172N，R2=1004N。
向心轴承，当量动载荷P=fmR，R1＞R2，取fm=1.5，P=1758N，C=15300N
滚子轴承=10/3，则寿命 =3104h
（6）键连接按过盈配合连接计算
轴与齿轮、轴与带轮间均采用平键连接，键材料用45号钢，采用A型键
Mca3= =97082Nmm
Mca4=M1=93751Nmm
图2-7
图2-8
④确定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴的疲劳强度
1）计算计算应力：
左起阶梯轴一、二之间的截面直径最小dmin=25mm，计算弯矩较大；
轴承2受力点处截面d=35mm，轴径不是最大但所受计算弯矩最大。故此两处较危险，校核此两处。线性插值取近似值得：Mca5=48962 Nmm
σmax=MV/W=67766/（0.1×303）=25.1MPa
σα=σmax=25.1MPa
σm=0
τmax=T/W=42020/（0.2×303）=7.8 MPa
τm=τα=τmax/2=3.9 Mpa
εσ=0.81，ετ=0.76，βσ=0.92，βτ=0.92
Sσ= =
Sτ=
S= =16.2
6）左起第六段，轴肩段：
取轴径d6=40mm；
7）左起第七段，轴承段：
取轴径d7=35mm，l7=20mm；
8）确定l3，l6，轴套尺寸：
经计算，l3=52mm，l6=21.5mm，轴套外径取45mm。
9）轴承盖：
取螺钉数6个，d1=45mm，d3=8mm，b=10mm，h=10mm，e=1.2d3=9.6mm，D0=D+2.5d3=92mm，D4=D-(10~15)mm，则取D4=D-12=60mm，D1=68mm，D2=112mm，m=17mm；
Ⅲ剖面处计算应力σca=Mca5/W=31.3MPa
Ⅷ剖面处计算应力σca=Mca3/W=17.7MPa
由表8-3插值得[σb]-1=58.7MPa
σca<[σb]-1，故安全。
2）校核疲劳强度，计算其安全系数：
Ⅰ-Ⅹ截面均为有应力集中源的剖面,均可能是危险截面,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ剖面均为过渡圆角引起应力集中，计算弯矩值很接近，只验算Ⅱ面即可。Ⅰ剖面与Ⅱ剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数大的进行验算。Ⅶ和Ⅷ剖面相比较直径相同，Ⅷ剖面计算弯矩值较大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以Ⅶ剖面较危险，需进行验算。
校核Ⅱ面疲劳强度。Ⅱ面由键槽引起的应力集中系数，由附表1-1插值可得，kσ=1.82,kτ=1.60。
Ⅰ面因配合（H7/k6）引起的应力集中，系数由附表1-1插值可得，kσ=1.97，kτ=1.51。
Ⅲ剖面由过渡圆角引起的应力集中系数，由附表1-2可得，
(D-d)/r=(35-30)/1=5，r/d=1/30=0.033；kσ=1.98，kτ=1.63。故应按过渡圆角引起应力集中系数校核Ⅲ面。
由表5-6，选齿轮精度为8级。
4其余细部结构
考虑轴的结构工艺性，在轴的左端和右端均制成1×45°倒角，两端装轴承处为磨削加工，留有砂轮越程槽，为了便于加工，齿轮、带轮的键槽布置在同一母线上，并取同一截面尺寸。
（4）轴的疲劳强度校核
1绘制轴的受力图2-1
图2-1
2计算轴的支反力
水平面的支承反力：
=
=
垂直面的支承反力:
4
160
100
带传动轴压力
950
轴承旁螺栓直径
12
1、设计目的
通过完成轴系部分大作业，要求掌握：
（1）轴的结构设计过程；
（2）轴的强度计算方法；
（3）轴承的选型设计和寿命计算；
（4）轴承的组合结构设计方法和过程。
2、设计步骤
（1）根据已知条件计算传动件的作用力。
1选择直齿圆柱齿轮的材料：
传动无特殊要求，为便于制造采用软齿面齿轮，由表5-1，大齿轮采用45#钢正火，162~217HBS；
10）其它定位尺寸：
选用6207型轴承，其宽度为17mm，考虑到箱体的铸造误差及装配时留有必要的间隙，取齿轮端面至箱体壁间的距离为21.5mm，滚动轴承与箱内边距为10mm，轴承处箱体凸缘宽度应按箱盖与箱座连接螺栓尺寸及结构要求确定，暂取42mm。
3考虑轴上零件的周向固定，选择连接形式和配合符号
1）轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为Ф30H7/m6
一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构
设计计算说明书
题目1：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计（见图1）
图1
1-大带轮；2-轴承；3-齿轮；4-轴
原始数据见表1-1。
表1-1设计方案及原始数据
项目
设计方案