本文目录一览：
- 1、KTR是外国品牌吗?
- 2、设计题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级圆柱齿轮减速箱。
- 3、高弹性联轴器有哪些品牌
- 4、设计一个带式传动装置电动机转矩为2800，带速为1.5M/S卷筒直径为400mm,该如何设阿
- 5、带式输送机中单级闭式直齿圆柱齿轮减速器怎么选材
- 6、欧凯联轴器好还是德国KTR联轴器好?
KTR是外国品牌吗?
是的
德国KTR 品牌简介
KUPPLUNGSTECHNIK GMBH自从进入中国市场以来,凭借其优良的品质、丰富的产品种类以及慎哗热情的服务,在中国联轴器市场取得了极大的成功,尤其是其ROTEX系列联轴器,在中国的CNC以及工程机械行业占领了较大的市场份额。
KTR连轴器广泛应用于工程机械、机床、冶金、石油化工设备及各种通用宽激行机械等，几乎所有需要动力传递的机械设备中都要用到KTR的产品。由于其的性能和优良的品质，KTR的产品已为世界各地的设备厂商所采用。
KTR联轴器特点：
有钢质轴套,扭向铅伏弹性,免维护,吸收振动;
轴向插入式安装,失效保护;
良好的动态特性;设计紧凑,惯性小;
成品孔径公差按照ISO标准为H7,键槽宽公差标准DIN 6885/1为JS9.
KTR联轴器弹性体的正常工作温度为-40-+100℃,允许的zui高瞬时温度为120℃.弹性体的肖氏硬度通常为92 Shore A,若需传递更高扭矩,可选用硬度为95/98 Shore A和64D-F的弹性体.弹性体耐磨,抗油,抗臭氧,抗老化,其耐水解性适合热带气候地区.由于具有的内部缓冲,能保护传动不受过载的影响.
德国KTR公司主要产品有：KTR联轴器、KTR曲面齿联轴器、KTR尼龙曲面齿联轴器、KTR特种曲面齿联轴器、KTR扭力限制器、KTR涨紧套、KTR力矩转速检测仪
设计题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级圆柱齿轮减速箱。
目 录
一 课程设计书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参考资料 32
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一:
题号
参数 1 2 3 4 5
运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
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. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝ =82.76r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传洞镇念动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定纳困型号为旅悄Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速
电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
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 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1） 总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40
（2） 分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3，则减速器传动比为 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.33
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝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） 各轴输入功率
＝ × ＝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
则各轴的输出功率：
＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
= × × N•m
电动机轴的输出转矩 =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
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N•m
＝ ×0.98=140.66 N•m
＝ ×0.98=305.12N•m
＝ ×0.98=281.17 N•m
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.25 21.55 1440
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.设计V带和带轮
⑴ 确定计算功率
查课本 表9-9得：
,式中 为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵ 选择带型号
根据 ， ,查课本 表8-8和 表8-9选用带型为A型带．
⑶ 选取带轮基准直径
查课本 表8-3和 表8-7得小带轮基准直径 ，则大带轮基准直径 ,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本 表8-7后取 。
⑷ 验算带速v
在5～25m/s范围内，V带充分发挥。
⑸ 确定中心距a和带的基准长度
由于 ,所以初步选取中心距a： ，初定中心距 ，所以带长,
= .查课本 表8-2选取基准长度 得实际中心距
取
⑹ 验算小带轮包角
，包角合适。
⑺ 确定v带根数z
因 ，带速 ，传动比 ,
查课本 表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 .
查课本 表8-2得 =0.96.
查课本 表8-8,并由内插值法得 =0.96
由 公式8-22得
故选Z=5根带。
⑻ 计算预紧力
查课本 表8-4可得 ,故:
单根普通V带张紧后的初拉力为
⑼ 计算作用在轴上的压轴力
利用 公式8-24可得:
6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1） 齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z =i×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力
⑤查课本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
=
②计算圆周速度
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN•m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[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
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.97
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度
6. 计算载荷系数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
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN•m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 计算大小齿轮的
查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度
圆整后取
低速级大齿轮如上图：
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各轴输入转矩 T
(kN•m)
(kN•m) (kN•m) (kN•m)
47.58 143.53 311.35 286.91
5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
7.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
D B
轴承代号
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. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚
10
箱盖壁厚
9
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
15
箱座底凸缘厚度
25
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径
M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
10
机盖，机座肋厚
9 8.5
轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
高弹性联轴器有哪些品牌
高弹性联轴器的品牌有很多，泊头万盛品牌挺不错的，其实无论是那个品牌只要是适合自己的就可以了。
高弹性联轴器的分类简介：
LC系列高弹性联轴器具体型号：LC1410、LC1610、LC1910、LC1910、LC2610、LC3010、LC3410、LC4010。
高弹性联轴器是一种扭转型高弹性联轴器，它除了适用于中、小马力闹尘齿轮箱外，也适用于其它以柴油机为主动力的动力传动装置、主要部件有内齿圈和带齿的弹性组件。
弹性联轴器备信的特性与构成弹性联轴器通常由金属圆棒线切割而成，常用的材质有铝合金、不锈钢、工程塑料。弹性联轴器运用平液滚禅行或螺旋切槽系统来适应各种偏差和精确传递扭矩。弹性联轴器通常具备良好的性能而且有价格上的优势，在很多步进、伺服系统实际应用中。泊头万盛 联轴器望采纳！谢谢
设计一个带式传动装置电动机转矩为2800，带速为1.5M/S卷筒直径为400mm,该如何设阿
你要的是不是着东西?
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算………………………旦银段……………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二． 工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三． 原始数据
鼓轮的扭矩T（N?m）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 设计内容
1. 电动机模誉的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五． 设计任务
1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份
六． 设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
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，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。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） 工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’?i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定搏蚂传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%5%，所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（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
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3） 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88
（3） 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1） 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4． 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1） 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2） 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 综合系数的计算
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为 ， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ，
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。
2） 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
III轴
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴：
1．求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
II轴：
6、 轴承30307的校核
1） 径向力
2） 派生力
，
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
III轴：
7、 轴承32214的校核
1） 径向力
2） 派生力
3） 轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
4） 当量载荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
5） 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号 直径
（mm） 工作长度
（mm） 工作高度
（mm） 转矩
（N?m） 极限应力
（MPa）
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ，
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
带式输送机中单级闭式直齿圆柱齿轮减速器怎么选材
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天橡铅计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
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
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2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）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1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 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考握祥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2.2。
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=1420/121.5=11.68
2、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=11.68/3=3.89
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=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
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、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设梁皮好计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
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=95mmdmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
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=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+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.6701200（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=1.4KW
i≠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=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) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、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=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(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=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数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
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(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=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(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=71.86pa [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa [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a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
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=60Mpa
2、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×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、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9.4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=50mm
II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）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ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=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
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=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?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=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa [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=60Mpa
2、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×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 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=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴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在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa[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=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(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=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(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、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本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)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(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=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本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)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度： =36.60120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
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承苗壤驷春柏
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欧凯联轴器好还是德国KTR联轴器好?
嘿嘿。。。这个似乎很难比较呢？第一两个品牌的联轴器都是采用德国持技术，第二质量衡晌盯，精咐和度耐用方面也差不多，第三性价比方面欧凯联轴器比谨前德国KTR联轴器要高很多
关于联轴器55ktr 和联轴器找正最简单方法的介绍到此就结束了，不知道你从中找到你需要的信息了吗 ？如果你还想了解更多这方面的信息，记得收藏关注本站。
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