v帶減速器課程設計

A. 求V帶傳動及二級同軸式圓柱齒輪減速器課設帶裝配圖零件圖說明書 謝謝

由於裝置用於運輸機，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) 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 由於裝置用於運輸機，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 由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5 油麵指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 採用箱蓋吊耳、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 採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，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 由於軸承周向速度為，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，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易於調整，採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

B. 機械課程設計減速器，求各位大神發資料啊。感激不盡 設計一用於v帶運輸機上的一級級圓柱齒輪減速器。...

送你一份資料，自己好好看看就可以完成設計了！

C. 跪求 一級v帶減速器課程設計說明書和草圖 本人將萬分感謝！！！

供你參考

設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 一
2007年12月15日 星期六 23:41
機械設計課程設計計算說明書
一、傳動方案擬定…………….……………………………….2
二、電動機的選擇……………………………………….…….2
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
四、運動參數及動力參數計算………………………….…….5
五、傳動零件的設計計算………………………………….….6
六、軸的設計計算………………………………………….....12
七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19
八、鍵聯接的選擇及計算………..……………………………22

設計題目：V帶——單級圓柱減速器 第四組
德州科技職業學院青島校區 設計者：####
指導教師：%%%%
二○○七年十二月

計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。
（2） 原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s；
滾筒直徑D=280mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96
=0.82
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1250×1.70/1000×0.82
=2.6KW

3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×960V/πD
=60×960×1.70/π×280
=111r/min

按書P7表2－3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×111=666~2664r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。

根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min
。

4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。

三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/111=8.6
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=8.6/6=1.4

四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min)
nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.6KW
PII=PI×η帶=2.6×0.96=2.496KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.496×0.98×0.96
=2.77KW

3、 計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960
=25729N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.496/686
=34747.5N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114
=232048N•mm

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本表得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm
dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm
由課本P74表5-4，取dd2=140mm

實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/140
=685.7r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=686－685.7/686
=0.0004<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140)
所以有：168mm≤a0≤480mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400
=1024mm
根據課本表7-3取Ld=1120mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2）
=400+48
=448mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×600
=1800-140-100/448×600
=1800-5.350
=174.650>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本(7-5) P0=0.74KW
根據課本(7-6) △P0=0.11KW
根據課本（7-7）Kα=0.99
根據課本（7-23）KL=0.91
由課本式（7-23）得

Z= Pd/(P0+△P0)KαKL
=3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91
=5
(6)計算軸上壓力
由課本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N
=160N
則作用在軸承的壓力FQ，
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2
=1250N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級

考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=6
由課本取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n1=9550×2.6/960
=25.N•m
(4)載荷系數k
由課本取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本查得：
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
由課本查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得：
d1≥766(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm
=38.3mm
模數：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm
根據課本表9-1取標准模數：m=2mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2×20mm=40mm
d2=mZ2=2×120mm=240mm
齒寬：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm
取b=35mm b1=40mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本查得：
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
將求得的各參數代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000
=2.0096m/s

六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本並查表，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm

2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配

單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.

考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=40mm
②求轉矩：已知T2=34747.5N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求徑向力Fr
根據課本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
取d=35mm

2、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，
右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡
配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度

初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端
面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N•m
③求圓周力Ft：根據課本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=686r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據課本得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據課本得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本取f P=1.5
根據課本式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7206AC型的Cr=23000N
由課本式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>58400h
∴預期壽命足夠

2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=114r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據課本得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)計算當量動載荷P1、P2
取fP=1.5
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)計算軸承壽命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根據手冊7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本得：ft=1
根據課本式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>58400h
∴此軸承合格
八、鍵聯接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

D. 跪求 一級v帶減速器課程設計說明書和草圖 本人將萬分感謝！！！

參考資料
看一下這個貼子，有貼圖http://..com/question/157953917.html ，如果需要請確認你的貼子，即發你郵箱

E. 跪求大神 一級v帶減速器課程設計說明書和草圖 跪求跪求 萬分感謝啊

級v帶減速器課程設計說明書和草圖
感謝,就是不明白嗯
有什麼探討

F. v帶蝸桿減速器課程設計的有沒有啊，求幫助啊

有啊！但你得自個算算，不然你也看懂，好好學將來很有用得

G. 求機械基礎課程設計-單級圓柱齒輪減速器的一級V帶傳動的詳細數據和CAD圖紙

我有二級圓柱斜齒減速器

H. 求v帶傳動及二級圓柱減速器課程設計 cad裝配圖 零件圖

v帶傳動及二級圓柱減速器課程設計
cad裝配圖
零件圖
這個問題不是很大，

I. 機械設計課程設計-V帶-單級直齒圓柱齒輪減速器F=2KN,v=1.6m/s,D=300mm.(說明

不會這個，現在我好像從事機械加工工藝多些