㈠ 振動篩的設計要點
篩面的寬度和長度的選擇
篩面的寬度和長度是篩分機很重要的一個工藝參數。一般說來，篩面的寬度決定著篩分機的處理能力，篩面的長度決定著篩分機的篩分效率，因此，正確選擇篩面的寬度和長度，對提高篩分機的生產能力和篩分效率是很重要的。
篩面的寬度不僅受篩分機處理能力的影響，還受篩分機結構強度的影響。寬度越大，必然加大了篩分機的規格，篩分機的結構強度上需要解決的問題越多也越難，所以篩面的寬度不能任意增加。目前我國振動篩的最大寬度為3.6m；共振篩的最大寬度為4m。
篩面的長度影響被篩物料在篩面上的停留時間。篩分試驗表明，篩分時間稍有增加，就有許多小於篩孔的顆粒，大量穿越篩孔面透篩，所以篩分效率增加很快。試驗結果表明，篩面越長，物料在篩面上停留的時間越久，所得的篩分效率越高。
但是隨著篩分時間的增長，篩面上的易篩顆粒越來越少，留下的大部分是「難篩顆粒」，即物料的粒度尺寸接近篩孔尺寸的這些顆粒。這些難篩顆粒的透篩，需要較長的時間，篩分效率的增加越來越慢。所以，篩面長度只在一定范圍內，對提高篩分效率起作用，不能過度加長篩面長度，不然會致使篩分機結構笨重，達不到預期的效果。
一般來說，篩面長度和寬度的比值為2~3。對於粗粒級物料的篩分，篩面長度為3.5~4m；對於中細粒級物料的篩分，篩面長度為5~6m；對於物料的脫水和脫介篩分，篩面長度為6~7m；預先篩分的篩面可短些，最終篩分的篩面應長些。
各國篩分機的寬度和長度尺寸系列，多數採用等差級數。它特點是：使用比較方便，尾數比較整齊。但是由於等差級數的相對差不均衡，隨著數列的增長，相對差就會急劇下降，因此，在有的篩分機系列中，只能採用兩種級數公差。
這里選金屬絲編制篩面，取篩孔尺寸為8mm，輕型鋼絲直徑d為2mm，開孔率選取為64%，長、寬比取3：1。
圓振動篩處理量的計算：
公式近似計算[7]： （4-1）
式中： ——按給料計算的處理量(t／h)；
M——篩分效率修正系數，見表4—10[7]；M也可按以下公式計算：
M＝
——篩分效率；
——單位面積容積處理量(/·h)，見表4-11[7]；
——篩面計算寬度(m)；
＝0.95B；
B——實際篩面寬度(m)；
L——篩面工作長度(m)；
——物料的鬆散密度(t／)。
經表4-10[7]和表4-11[7]，取篩分效率為98％時的M為0.27，為1.1，為13.30/·h，Q＝0.5T/h，根據實際要求取篩面長度為寬度的三倍，即：L＝2B，＝0.95B，則：
所以 B=
取篩面的寬為330mm，長為660mm，篩面的傾斜角為20°。如圖：
電動機的選取與計算
如何合理的選擇和計算篩分電動機的傳動功率，是有重要意義的。傳動功率選擇得合適，就能保證篩分機的正常運轉。篩分機電動機功率的計算，有數種不同的辦法，下面的計算公式是其中之一[7]。
P= (4-2)
式中 P——電動機的計算功率（KW）；
——參振質量（kg）；
——振幅（m）；
n——振動次數（r/min）；
d——軸承次數（m）；
C——阻尼系數，一般取C=0.2；
f——軸承摩擦系數，對滾動軸承取f=0.005；
——傳動效率，取=0.95。
根據實踐經驗，一般按下列范圍選取振幅：
圓振動篩 =2.5~4mm
這里我們任取=3mm，n=600r/min，P=5kw，d=50mm；
試求=
計算得出參振質量太大，勢必造成製造成本增大，所以，不與採用，現將P取為0.5kw，計算得出為1500.9kg，比較適合。查機械設計課程設計手冊（表12-1）[1]
，選取電動機Y801-4型，功率P為0.55kw，轉速為1390r/min，質量m=17kg。如圖：
圖4-2 電動機
軸承的選擇與計算1.1軸承的選擇
根據振動篩的工作特點，應選用大游隙單列向心圓柱滾子軸承。
取軸承內徑d=50mm，振動篩振動時，軸及軸承將受到較大的徑向承載力，而軸向力相對而言比較小，因此這里採用圓柱滾子軸承。
當量動載荷P（）的一般計算公式為
P=X (4-3)
式中，X、Y分別為徑向動載荷系數和軸向動載荷系數，其值見參考文獻[2]表13-5。由表所示：X=1，Y=0；
所以：P=
實際上，在許多支撐中還會出項一些附載入荷，如沖擊力、不平衡作用力、慣性力以及軸繞曲或軸承座變形產生的附加力等等。為了計及這些影響，可對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數，其值參見參考文獻[2]表13-6。故實際計算時，軸承的當量動載荷應為：
P=
取=1.2，故： P=
=1.2
=17.65kw
滾動軸承壽命計算：
軸承基本額定壽命 (4-4)
n代表軸承的轉速（單位為r/min），為指數，對於球軸承，=3，對於滾子軸承，=。查機械課程設計手冊得C=69.2KN。
=
=2639.8h
計算得出來的壽命符合設計要求，故軸承內徑d取50mm，查機械課程設計手冊可得：D=90mm，B=20mm。如圖：
圖4-3 軸承
1.2軸承的壽命計算
軸承的壽命公式為：
=() (6-4)
式中: 的單位為10r
——為指數。對於球軸承，=3；對於滾子軸承，=10/3。
計算時，用小時數表示壽命比較方便。這時可將公式(4.1)改寫。則以小時數表示的軸承壽命為： =() (6-5)
式中：
——基本額定動載荷=125.74KN
——軸承轉數
——當量動負荷
選取額定壽命為6000h。
將已知數據代入公式(4.2)得：
==15249h>6000h 滿足使用要求。
因此設計中選用軸承的使用壽命為15249小時。
帶輪的設計與計算
已知大帶輪的轉速為600r/min，電動機功率為P=0.55kw，轉速為1390r/min。
小帶輪==1390r/min，所以傳動比i=
這里取傳動比i為2.3，每天工作8小時。
4.4.1 確定計算功率
由表8-7查得工作情況系數=1.2，故
=P=1.2kw=0.66kw
4.4.2 選擇V帶的帶型
根據、由圖8-10選用A型。
4.4.3 確定帶輪的基準直徑並驗算帶速v
1、初選小帶輪的基準直徑。由參考文獻[2]表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑=80mm。
2、驗算帶輪v。按公式計算帶輪速度：
因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。
3、計算大帶輪的基準直徑。根據已知，計算大帶輪的基準直徑
=i=2.380mm=184mm
根據參考文獻[2]表8-8，圓整為=180mm。
4.4.4確定V帶的中心距和基準長度
1、初定=300mm，
由表8-2選帶的基準長度=1000mm。
2、計算實際中心距。
3、驗算小帶輪上的包角
4、計算帶的根數z
計算單根V帶的額定功率。
由和=1390r/min，查表8-4a得=0.8kw。
根據=1390r/min，i=2.3和A型帶，查表8-4b的=0.17kw。
查表8-5得=0.95，表8-2得=0.89，於是
計算V帶的根數z。
所以取一根帶。
計算單根V帶的初拉力的最小值
由參考文獻[2]表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以
應用
帶的實際初拉力＞。
計算壓軸力
壓軸力的最小值為
=192N
如圖：
圖4-4 大帶輪
4.5 彈簧的設計與計算
選取彈簧端部結構為端部並緊，磨平，支承圈為1圈；彈簧的材料為C級碳素彈簧鋼65Mn,彈簧的振動次數n=600r/min。
取彈簧絲直徑=4mm，旋繞比C=4.5，則得曲度系數
查表得，
F=
符合要求，取d=4mm，D=Cd=18mm，。如圖：
圖4-5 彈簧
彈簧驗算
1）彈簧疲勞強度驗算
由文獻[6],圖16-9，選取
所以有：
由彈簧材料內部產生的最大最小循環切應力：
可得： =
由文獻[6]，式（16-13）可知：
疲勞強度安全系數計算值及強度條件可按下式計算：
式中：——彈簧材料的脈動循環剪切疲勞極限
——彈簧疲勞強度的設計安全系數,取=1.3-1.7
按上式可得： ==1.3
所以此彈簧滿足疲勞強度的要求。
2）彈簧靜應力強度驗算
靜應力強度安全系數計算值及強度條件為：
式中——彈簧材料的剪切屈服極限，
——靜應力強度的設計安全系數，=1.3-1.7
所以得： =1.3
所以彈簧滿足靜應力強度。
所以此彈簧滿足要求。
4.6 軸的設計與計算
4.6.1 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩；
於是
4.6.2 初步確定軸的最小直徑
初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據參考文獻[2]表15-3，取，於是得：
由前面的軸承和皮帶輪確定軸最小直徑，這里取輸出的最小直徑，也就是安裝大帶輪處的直徑。
4.6.3 軸的結構設計
1）帶輪寬度
，所以取L=48mm，取軸套長度為16mm，因此。
初步選擇軸承蓋。軸肩高度h一般取為（0.07~0.1）d，這里軸承蓋的直徑，所以：
，，取=8mm，這里為M8螺釘。
，
，
，
，
，
， 取m=26mm。
所以。
取主偏心塊，
因此。
3）軸承長度選取。由前面軸承計算所知，軸承長度為20mm，所以。
，是箱體的長度，是箱體壁厚。所以
；
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。如圖：
圖4-6 軸尺寸圖
4.6.4 軸上零件的周向定位
帶輪、主偏心塊與軸的周向定位採用平鍵連接。按由參考文獻[1]查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸的配合為H7/g6；同樣，主偏心塊與軸的連接，選用平鍵為，長為22mm，與軸的配合為H7/g6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸
參考參考文獻[2]表15-2，取軸倒角為。
4.6.5 求軸上的載荷
圖4-6，受力分析及彎矩圖：
圖4-7
支反力：
彎矩M：
扭矩T：
4.6.6 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此＜，故安全。
4.6.7 精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
無鍵連接的軸部因只受扭矩作用，所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，所以無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，與主偏心塊連接的軸部應力集中最為嚴重。
2）截面校核
抗彎截面系數
抗扭截面系數
截面彎矩M為
截面扭矩為
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉切應力
軸的材料為45鋼，調質處理。有表15-1查得，，。
截面上由於軸肩而形成的理論應力集中系數及按參考文獻[2]附表3-2查取。因，，經插值後可查得
，
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為
，
故有效應力集中系數按式（附表3-4）為
由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數。
軸按磨削加工，由參考文獻[2]附圖3-4得表面質量系數為
軸未經表面強化處理，即，則按公式得綜合系數為
又由及得碳鋼的特性系數
，取
，取
於是，計算安全系數值，按公式計算得
遠大於S=1.5
故可知其安全。至此，軸的設計計算即告結束。如圖4-8：
圖4-8 軸
㈡ 求二級圓柱斜齒輪減速器的說明書還有cad圖紙，根據我的數據來算
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷變化不大,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V
表一:
題號
參數 1 2 3 4 5
運輸帶工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
運輸帶工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
捲筒直徑（mm） 250 250 250 300 300
二. 設計要求
1.減速器裝配圖一張(A1)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。
3.設計說明書一份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封設計
11. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。
傳動裝置的總效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率,為第一對軸承的效率，
為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，
為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算)。
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執行機構的曲柄轉速為n＝=82.76r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。
方案 電動機型號 額定功率
P
kw 電動機轉速
電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1） 總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82.76＝17.40
（2） 分配傳動裝置傳動比
＝×
式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取＝2.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57
根據各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33
4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1）各軸轉速
＝＝1440/2.3＝626.09r/min
＝＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
==82.93 r/min
（2）各軸輸入功率
＝×＝3.25×0.96＝3.12kW
＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：
＝×0.98=3.06 kW
＝×0.98=2.84 kW
＝×0.98=2.65kW
＝×0.98=2.52 kW
各軸輸入轉矩
=×× N·m
電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.25/1440=21.55 N·
所以: ＝×× =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m
=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
輸出轉矩：＝×0.98=46.63 N·m
＝×0.98=140.66 N·m
＝×0.98=305.12N·m
＝×0.98=281.17 N·m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.25 21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.設計V帶和帶輪
⑴確定計算功率
查課本表9-9得：
,式中為工作情況系數， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.
⑵選擇帶型號
根據，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶．
⑶選取帶輪基準直徑
查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常取（1%～2%），查課本表8-7後取。
⑷驗算帶速v
在5～25m/s范圍內，V帶充分發揮。
⑸確定中心距a和帶的基準長度
由於,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,
=.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距
取
⑹驗算小帶輪包角
，包角合適。
⑺確定v帶根數z
因，帶速，傳動比,
查課本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,並由內插值法得.
查課本表8-2得=0.96.
查課本表8-8,並由內插值法得=0.96
由公式8-22得
故選Z=5根帶。
⑻計算預緊力
查課本表8-4可得,故:
單根普通V帶張緊後的初拉力為
⑼計算作用在軸上的壓軸力
利用公式8-24可得:
6.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1） 齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=24
高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計
確定各參數的值:
①試選=1.6
查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.433
由課本圖10-26
則
②由課本公式10-13計算應力值環數
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(3.25為齒數比,即3.25=)
③查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:
[]==0.93×550=511.5
[]==0.96×450=432
許用接觸應力
⑤查課本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得: =1
T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09
=4.86×10N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d
=
②計算圓周速度
③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b==49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角=14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318=1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數=1
根據,7級精度, 查課本由表10-8得
動載系數K=1.07,
查課本由表10-4得K的計算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42
查課本由表10-13得: K=1.35
查課本由表10-3 得: K==1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d=d=49.53×=51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％5％，允許
② 計算當量齒數
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y和應力校正系數Y
查課本由表10-5得:
齒形系數Y＝2.592 Y＝2.211
應力校正系數Y＝1.596 Y＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
＝14.07609
因為＝/cos，則重合度系數為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝＝1.825,
Y＝1－＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10
查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K=0.86 K=0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[]=
[]=
大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數.於是由:
z==25.097 取z=25
那麼z=3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a===109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d==51.53
d==166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=30
速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33×30=69.9 圓整取z=70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K=1.6
②查課本由圖10-30選取區域系數Z=2.45
③試選,查課本由圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N=1.91×10
由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K=0.94 K= 0.97
查課本由圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[]==
[]==0.98×550/1=517
[540.5
查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24
=14.33×10N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b=d=1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m=
齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度
6. 計算載荷系數K
K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231
使用系數K=1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K=1.35 K=K=1.2
故載荷系數
K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d=d=65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056
z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797
由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y
（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝＝2.03
Y＝1－＝0.797
（8） 計算大小齒輪的
查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限
查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K=0.90 K=0.93 S=1.4
[]=
[]=
計算大小齒輪的,並加以比較
大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
計算模數
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數.
z==27.77 取z=30
z=2.33×30=69.9 取z=70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a===102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數,,等不必修正
分度圓直徑
d==61.34
d==143.12
計算齒輪寬度
圓整後取
低速級大齒輪如上圖：
V帶齒輪各設計參數附表
1.各傳動比
V帶 高速級齒輪 低速級齒輪
2.3 3.24 2.33
2. 各軸轉速n
(r/min) (r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各軸輸入功率 P
（kw） （kw） （kw） (kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各軸輸入轉矩 T
(kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m)
47.58 143.53 311.35 286.91
5. 帶輪主要參數
小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm）
中心距a（mm） 基準長度（mm）
帶的根數z
90 224 471 1400 5
7.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩
P=2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F=
F= F
F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.
D B 軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取. 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環寬度,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取.
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,
高速齒輪輪轂長L=50,則
至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.
傳動軸總體設計結構圖:
(從動軸)
(中間軸)
從動軸的載荷分析圖:
6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
==
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本表15-1查得：
因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K=1+=1.82
K=1+（-1）=1.26
所以
綜合系數為： K=2.8
K=1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1=0.1=12500
抗扭系數 =0.2=0.2=25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==K=
K=
所以
綜合系數為：
K=2.8 K=1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S=25.13
S13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d=55 d=65
查表6-1取： 鍵寬 b=16 h=10 =36
b=20 h=12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 []=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K=0.5 h=5
K=0.5 h=6
由式（6-1）得：
＜[]
＜[]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：
名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚 10
箱蓋壁厚 9
箱蓋凸緣厚度 12
箱座凸緣厚度 15
箱座底凸緣厚度 25
地腳螺釘直徑 M24
地腳螺釘數目 查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑 M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10
軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10
視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8
定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8
，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34
22
18
，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50
大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15
齒輪端面與內機壁距離 > 10
機蓋，機座肋厚 9 8.5
軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+=30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=95509550333.5
查課本,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm
希望對你有幫助~！