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以减速机的输出轴为例，其轴承：主要靠与轴承座孔和与轴的配合来完成周向固定，靠套筒，挡油板，轴肩和轴承盖完成轴向固定；齿轮：主要靠键与轴连接完成轴向固定，靠轴肩，套筒，挡油板完成轴向固定。

一般采用普通键连接，因为连接简单可靠，还可以传递扭矩。键是一种标准件，通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零件，起周向固定零件的作用以传递旋转运动和扭矩，楔键还可以起单向轴向固定零件。而导键、滑键、花键还可用作轴

轴系两端固定和轴系一端固定。在减速机轴系固定方式采用轴系两端固定和轴系一端固定，一端游动两种方式。而两端固定方式又采用轴承端盖外装式及轴承端盖嵌入式两种。

不是固定的，要依据实际的尺寸链换算得来。一般来说是要保证轴向尺寸或者轴承的轴向间隙或预紧力。特殊情况下还可以考虑实际选配。轴肩：分为定位轴肩和非定位轴肩两类，利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就必然

齿轮减速机里如何固定齿轮防止轴向偏移?

1流动式轮胎起重机可以吊载行驶,汽车起重机不允许吊载行驶。2流动式轮胎起重机适合在经常转换工作场地作业的情况下使用。3流动式起重机的变幅机构可以实现吊钩在水平平面内移动。4发动机中曲柄连杆机构的作用是将活塞的直线运动转变为曲柄

JM系列为齿轮减速机传动卷扬机。适用于建筑安装公司、矿区、工厂的土木建筑及安装工程。由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。同轴卷扬机：（又叫微型卷扬机）电机与钢丝绳在同一传动轴上，轻便小巧，节省空间

能看出来,电动葫芦一般都是有卷筒与外罩的.刹车在电机尾部. 卷扬机卷筒是裸露的而且没有绳槽,刹车是单独的制动器.

起升机构由液压马达、双级圆柱齿轮、减速器、制动器、卷筒、钢丝绳、起重钩系统组成。其制动器为常闭摩擦片干式制动器，它的控制由制动油缸实现，并可在起重过程中任何位置实现重物停稳而不下滑。在起升机构液压回路中装有

卷扬机的绳子长度＞5倍*秆长+卷扬机一层全满。副卷扬长度＞2倍*秆长（加副）+卷扬机一层全满。

1、 卷扬机司机必须经过专业培训，考试合格，持证上岗作业，并专人专机。2、 卷扬机安装的位置必须选择视线良好，远离危险作业区域的地点。卷扬机距第一导向轮（地轮）的水平距离应在15m左右。从卷筒中心线到第一导轮的距离，

你说的卷筒轴是联接在马达的输出轴和减速机之间的那根轴，是用来传递扭矩的，那根轴每个卷筒都有（上次回答有错误），而且是必须有。因为液压马达的输出轴很短，而减速机里面的洞比较深，所以有个卷筒轴来传递扭矩。卷筒轴

汽车起重机中卷扬减速机与卷筒,卷筒轴关系? 其安装顺序等 麻烦懂的说的详细点,谢谢

本设计对象为飞剪齿轮减速器,总传动比i=16,实际输入功率N=120KW;输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求,减速器启动频繁,工作时一般不逆转,设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器,要求减速器箱体

线,即轴线、对称平面迹线及其它作图线,最后画主要零件的部分外形线。 2、依此画出装配线上的各个零件 按先画装配线上起定位作用的零件和由里到外的顺序画出各个零件。 对该减速器,在画图时应从俯视图入手,从俯视图一对啮合齿轮画起

设计一用与带式运输机的单级圆柱齿轮减速器 运输机连续两班工作制,单向运转,载荷平稳,空载启动。减速器小批量生产,使用寿命5年,运输带速度允许误差正负5% 联轴器,轴承 带传动 齿轮传动等效率取常用值设计任务 1减速器部件装配图1张 2

能不能给我发一个一级斜齿圆柱齿轮减速器装配工作图和零件图,我好打印出来照着画,自己实在是不怎么会,邮箱307877496@qq.com大概就是这种的能用软件打开的CAD的图很急~! 能不能给我发一个一级斜齿圆柱齿轮减速器装配工作图和

求一级斜齿圆柱齿轮减速器装配工作图和零件图

1:1比例绘制。 画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系,下面介绍该减速器的有关结构: 1、两轴系结构 由于采用直齿圆柱齿轮,不受轴向力,因此两轴均由滚动轴承支承。轴向位置由端盖确定,而端盖嵌入箱体上对应槽中,两槽

圆柱齿轮 装配图 零件图 DWG格式 电动机额定功率Ped =2.2kw 网上资料只能参考,自己还是要动手,动脑做做的 需要确认贴子发你邮箱

行星减速器结构图：

一级圆柱齿轮减速器装配图的画法 一、仔细分析，对所画对象做到心中有数 在画装配图之前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结构特点以及各组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中

齿轮减速器装配图：

一级圆柱直齿轮减速器装配图和零件图!如题 谢谢了

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1、减速器的安装 (1)减速器输入轴直接与原动机连接时,推荐采用弹性联轴器;减速器输出轴与工作机联接时,推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 (2)减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上,排油槽的油应能

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

最大的是箱体，圆柱斜齿齿轮，齿轮轴3根，轴承6个，挡油圈12个，轴承改6个，螺丝N个，给你个图片你自己看吧！！！谢谢，

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1、联轴器功能 联轴器是通用机械设备电机与轴承或两轴相连接的中间件，联轴器具备高扭矩刚性、零回转间隙、弹性体补偿制造机械在传动过程中两轴所产生的径向、轴向、角向偏差、顺时针与逆时针回转特性相平等特点.为造纸、冶金、

联轴器与离合器区别 一、联轴器是把2个半轴联在一起，是动力得以有效传递。在工作时不可脱开。二、离合器是动力传递的一种特殊方式，它要求在工作时可随时脱开或接合，故称离合器。三、联轴器只有连接传动作用；离合器不仅

联轴器的作用如下：1.联轴器的作用是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转并传递扭矩，部分联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。2.消除径向力的惯性, 电机主轴与负载的连接,用联轴器,在电机

严格说：联轴器是由两个半联轴节组成的（输入和输出端轴套），应该说联轴节指的是一个轴套。但在描述过程中往往忽视了这些，把联轴节和联轴器混为一团。老叫法中：接手、靠背轮都是指的联轴器。

联轴器的作用是：1、缓冲、减振和提高轴系动态性能，联轴器是指联接两轴或轴与回转件，在传递运动和动力过程中一同回转，在正常情况下不脱开的一种装置。有时也作为一种安全装置用来防止被联接机件承受过大的载荷，起到过载保

联轴器是机械传动系统中的重要组成部分，常用于联接两轴或轴与回转件以传递扭矩及运动。简单来说，联轴器是用来联接不同结构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。联轴器广泛地应用于冶金、化工、机

联轴器是用作连接两个轴，用来传的扭矩； 轴套是用于轴与支座接触的地方，减少轴于支座的摩擦，便于跟换。 追问： 轴套能做联轴器用吗？ 回答： 不能

什么是联轴套,有什么作用?它和联轴器有什么区别?

联轴器的材质有：45号钢、40CrMo、不锈钢、铸钢、铸铁、铝合金等。 联轴器又称联轴节。用来将不同机构中的主动轴和从动轴牢固地联接起来一同旋转，并传递运动和扭矩的机械部件。有时也用以联接轴与其他零件（如齿轮、带轮等）。 常由两半合成，分别用键或紧配合等联接，紧固在两轴端，再通过某种方式将两半联接起来。联轴器可兼有补偿两轴之间由于制造安装不精确、工作时的变形或热膨胀等原因所发生的偏移（包括轴向偏移、径向偏移、角偏移或综合偏移）；以及缓和冲击、吸振。 扩展资料： 根据不同的工作情况，联轴器需具备以下性能： 1、可移性。联轴器的可移性是指补偿两回转构件相对位移的能力。被连接构件间的制造和安装误差、运转中的温度变化和受载变形等因素，都对可移性提出了要求。可移性能补偿或缓解由于回转构件间的相对位移造成的轴、轴承、联轴器及其他零部件之间的附加载荷。 2、缓冲性。对于经常负载起动或工作载荷变化的场合，联轴器中需具有起缓冲、减振作用的弹性元件，以保护原动机和工作机少受或不受损伤。 联结器的优点： 联结器有时也兼有过载安全保护作用。 联结器属于机械通用零部件范畴，用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。 在高速重载的动力传动中，有些联结器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联结器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联结器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的联接部件。 1、具有较高弹性（低刚度，大柔度），承受公称扭矩时转角为10度，最大转矩时为25度，可以降低轴系固有振动频率，改变柴油机动力装置轴系的扭振特性，使柴油机在需用转速范围内不出现危险的共振转速。 2、具有较好的阻尼减振特性，可以吸收部分振动能量，减少通过振点时的振动振幅，降低轴段扭振应力。 3、可以吸收和降低柴油机输出转矩的波动，对装有减速齿轮箱的柴油机动力装置而言，可以减少变动转矩时对齿轮面敲击，延长齿轮使用寿命。 4、能补偿轴线偏移，它不仅在扭转方面有高弹性而且在轴向，径向和角向也是具有弹性，安装时较轻易对中，能补偿安装后船体，机座变形而产生的误差，保证柴油机和轴系的正常运转。 5、能实现机座减振和隔离固体声及绝缘电流。柴油机装了减振机座后，它与轴系之间产生相对振动，只有装了在轴向，径向，角向三个方面均有弹性的弹性环联结器，才能在主机下面安装减振机座，同时还能隔离固体声，减低噪声。 由于弹性环联结器采用的是天然橡胶构件，绝缘性能良好，能防范轴向电流。 参考资料来源：百度百科——联轴器
联轴器的作用是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转并传递扭矩，部分联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。 联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的连接部件。常用联轴器有膜片联轴器，齿式联轴器，梅花联轴器，滑块联轴器，鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全联轴器，弹性联轴器及蛇形弹簧联轴器。 联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，会引起两轴相对位置的变化，往往不能保证严格的对中。根据联轴器有无弹性元件、对各种相对位移有无补偿能力，即能否在发生相对位移条件下保持联接功能以及联轴器的用途等，联轴器可分为刚性联轴器，挠性联轴器和安全联轴器。
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机械设计课程设计 说明书 学院：西安交通大学机械学院 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设0602 姓名：XXX 教师：XXX 目 录 一、设计数据及要求 2 1.工作机有效功率 2 2.查各零件传动效率值 2 3.电动机输出功率 3 4.工作机转速 3 5.选择电动机 3 6.理论总传动比 3 7.传动比分配 3 8.各轴转速 4 9.各轴输入功率： 4 10.电机输出转矩： 4 11.各轴的转矩 4 12.误差 5 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5 四、齿轮传动校核计算 5 （一）、高速级 5 （二）、低速级 9 五、初算轴径 13 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14 （一）、中间轴 14 （二）、输入轴 20 （三）、输出轴 24 七、选择联轴器 28 八、润滑方式 28 九、减速器附件： 29 十一 、参考文献 29 一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班； 二、 确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 故： 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取1000 5.选择电动机 选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸 D×E 建联接部分尺寸 F×CD 132 216×140 12 38×80 10×8 6.理论总传动比 7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩： 11.各轴的转矩 12.误差 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 η/ % 电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99 Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。 选用8级精度。 四、齿轮传动校核计算 （一）、高速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =19, 则 式中： ——大齿轮数； ——高速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 ．计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为105mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3．校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 （二）、低速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =23, 则 式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为145mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3.校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 五、初算轴径 由参考文献[1]P193公式10.2可得： 齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： （一）、中间轴 1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为： 5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2 ，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。 7.计算应力 初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。 由 ，故齿轮3可与轴分离。 又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 9．校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 10.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm 联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 七、选择联轴器 由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。 八、润滑方式 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。 九、减速器附件： 1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。 6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。 十一 、参考文献 1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006 2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005 3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003 4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004 5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003 6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

根据你的传动参数来设计。。 给你个例题！自己照着改动一下： 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=95mm>dmin=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 =158.670>1200（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/FR148000h ∴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/FR148000h ∴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： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 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a<250) (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ν<12m/s，当m<20 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
邮箱给我，传你 看一下你要的是不是这个图，注意我在帖子中的说明，这个帖子http://zhidao.baidu.com/question/270807654.html有贴图，如果能帮你请hi我或者确认你的帖子时说明，我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸 提问者：蓝o若 ，一级斜齿轮减速器装配图，参数是f=1150n,v=1.6ms,d=260mm,10年,2班制,寿命18000小时,中等载荷. 发件人：朋双喆 时 间：2011年11月8日(星期二) 中午12:28 纯文本 | 收件人： 9607749 附 件：4 个 ( 一级斜齿轮减速器装配图，参数是f=1150n,v=1.6ms,d=260mm,10年,2班制,寿命18000小时,中等载荷. .dwg... )
给个邮箱，给你发。装配图 轴 齿轮 都有
卷扬机操作规程 1、 卷扬机司机必须经过专业培训，考试合格，持证上岗作业，并专人专机。 2、 卷扬机安装的位置必须选择视线良好，远离危险作业区域的地点。卷扬机距第一导向轮（地轮）的水平距离应在15m左右。从卷筒中心线到第一导轮的距离，带槽卷筒应为卷筒宽度的15倍，无槽卷筒应大于卷筒宽度的20倍。钢丝绳在卷筒中间位置时，滑轮的位置应与卷筒中心垂直。导向轮不得用开口拉板（俗称开口葫芦）。 3、卷扬机与支承面的安装定位，应平整牢固。卷扬机后面应埋设地锚与卷扬机底座用钢丝绳拴牢，并应在底座前面打桩。 4、钢丝绳应从卷筒下方卷入。卷筒上的钢丝绳应排列整齐，应至少保留3圈。导向轮至卷扬机卷筒的钢丝绳凡经过通道处必须遮护。 5、 卷扬机安装完毕必须按标准进行检验，并进行空载、动载、超载试验。空载试验：即不加载荷，按操作中各种动作进行反复进行，并试验安全防护装置灵敏可靠。动载试验：即按规定的最大荷载动作进行。超载试验：一般在第一次使用前，或经大修后按额定载荷的110%～125%逐渐加载进行。 6、每日班前应对卷扬机、钢丝绳、地锚、地轮、离合器、制动器、棘轮棘爪等进行检查，确认无误后，试空车正常后方可正式作业。钢丝绳符合检验标准，无断丝、变形、接头，没有较严重是锈蚀情况。地锚或其它固定点无走动或变形迹象。地轮完好，转动灵活，无裂纹或损伤痕迹。 7、 卷扬机在运行中，操作人员（司机）不得擅离岗位。 8、 卷扬机司机必须听清信号，当信号不明或有可能引起事故时，必须停机待信号明确后方可继续作业。 9、 吊物在空中停留时，除用制动器外并应用棘轮保险卡牢。作业中如遇突然停电必须先切断电源，手柄板回零位，然后按动刹车慢慢放松，将吊物匀速缓缓地放至地面。对无离合器手控制动的，应监护现场，防止意外事故。 10、保养设备必须在停机后进行，严禁在运行中进行维护保养或加油。 11、夜间作业必须有足够的照明装置。 12、卷扬机不得超吊或拖拉超过额定重量物件。 13、司机离开时，必须切断电源，锁好闸箱。 14、卷扬机刹车不得随意调整，调整后必须要进行起吊试验。 15、司机必须要对电气接线和闸箱的完好进行经常性的检查：闸箱内的电器罩壳必须完好、齐全。卷扬机电机接线可靠，接线盒、风扇罩壳齐全，安装牢固。卷扬机、闸箱和控制开关接零线或接地线用螺拴连接可靠，禁止用线头缠绕连接。卷扬机在露天作业时，应采取防止电气设备受潮的措施。 16、发生电气设备故障时，司机应立即通知电工来处理，禁止擅自处理。
是一个比较困难的事情。 如果你只是偶尔安装一下的话，就只能以安装基础为基础来找正卷筒和减速机的位置关系。如果你是生产厂家的话，最好是做一套安装工装来保证安装精度。
不是固定的，要依据实际的尺寸链换算得来。一般来说是要保证轴向尺寸或者轴承的轴向间隙或预紧力。特殊情况下还可以考虑实际选配。 轴肩：分为定位轴肩和非定位轴肩两类，利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。另外，轴肩过多时也不利于加工。因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合。 扩展资料： 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=20~40。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。 参考资料来源：百度百科-齿轮
你好！ 缺口螺母，当然需要轴承了。 仅代表个人观点，不喜勿喷，谢谢。

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