第一篇：減速機標準

各類型減速機標準

雙圓弧圓柱齒輪基本齒廓（GB/T12759-1991）

ZSY、ZSZ硬齒面中硬齒面圓柱齒輪減速機（JB/T8853-2001）LZ型彈性柱銷齒式聯軸器（GB/T5015-2003）

LZZ型帶制動輪彈性柱銷齒式聯軸器（GB/T5015-2003）LZJ型接中間軸彈性柱銷齒式聯軸器（GB/T5015-2003）LZD型錐形軸孔彈性柱銷齒式聯軸器（GB/T5015-2003）LX型彈性柱銷聯軸器（GB5014-2003）

LXZ型帶制動輪彈性柱銷聯軸器（GB5014-2003）YK系列圓錐—圓柱齒輪減速機（YB/T050-93）QJ－D型起重機底座式減速機（JB/T8905.2-1999）QJ型起重機減速機（JB/T89051-1999）

QJ－T型起重機套裝式減速機（JB/T8905.4-1999）QJ－L型起重機立式減速機（JB/T8905.3-1999）JPT型漸開線圓柱齒輪減速器（JB/T10244-2001）KPTH型漸開線圓柱齒輪減速器（JB/T10243-2001）GS系列高速漸開線圓柱齒輪箱（JB/T7514-94）S系列斜齒-蝸桿減速器（Q/ZTB04-2000）PGB型立式行星齒輪減速器（GB/T11870-1989）諧波齒輪減速器（SJ2604-85）滾柱活齒減速器（JB/T6137-92）

ZY、ZZ系列圓柱齒輪減速器（JB/T8853-1999）ZQ、ZQH型圓柱齒輪減速器（JB1585-75）TP型平面包絡環面蝸輪減速器（JB/T9051-1999）圓柱齒輪減速器標準中心距（GB/T10090-1988）

ZLY、ZLZ硬齒面中硬齒面圓柱齒輪減速機（JB/T8853-2001）ZDY、ZDZ硬齒面中硬齒面圓柱齒輪減速機（JB/T8853-2001）CW系列圓弧圓柱蝸桿減速器（JB/T7935-1999）ZC1型雙級蝸桿及齒輪-蝸桿減速器（JB/T7008-1993）SCW軸裝式圓弧圓柱蝸桿減速機（JB/T6387-1992）WD型圓柱蝸桿減速機（JB/ZQ4390-79）CW系列圓弧圓柱蝸桿減速器（GB9147-88）WH系列圓弧圓柱蝸桿減速機（JB2318-79）SB系列雙擺線針輪減速機（JB/T5561-1991）Z系列行星擺線針輪減速機（JB/T2982-1994）帶輪的材質、表面粗糙度及平衡（GB11357-89）普通V帶（GB1171-89）

V帶傳動額定功率的計算（GB11355-89）錐齒輪膠合承載能力計算方法（GB11367-89）船用立式行星減速器（GB11870-89）NGW型行星齒輪減速器（JB1799-76）平面包絡環面蝸桿減速器（ZBJ19021-89）齒輪加工工藝守則（JB/Z307.9-88）

圓柱齒輪減速器通用技術條件（ZBJ19009-88）ZK行星齒輪減速器（ZBJ19018-89）圓弧圓柱蝸桿減速器（GB9147-88）圓柱蝸桿減速器（JB/ZQ4390-86）圓柱齒輪減速器（ZBJ19004-88）

圓錐齒輪減速器箱體形位公差（JB/ZQ4283-86）圓柱齒輪減速器箱體形位公差（JB/ZQ4282-86）漸開線行星齒輪減速器產品質量分等（JB/ZQ8067-89）平面二次包絡環面蝸桿傳動的精度（ZBJ19021-89）圓弧圓柱齒輪精度（JB4021-85）

齒輪孔與軸的輕熱壓配合（帶鍵）（JB/ZQ4285-86）插齒、滾齒退刀槽（JB/ZQ4239-86）齒輪的畫法（GB4459.2-84）

圓柱形與圓錐形軸伸（GB1569-90、GB1570-90）錐齒輪承載能力計算方法（GB10062-88）

小模數圓柱齒輪減速器通用技術條件（GB/T12473-90）小模數漸開線圓柱齒輪精度（GB2363-90）

平面二次包絡環面蝸桿減速器系列、潤滑和承載能力（GB/T16444-1996）平面二次包絡環面蝸桿傳動術語（GB/T16442-1996）平面二次包絡環面蝸桿傳動精度（GB/T16445-1996）平面二次包絡環面蝸桿傳動幾何要素代號（GB/T16443-1996）漸開線圓柱齒輪精度（GB10095-88）

漸開線圓柱齒輪膠合承載能力計算方法（GB6413-86）漸開線圓柱齒輪 基本齒廓（GB1358-88）漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法（GB3480-83）齒輪輪齒損傷的術語、特征和原因（GB3481-83）齒輪幾何要素代號（GB/T2821-92）

工業閉式齒輪的潤滑油選用方法（JB/T8831-2001）齒輪傳動裝置清潔度（JB/T77929-19999）高速漸開線圓柱齒輪箱（JB/T7514-94）齒輪裝置質量檢驗總則（JB/T6078-92）通用齒輪裝置 型式試驗方法（JB/T5077—91）齒輪裝置噪聲評價（JB/T507-91）

工業用閉式齒輪傳動裝置（GB/Z19414-2003）齒輪磨削后表面回火的浸蝕檢驗（GB/T17879-1999）齒輪裝置效率測定方法（GB/T14231-93）齒輪彎曲疲勞強度試驗方法（GB/T14230-93）齒輪接觸疲勞強度試驗方法（GB/T14229-93）齒輪膠合承載能力試驗方法（GB/T13672-92）透平齒輪傳動裝置技術條件（GB8542-87）齒輪裝置噪聲及功率級測定方法（GB6404-86）齒輪碳氮共滲工藝及質量控制（JB/T9173-1999）齒輪滲氮、氮碳共滲工藝及質量控制（JB/T9172-1999）齒輪火焰及感應淬火工藝及其質量控制（JB/T9171-1999）齒輪氣體滲碳熱處理工藝及其質量控制（JB/T7516-94）齒輪調質工藝及其質量控制（JB/T6077-92）重載齒輪 失效判據（JB/T5664-91）

高速齒輪材料選擇及熱處理質量控制的一般規定（JB/T5078-91）齒輪材料及熱處理質量檢驗的一般規定（GB/T8539-2000）行星傳動基本術語（GB11366-89）

擺線針輪行星傳動 幾何要素代號（GB10107.3-88）擺線針輪行星傳動 圖示方法（GB10107.2-88）擺線針輪行星傳動 基本術語（GB10107.1-88）

SWL蝸輪螺桿升降機型式、參數與尺寸（JB/T8809-1998）直廓環面蝸桿、蝸輪精度（GB/T16848-1997）

圓柱蝸桿、蝸輪圖樣上應注明的尺寸數據（GB/T12760-91）小模數圓柱蝸桿、蝸輪精度（GB10227-88）小模數圓柱蝸桿基本齒廓（GB10226-88）圓柱蝸桿、蝸輪精度（GB10089-88）圓柱蝸桿模數和直徑（GB10088-88）圓柱蝸桿基本齒廓（GB10087-88）

圓柱蝸桿、蝸輪術語及代號（GB100086-88）圓柱蝸桿傳動基本參數（GB10085-88）錐齒輪圖樣上應注明的尺寸數據（GB12371-90）錐齒輪和準雙曲面齒輪術語（GB12370-90）直齒及斜齒錐齒輪基本齒廓（GB12369-90）錐齒輪模數（GB12368-90）

錐齒輪和準雙曲面齒輪精度（GB11365-89）小模數錐齒輪精度（GB10225-88）小模數錐齒輪基本齒廓（GB10024-88）

錐齒輪承載能力計算方法 齒根彎曲強度計算（GB/T10062.3-2003）

錐齒輪承載能力計算方法 齒面接觸疲勞（點蝕）強度計算（GB/T10062.2-2003）錐齒輪承載能力計算方法 概述和通用影響系數（GB/T10062.1-2003）圓弧圓柱齒輪精度（GB/T15753-1995）圓弧圓柱齒輪基本術語（GB/T15752-1995）雙圓弧圓柱齒輪承載能力計算方法（GB/T13799-92）

高速漸開線圓柱齒輪和類似要求齒輪承載能力計算方法（JB/T8830-2001）漸開線直齒和斜齒圓柱齒輪承載能力計算方法 工業齒輪應用（GB/T19406-2003）圓柱齒輪 檢驗實施規范 表面結構和輪齒接觸斑點的檢驗（GB/Z18620.4-2002）圓柱齒輪 檢驗實施規范 齒輪坯、軸中心距和軸線平行度（GB/Z18620.3-2002）圓柱齒輪檢驗實施規范 徑向綜合偏差、徑向跳動、齒厚和側隙的檢驗（GB/Z18620.2-2 圓柱齒輪檢驗實施規范 輪齒同側齒面的檢驗（GB/Z18620.1-2002）漸開線圓柱齒輪精度檢驗規范（GB/T13924-92）齒條精度（GB10096-88）

漸開線圓柱齒輪精度 徑向綜合偏差與徑向跳動的定義和允許值（GB/T10095.2-2001 漸開線圓柱齒輪精度 輪齒同側齒面偏差的定義和允許值（GB/T10095.1-2001）通用機械漸開線圓柱齒輪承載能力簡化計算方法（GB10063-88）齒輪螺旋線樣板（GB/T6468-2001）齒輪漸開線樣板（GB/T6467-2001）

漸開線圓柱齒輪圖樣上應注明的尺寸數據（GB/T6467-2001）

圓柱齒輪、錐齒輪和準雙曲面齒輪膠合承載能力計算方法積分溫度法（GB/Z6413.2-200 圓柱齒輪、錐齒輪和準雙曲面齒輪膠合承載能力計算方法閃溫法（GB/Z6413.1-2003）漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法（GB/T3480-1997）

通用機械和重型機械用圓柱齒輪標準基本齒條齒廓（GB/T1356-2001）諧波齒輪傳動基本術語（GB/T12601-90）齒輪輪齒磨損和損傷術語（GB/T3481-1997）齒輪基本術語（GB/T3374-92）

平面二次包絡環面蝸桿減速器技術條件（GB/T16446-1996）蝸桿減速器加載試驗方法（JB5558-91）

機械無級變速器分類及型號編制方法（JB/T7683-95）機械無級變速器試驗方法（JB/T7346-94）擺線針輪減速機噪聲測定方法（JB/T7253-94）驗收試驗中齒輪裝置機械振動的測定（GB8543-87）圓柱齒輪減速器加載試驗方法（JB/T9050.3-1999）圓柱齒輪減速器接觸斑點測定方法（JB/T9050.2-1999）圓柱齒輪減速器通用技術條件（JB/T9050.1-1999）

擺線針輪減速機承載能力及傳動效率測定方法（JB/T5288.3-91）圓柱齒輪減速器基本參數（GB10090-88）少齒數漸開線圓柱齒輪減速器（JB/T5560-91）擺線針輪減速機清潔度測定方法（JB/T5288.2-91）擺線針輪減速機溫升測定方法（JB/T5288.1-91）齒輪幾何要素代號（GB/T2821-2003）

小模數漸開線圓柱齒輪基本齒廓（BG/T2362-1990）漸開線圓柱齒輪模數（GB/T1357-1987）圓弧圓柱齒輪模數（GB/T1840-1980）全封閉甘蔗壓榨機減速器（JB/T6121-92）輥道電機減速器(JB/T5562-91)諧波傳動減速器(GB/T 14118-93)機械式聯軸器選用計算（JB/T 7511-94）聯軸器術語（GB/T 3931-1997）

緊固件機械性能螺母粗牙螺紋（GB/T3098.2-2000）螺紋緊固件應力面積和承載面積（GB/T16823.1-1997）

螺栓、螺釘賀螺柱的公稱長度和普通螺栓的螺紋長度（GB3106-82）螺紋緊固件電鍍層（GB5267-85）

鋼結構用扭剪型高強度螺栓連接副技術條件（GB/T3633-1995）鋼結構用扭剪型高強度螺栓連接副（GB/T3262-1995）

鋼結構用高強度大六角頭螺栓、大六角螺母、墊圈技術條件（GB1231-91）鋼結構用高強度大六角螺母（GB/T1229-91）鋼結構用高強度大六角螺栓（GB/T1228-91）等長雙頭螺柱C級（GB953-88）等長雙頭螺柱B級（GB901-88）鋼結構用高強度墊圈（GB/T1230-91）地腳螺栓（GB799-88）雙頭螺柱（GB897-88）

緊固件驗收檢查、標志與包裝（GB90-85）ZK行星齒輪減速機（JB/T 9043.1－1999）機械式聯軸器公稱扭矩系列（GB3507-83）

第二篇：減速機維修標準

減速機維修標準

減速機在使用一段時間后，為保證其安全工作需進行檢修，很多時候檢修者并非專業技術人員，那么該怎么判定其是否達標？小編整理出了減速機維修檢驗標準，按照下列標準進行參考，基本上可以讓非技術人員對減速機進行正確判斷。

一、標準件部分

1、齒輪的嚙合面積一定要符合要求，軸水平度、平行度的誤差也應在保證嚙合面積的前提下進行適當的調整。

2、齒輪各軸應平行且水平，其平行度、水平度誤差不應大于0.04mm。

二、外殼及安裝檢查

1、箱體與底座接觸良好，箱體不得有裂紋和嚴重沙眼，用煤油裝入箱體，檢查不得有滲漏；各結合面嚴密不漏油(可用0.05mm厚塞尺檢查)。

2、縱向水平度可按聯軸器中心標高測定，其允差為±0.04/1000。

3、橫向水平度在下箱加工面上測定，其允差為±0.04/1000。

4、底座與基礎的接觸面間隙允差為0.1mm，否則用調整墊片調整，不允許用緊固螺栓的辦法消除間隙。

5、各連接螺栓應緊固，防松墊圈等不得有遺漏，不合適的螺栓、螺帽要及時更換。

6、修理外殼時要更換所有的墊片和填料，結合面必須平滑。油位要合適，油質要清潔，沒有漏油現象。

7、箱體內有冷卻水管的減速機，水管應暢通并按工作壓力的1.5倍做水壓試驗，不得有滲漏。

三、試運轉

運轉時減速機聲音正常無異音，軸承溫度正常，合金軸承

不應高于65℃，銅瓦、滾動軸承不應高于70℃；運轉平穩不振動，在軸承處測量間隙不應大于0.06mm；檢查孔、油位計、軸承蓋、油管等無泄漏。

大家都知道保養對延長機器的使用壽命很重要，減速機也不例外，減速機正確的保養方法有：

(1)、所有減速機嚴禁帶負荷啟動。更換配件后必須經過磨合和負荷試車后，才能正常使用。

(2)、減速機在使用過程中，應密切注意各傳動部分的轉動靈活性，對使用過程中發現的異常聲音及高溫現象應及時通知維修人員。

(3)、經常檢查螺栓牢固程度和油量，油位低于油標尺的下刻度線時應及時通知維修人員進行補油。

(4)、為使減速機易于散熱，應保持表面清潔，通氣孔不得堵塞。

(5)、應對運行中的減速機每小時巡檢一次，注意觀察油泵供（立式擺線減速機）油情況。對油溫過高造成油管斷裂的減速機應進行重點巡查。

礦中機械整理提供

第三篇：減速機生產廠家

1、上海錫藍減速機

上海錫藍減速機有限公司是專業制造減速機廠家之一,擁有國際同行中最先進的制造和檢測設備。十幾年來,通過自主開發和引進,美、日、德、意等國先進技術,形成了六萬余各種規格的主導產品和千余種專用產品。產品覆蓋冶金、礦山、起重、建筑、運輸、化工、輕紡、食品、醫藥、印刷、橡塑及國防等行業。

主導產品:H、B系列工業齒輪箱、P系列工業齒輪箱、R系列斜齒輪減速機、S系列斜齒輪-蝸輪減速機、F系列平行軸斜齒輪減速機、K系列斜齒輪-錐齒輪減速機、T系列螺旋錐齒輪轉向箱、X.B擺線針輪減速機、RV系列蝸輪蝸桿減速機、WB微型擺線針輪減速機、MB行星摩擦式機械無級變速器、SWL系列蝸輪絲桿升降機、WP系列蝸輪蝸桿減速機、MB無級變速器與X、F、R、S、K、RV系列的組合。ZDY、ZLY、ZSY硬齒面圓柱齒輪減速機、JZQ、ZD、系列圓柱齒輪減速機等數千種規格的產品，是目前國際上工業動力傳輸領域最普遍采用的減速驅動裝置。

加工設備:德國克林貝格蝸桿磨床、德國普發特滾齒機、日本加工中心數控處理設備、數控蝸桿砂輪磨齒機、數控剃齒機、數控滾刀刃磨床等??

上海錫藍減速機有限公司銘刻:堅持以質量為根本,以信譽求發展,向國內外用戶提供可信性的產品為宗旨,不斷引進新設備新技術,并有最優秀的人才投入開發與研究,使企業具備了趕超先進水平的技術實力,使產品的技術性能、內部結構和外觀造型都具有優良的品質。企業的各類產品銷往全國各地,出口東南亞、新加坡、香港等地。

優秀的員工團隊,雄厚的研發能力,先進的加工設備,完善的銷售網絡,嚴格的質保體系,賦予震威公司充滿未來,也給客戶最大的信心保證,讓我們攜手共創輝煌的明天!

2、泰隆減速機

江蘇泰隆減速機股份有限公司現擁有總資產9.15億元，固定資產6.92億元，占地面積80 萬平方米，員工3000多人，專業工程技術人員1100 人。從美國、德國、日本、俄羅斯、奧地利等國家引進的大型數控磨齒機、大型數控鏜銑床、蝸桿磨床、加工中心、碳氮共滲爐等一批高精尖的生產設備和檢測設備占48%，加工工件直徑最大達到5米，生產的單臺減速機最大達120 噸。建立了全國同行業中檢測功能最全、儀器最先進的2000kW 測試中心，創建了江蘇省技術中心、江蘇省傳動機械與控制工程技術研究中心、泰隆集團-哈工大工程技術研究中心、博士后科研工作站。公司的主打產品減速機在原有十幾個系列，幾十萬種規格的基礎上，采用先進的模塊化、點線嚙合等技術開發出了TL模塊化齒輪減速電機、TXP 行星模塊化減

速器、重載模塊化齒輪減速器、點線嚙合減速器、立式磨機及邊緣傳動磨機齒輪箱、鋁冶行業的聯合開卷

卷取齒輪箱、三環減速器、星輪減速器、風電齒輪箱、水力發電變速裝置、核電循環水泵驅動變速裝置等高新技術產品，以及各類特殊非標齒輪箱。泰隆工業園區已經成為國內最大的鋼簾線設備生產基地，雙葉、三葉羅茨風機及高溫風機批量出口東南亞及歐美。

3、通力減速機

浙江通力重型齒輪股份有限公司（原通力減速機有限公司）是一家從事通用減速機、風力發電齒輪箱

及重載齒輪箱研發、制造、銷售的專業性公司。產品被評為浙江省名牌產品，公司先后榮獲國家重點高新技術企業、全國誠信守法企業、浙江省著名商標、浙江省技術創新優秀企業等榮譽稱號。

4、宇減減速機

上海宇減傳動機械有限公司（原山東德州德奧減速機廠），老廠成立于2002年, 內部分為蝸輪蝸桿部、齒輪部和攪拌部。產品分十幾類上百個型號，公司生產的減速機特點：承載能力強，按裝方便，外型美觀，傳動平穩，噪聲小，模塊化設計，并能代替國外產品。產品通過ISO9001：2000 國際質量體系認證，暢銷全國，受到廣大用戶的一致好評。宇減傳動機械有限公司是一家專業從事蝸輪蝸桿減速機、RSKF 四大系列減速機、硬齒面齒輪減速機、齒輪減速機加工、蝸輪蝸桿加工、RV 蝸輪蝸桿減速機、絲桿升降機、擺

線針輪減速機、精密無間隙減速機、蝸輪蝸桿副、攪拌設備、污水處理設備、脫硫脫銷設備及各種環保設備的研發、生產、工程承包、技術服務、設計、制造的專業公司。

宇減減速機主要有蝸輪蝸桿減速機、齒輪減速機、RSKF 四大系列減速機、平面二次包絡減速機、軟

硬齒面齒輪減速機、絲桿升降機、太陽能回轉減速機、回轉支承、精密無間隙減速機、蝸輪蝸桿副、無噪

音無間隙減速機、減速機配件、蝸輪蝸桿加工、聯軸器、機械密封、攪拌器、攪拌裝置、攪拌設備、濃密

機、脫硫塔、選礦設備、常壓容器等機械產品。在電力、煤炭、水泥、冶金、港口、船舶、起重、環保、舞臺、物流、紡織、造紙、輕工、塑料等領域應用較多。

5、泰星減速機

泰星減速機股份有限公司（江蘇省泰興減速機廠），現已成為中國最大的減速機生產基地，中國機械工業500強重點企業。現有員工近3000人，其中工程技術人員286人，占地38 萬平方米，擁有固定資產3.8億元，已形成年產20方臺減速機的規模。公司以一流的管理、一流的質量、一流的技術、一流的產品、一流的服務聞名全國，各項經濟技術指標連續16 年雄居全國同行榜首。泰星牌減速機榮獲中國名牌產品、中國減速機行業唯一的國家“121”重點保護名優產品、全國用戶滿意產品，贏得了國家重點工程、重點企業、重點項目的青睞。企業獲得了科學管理先進企業、全國創名牌重點企業、全國科學管理示范基地、江蘇省文明單位等榮譽稱號。

第四篇：一級減速機課程設計

僅供參考

一、傳動方案擬定

第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

（1）工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。（2）原始數據：滾筒圓周力F=2.2KN；帶速V=2m/s； 滾筒直徑D=350mm。

運動簡圖

二、電動機的選擇

1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機。

2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86(2)電機所需的工作功率： Pd=FV/1000η總

=2200×2.0/1000×0.86 =3.784KW

3、確定電動機轉速： 滾筒軸的工作轉速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表

方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比

KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比（1）取i帶=3（2）∵i總=i齒×i 帶π ∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、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[1]P189表10-8得：kA=1.2

P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 據PC=3.3KW和n1=473.33r/min 由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由課本[1]P190表10-9，取dd2=280 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000

=7.06m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。（3）確定帶長和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm 確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm

(4)

驗算小帶輪包角 α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（適用）

（5）

確定帶的根數

單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得

P1=1.4KW i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得

△P1=0.17KW 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99] =2.26(取3根)

(6)

計算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 則作用在軸承的壓力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；

精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1(3)轉矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)載荷系數k : 取k=1.2(5)許用接觸應力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得： σHlim1=610Mpa

σHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取課本[1]P79標準模數第一數列上的值，m=2.5(6)校核齒根彎曲疲勞強度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm

b1=60mm(7)復合齒形因數YFs

由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)許用彎曲應力[σbb] 根據課本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1

YN2=1 彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 計算得彎曲疲勞許用應力為

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核計算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 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 a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(10)計算齒輪的圓周速度V 計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算

從動軸設計

1、選擇軸的材料

確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。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=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標準，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結構設計

軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。

（1）、聯軸器的選擇

可采用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸 承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通 過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合 分別實現軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm 齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5 滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.(5）確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：d1=35mm

長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm, 寬度為19mm.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寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直徑d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=50mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm ②求轉矩：已知T2=198.58N?m ③求圓周力：Ft 根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求徑向力Fr 根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(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：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 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 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）

轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危險截面C的強度 由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。

主動軸的設計

1、選擇軸的材料

確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。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=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通 過兩端軸承蓋實現軸向定位，確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm, 寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=50mm ②求轉矩：已知T=53.26N?m ③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m(6)校核危險截面C的強度 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠

（7）滾動軸承的選擇及校核計算

一從動軸上的軸承 根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初選的軸承的型號為: 6209，查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN，查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系數x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根據課本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據課本P264表（14-12）取f P=1.5 根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=1624N ∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6209型的Cr=31500N 由課本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:

(1)由初選的軸承的型號為:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm, 基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN，查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承預計壽命 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=711.8N

FA2=FS2=711.8N(3)求系數x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根據課本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據課本P264表（14-12）取f P=1.5 根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)軸承壽命計算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6206型的Cr=19500N 由課本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算 1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6 高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79 大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79 軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79 2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm 圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此擠壓強度足夠

剪切強度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切強度足夠

鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，并且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~

1、減速器附件的選擇 通氣器

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

選用游標尺M12 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5 根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號： 起蓋螺釘型號：GB/T5780

M18×30,材料Q235 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱體的主要尺寸： ：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625

取z=8

(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5

(取14)

(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55×

18=9.9

(取10)

(10)連接螺栓d2的間距L=150-200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)

Df.d2

(16)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm

(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準，一般取S＝D2.九、潤滑與密封 1.齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3.潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結 課程設計體會

課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！

課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

第五篇：一級減速機課程設計

僅供參考

一、傳動方案擬定

第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

（1）工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。（2）原始數據：滾筒圓周力F=1.6KN；帶速V=1.6m/s； 滾筒直徑D=240mm。

運動簡圖

二、電動機的選擇

1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機。

2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒 =0.96×0.98×0.97×0.98×0.99×o.96 =0.85(2)電機所需的工作功率： Pd=FV/1000η總

=1600×1.6/1000×0.85 =3.01KW

3、確定電動機轉速： 滾筒軸的工作轉速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.6/π×600 =44.59r/min

根據查表得到的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由查表得出有三種適用的電動機型號。如下表

方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比

KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比（1）取i帶=3（2）∵i總=i齒×i 帶π ∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、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

由查表可得10-8得：kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.76=3.3 據PC=3.3KW和n1 由圖可知：選用A型V帶=473.33r/min KW P=2.76KW（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由查表可得，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由查表可得，取dd2=280 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000

=7.06m/s 在5~25m/s范圍內，帶速合適。（3）確定帶長和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 由查表可選取相近的Ld=1600mm 確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm

(4)

驗算小帶輪包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（適用）

（5）

確定帶的根數

單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得

P1=1.4KW i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得

△P1=0.17KW 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查表得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99] =2.26(取3根)

(6)

計算軸上壓力

由由查表可得q=0.1kg/m，由單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 則作用在軸承的壓力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查表選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS； 精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由表取φd=1.1(3)轉矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)載荷系數k : 取k=1.2(5)許用接觸應力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由圖查得： σHlim1=610Mpa

σHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查圖中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取標準模數第一數列上的值，m=2.5(6)校核齒根彎曲疲勞強度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm

b1=60mm(7)復合齒形因數YFs

由圖得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)許用彎曲應力[σbb] 根據課本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由圖得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由圖得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1

YN2=1 彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 計算得彎曲疲勞許用應力為

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核計算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 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 a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(10)計算齒輪的圓周速度V 計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算

從動軸設計

1、選擇軸的材料

確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查表可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標準，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結構設計

軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。

（1）、聯軸器的選擇

可采用彈性柱銷聯軸器，查表可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸 承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通 過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合 分別實現軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm 齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5 滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.(5）確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：d1=35mm

長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm, 寬度為19mm.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寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直徑d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=50mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm ②求轉矩：已知T2=198.58N?m ③求圓周力：Ft 根據公式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求徑向力Fr 根據公式得

Fr=Ft×tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(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：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 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 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）

轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危險截面C的強度 由公式

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。

主動軸的設計

1、選擇軸的材料

確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查表可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通 過兩端軸承蓋實現軸向定位，確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm, 寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=50mm ②求轉矩：已知T=53.26N?m ③求圓周力Ft：根據公式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求徑向力Fr根據公式得

Fr=Ft×tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面彎矩為

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)計算當量彎矩：得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m(6)校核危險截面C的強度 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此軸強度足夠

（7）滾動軸承的選擇及校核計算

一從動軸上的軸承 根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初選的軸承的型號為: 6209，查表可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN，查表可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系數x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根據表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據表取f P=1.5 根據公式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)軸承壽命計算

∵P1=P2 故取P=1624N ∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6209型的Cr=31500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:

(1)由初選的軸承的型號為:6206

查表可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm，基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN，查表可知極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承預計壽命 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N 得軸承內部軸向力

FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=711.8N

FA2=FS2=711.8N(3)求系數x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根據表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據表取f P=1.5 根據公式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)軸承壽命計算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6206型的Cr=19500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算 1．根據軸徑的尺寸，高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79 大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79 軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79 2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm 圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此擠壓強度足夠

剪切強度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切強度足夠

鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，并且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~

1、減速器附件的選擇 通氣器

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

選用游標尺M12 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5 根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號： 起蓋螺釘型號：GB/T5780

M18×30,材料Q235 高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱體的主要尺寸： ：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625

取z=8

(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5

(取14)

(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55×

18=9.9

(取10)

(10)連接螺栓d2的間距L=150-200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)

Df.d2

(16)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm

(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉為準，一般取S＝D2.九、潤滑與密封 1.齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3.潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結 課程設計體會

課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！

課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。