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圓柱vi設計
發(fā)布時間：2023-04-29 13:52:19
稿源：
創(chuàng)意嶺 閱讀：
50
大家好！今天讓創(chuàng)意嶺的小編來大家介紹下關于圓柱vi設計的問題，以下是小編對此問題的歸納整理，讓我們一起來看看吧。
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本文目錄:
2級圓柱齒輪減速器 要求鼓輪直徑380mm 傳送帶速度0.8 扭矩1050
自己修改一下就可以啦,自己修改一下就可以啦，遺憾圖紙和有些公式搞不上去，
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉
原始數據
鼓輪的扭矩T（N·m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
設計內容
電動機的選擇與運動參數計算；
斜齒輪傳動設計計算
軸的設計
滾動軸承的選擇
鍵和連軸器的選擇與校核；
裝配圖、零件圖的繪制
設計計算說明書的編寫
設計任務
減速器總裝配圖一張
齒輪、軸零件圖各一張
設計說明書一份
設計進度
第一階段：總體計算和傳動件參數計算
第二階段：軸與軸系零件的設計
第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
電動機容量的選擇
工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝＝0.904
Pd＝3.76kW
電動機轉速的選擇
nd＝（i1’·i2’…in’）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N·m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
選精度等級、材料及齒數
材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
精度等級選用7級精度；
試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
確定公式內的各計算數值
試選Kt＝1.6
由圖10－30選取區(qū)域系數ZH＝2.433
由表10－7選取尺寬系數φd＝1
由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
由式10－13計算應力循環(huán)次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數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
計算
試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥
==67.85
計算圓周速度
v===0.68m/s
計算齒寬b及模數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
計算縱向重合度εβ
εβ==0.318×1×tan14=1.59
計算載荷系數K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1==mm=73.6mm
計算模數mn
mn =mm=3.74
按齒根彎曲強度設計
由式(10—17)
mn≥
確定計算參數
計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
計算當量齒數
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47
查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
計算大、小齒輪的并加以比較
==0.0126
==0.01468
大齒輪的數值大。
設計計算
mn≥=2.4
mn=2.5
幾何尺寸計算
計算中心距
z1=32.9，取z1=33
z2=165
a=255.07mm
a圓整后取255mm
按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=1355’50”
計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1=85.00mm
d2=425mm
計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
初步確定軸的最小直徑
d≥＝=34.2mm
求作用在齒輪上的受力
Ft1==899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
軸的結構設計
擬定軸上零件的裝配方案
I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
VI-VIII長度為44mm。
求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
精確校核軸的疲勞強度
判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由于軸選用40cr，調質處理，所以
，，。
（[2]P355表15-1）
綜合系數的計算
由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為，，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質量系數為，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為
碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為，
安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
初步確定軸的最小直徑
軸的結構設計
確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。
為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
軸肩固定軸承，直徑為42mm。
該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
該段由聯軸器孔長決定為42mm
按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。
III軸
作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
初步確定軸的最小直徑
軸的結構設計
軸上零件的裝配方案
據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
求兩軸承受到的徑向載荷
軸承30206的校核
徑向力
派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當量載荷
由于，，
所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為
軸承壽命的校核
II軸：
軸承30307的校核
徑向力
派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當量載荷
由于，，
所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為
軸承壽命的校核
III軸：
軸承32214的校核
徑向力
派生力
，
軸向力
由于，
所以軸向力為，
當量載荷
由于，，
所以，，，。
由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為
軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N·m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑，
軸孔長，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
第二個聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
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M16
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M16×1.5
潤滑與密封
齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
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。
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L-AN15潤滑油。
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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
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機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N?m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1’?i2’…in’）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區(qū)域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環(huán)次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數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） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數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） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
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。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整后取255mm
2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由于軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
，
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N?m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
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M16
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M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、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。
三、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L-AN15潤滑油。
四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的
http://hi.baidu.com/%B3%AF%CF%BC%C2%FE%CC%EC%CE%E8/blog/item/12fe3e22305100a34723e86f.html
http://hi.baidu.com/ai4qianlong/blog/item/5d2b965cf9fc9947fbf2c0af.html
http://hi.baidu.com/li%5Fquan/blog/item/c55f1f332b4d0cfb1a4cff29.html
供你參考
如何選擇包裝設計公司
隨著我國物質生活日益豐富，人民購買力的不斷提高，以及加入WTO國際貿易的不斷增加，同類產品的差異性減少，品牌之間使用價值的同質性增大，因此對消費者而言：什么樣的產品能吸引住他們的注意，什么樣的產品能讓其選擇購買，這就對同類產品的包裝設計提出了更高的要求，只有在包裝設計的創(chuàng)意定位策略上下工夫，這樣才能使自己的產品“白里透紅，與眾不同”。
創(chuàng)意定位策略在包裝設計的整個運作過程中占有極其重要的地位，包裝設計的創(chuàng)造性成分主要體現在設計策略性創(chuàng)意上。所謂創(chuàng)意，它最基本的含義是指創(chuàng)造性的主意，一個好的點子，一個別人沒有過的東西。當然這個東西不是無中生有的，而是在已有的經驗材料的基礎上加以重新組合。定位策略是一種具有戰(zhàn)略眼光的設計策略，他具有前瞻性、目的性、針對性、功利性的特點當然它也有局限性。創(chuàng)意定位策略成功包裝設計的最核心、最本質的因素。以下幾中包裝創(chuàng)意定位策略在包裝設計中起著舉足輕重的地位。
1、品牌形象策略
隨著經濟的不斷發(fā)展，任何一種暢銷的產品都會迅速導致大量企業(yè)蜂擁同一市場，產品之間的可識別的差異變得越來越模糊，產品使用價值的差別也越發(fā)顯得微不足道，如果這時企業(yè)還一味強調產品的自身特點，強調細微的產品差異性，這樣消費者是不認可的。相反產品的品牌形象卻日趨重要，在品牌形象策略中：一是強調品牌的商標或企業(yè)的標志為主體，二是強調包裝的系列化以突出其品牌化。國外的香煙包裝許多都是采用了以品牌的商標或企業(yè)的標志為設計的主體，如萬寶路、555、希爾頓、摩爾等。系列化包裝由于CIS的導入而產生了質的飛躍，他不僅僅是用一種統(tǒng)一的形式、統(tǒng)一的色調、統(tǒng)一的形象來規(guī)范那些造型各異、用途不一又相互關聯的產品，而且他還是企業(yè)經營理念的視覺延伸，使商品的信息價值有了前所未有的傳播力。塑造產品的品牌形象實際上是對產品的第二次投資，是對產品附加值的提升。
2、產品外型差異化策略
產品外型差異化策略就是尋找產品在包裝外觀造型，包裝結構設計等方面的差異性，從而突出自身產品的特色。
例如紙盒的包裝結構設計多至上百種，如何選用何種結構來突出產品的特色以及強烈的視覺沖擊力，是選用三角形為基本平面，還是選用四角形或五角型，或者梯形、圓柱性、弧型或異性等到為基本平面。在選擇產品外觀造型時，一是要考慮產品的保護功能，二是要考慮其便利功能，當然也包括了外觀造型的美化功能。喜之郎果凍之水晶之戀心型系列外包裝，雖然其電視廣告宣傳有點東施效顰電影泰坦尼克號的情節(jié)，但是其商品的包裝卻是一件成功之作。水晶之戀系列包裝它不僅喚起了顯在的消費群體的注意，而且還喚起了潛在消費群體的注意，產品的目標對象也從兒童擴大到一切相戀的群體。這一切都歸功于水晶之戀的心型包裝設計定位以及品牌定位。
3、產品銷售的差異化策略
產品銷售的差異化策略主要是指找尋產品在銷售對象、銷售目標、銷售方式等方面的差異性。產品主要是針對哪些層次的消費群體，也就是社會階層定位，消費對象是男人還是女人，是青年、兒童還是老人，以及不同的文化，不同的社會地位，不同的生活習慣，不同的心理需求，產品的銷售區(qū)域、銷售范圍、銷售方式等都影響和制約著包裝設計的方方面面。兒童用品主要的消費群體是兒童，但購買對象除了目標消費群體的兒童以外最主要的購買群體是他們的父母和長輩，因此在包裝設計的時候除了在圖型、色彩、文字、編排上考慮兒童的喜好外，還要考慮其父母和長輩望子成龍的心理。因此有些商品在包裝在印一些富有知識或有情趣的小故事，雖然這些內容和產品并不是很相干，但確切中了父母們關注孩子智力發(fā)展的心理。從銷售方式上看：一是它的銷售渠道，二是它的銷售方式，不同的產品在不同的時期、不同的環(huán)境、不同的季節(jié)等都會采用不同的銷售方式和目標。例如今年的雀巢咖啡在中國傳統(tǒng)的中秋佳節(jié)推出了“繽紛選擇，雀巢有禮”的大型酬賓活動，十幾種產品不僅都換上了中國傳統(tǒng)的大紅外套包裝，并配有中秋月圓的圖型和字樣，而且還有驚喜和禮品相送，為激烈的月餅大戰(zhàn)平添了一道亮麗的風景線，也為消費者提供了新的人際交往理念。
4、產品性能上的差異化策略
產品性能上的差異化策略，也就是找出同類產品所不具有的獨特性做為創(chuàng)意設計重點。對產品功能即性能的研究是品牌走向市場，走向消費者的第一前提。例“白加黑”感冒藥，白天服白片不磕睡，晚上服黑片睡得香，由于在產品功能、特性上與傳統(tǒng)的感冒藥相區(qū)別，特別是藥片設計和外包裝設計圍繞著黑白2色做文章，使該產品相對于其他同類產品在市場上就容易爭得有利的位置。有些同類產品質量相當，各自的表達方式也很接近，如何突出與眾不同的特點，在設計時就不能放過任何微小的特點。例如汰漬、威白、雕牌等洗衣粉的包裝設計。絕大多數洗衣粉在包裝的設計定位上強調干凈、清潔、清爽、潔靜，因此在包裝設計的色彩上都采用綠色、藍色、青色等與白色搭配，以突出其定位思想，而其中的汰漬洗衣粉則采用了橙紅色系列以突出產品的活力性、高效性。由于大量洗衣粉包裝采用冷色調，這樣作為在色彩上與之對比強烈的暖色產品當然引人注目了，就好象“萬綠叢中一點紅”。
5、價格差異化策略
價格是商品買賣雙方關注的焦點，也是影響產品銷售的一個重要因素。日本學者仁科貞文認為：“一般人難以正確評價商品的質量時，常常把價格商低當做評價質量優(yōu)劣的尺度。在這種情況下確定價格會決定品牌的檔次，也影響到對其它特性的評價?！奔偃缥覀儼旬a品的價格歸納為一個三角形，那和在這個三角形，也不是最低的，而是中間的梯形，這一切都取決于產品的功效、特性、以及目標消費群體、相關同類產品的市場定位。價格定位的目的是為了促銷、增加利潤，因為不同的階層有不同的消費水平，任何一個價位都擁有相關的消費群體。例如“金利來，男人的世界”，從他的價格定位來看是男裝的中高檔產品，該公司認為產品的價格雖然高一點，但這是展示一個人身份的標志，價格高一點也有相應的消費群。在產品的外包裝設計上為了突出其品牌定位。消費者看到的不僅是產品所擁有的品牌的自然價值，而且還看到了其擁有的精神價值。
以上所述的包裝創(chuàng)意定位策略在設計構思中并不孤立存在的，很多時候是交叉考慮的。只有創(chuàng)意獨特的包裝定位策略才能指導成功的包裝設計，因為它是設計構思的依據和前提。
瑞顏廣告是國內知名的品牌VI設計和包裝設計公司之一，10余年的包裝設計經驗，擁有國內優(yōu)秀的設計和策劃團隊。致力于“不斷拉近品牌和消費者距離，提升企業(yè)品牌核心價值”。服務的客戶當中不乏眾多知名的企業(yè)如恒大集團、萬達集團、屈臣氏、廣汽集團、廣藥集團、保利地產、南粵基金、嶺南集團、中國銀行、合生元、美贊臣等，是中國首家“全價值鏈品牌管理”綜合服務商。
求一級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書和裝配圖
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩(wěn)、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N?m）：850
鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1’?i2’…in’）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區(qū)域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環(huán)次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數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） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數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） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
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。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整后取255mm
2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由于軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。
III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
，
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由于 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由于 ， ，
所以 ， ， ， 。
由于為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（N?m） 極限應力
（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
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M16
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M16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、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。
三、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L-AN15潤滑油。
四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。
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